WO2016136288A1 - ヒートポンプサイクル - Google Patents

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WO2016136288A1
WO2016136288A1 PCT/JP2016/050390 JP2016050390W WO2016136288A1 WO 2016136288 A1 WO2016136288 A1 WO 2016136288A1 JP 2016050390 W JP2016050390 W JP 2016050390W WO 2016136288 A1 WO2016136288 A1 WO 2016136288A1
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WO
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refrigerant
passage
heat
liquid
gas
Prior art date
Application number
PCT/JP2016/050390
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English (en)
French (fr)
Inventor
紘明 河野
Original Assignee
株式会社デンソー
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
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Application filed by 株式会社デンソー filed Critical 株式会社デンソー
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B13/00—Compression machines, plants or systems, with reversible cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B43/00—Arrangements for separating or purifying gases or liquids; Arrangements for vaporising the residuum of liquid refrigerant, e.g. by heat

Definitions

  • This disclosure relates to a heat pump cycle.
  • the heat pump cycle constituting the vapor compression refrigeration cycle when used in a low temperature environment in which the outside air temperature is lower than ⁇ 20 ° C., the density of refrigerant sucked in the compressor decreases due to a decrease in evaporation pressure. Heating capacity will be significantly reduced.
  • the intermediate cooler which is an indispensable configuration in Patent Document 1
  • the intermediate cooler is a heat exchanger that exchanges heat between a high-pressure refrigerant and an intermediate-pressure refrigerant.
  • the high-pressure refrigerant and the low-pressure refrigerant are heated.
  • the amount of heat exchange between the high-pressure refrigerant and the intermediate-pressure refrigerant decreases.
  • a decrease in the amount of heat exchange between the high-pressure refrigerant and the intermediate-pressure refrigerant in the intermediate cooler increases the possibility that the intermediate-phase refrigerant will not evaporate and the liquid-phase refrigerant is sucked into the compressor, resulting in a decrease in compressor reliability. This is not preferable.
  • Means for ensuring the reliability of the compressor include limiting the flow rate of the intermediate-pressure refrigerant sucked into the compressor and limiting heat exchange between the high-pressure refrigerant and the low-pressure refrigerant in the intermediate cooler. Conceivable.
  • any of these proposals causes a reduction in the heating capacity in the heat pump cycle.
  • the proposal to limit the flow rate of the intermediate pressure refrigerant sucked into the compressor is that the density of refrigerant sucked into the compressor is reduced, and the amount of heat dissipated in the radiator is reduced, thereby reducing the heating capacity in the heat pump cycle.
  • the proposal to limit the heat exchange between the high-pressure refrigerant and the low-pressure refrigerant in the intermediate cooler is that the enthalpy on the inlet side of the outdoor heat exchanger that functions as a heat absorber increases, and between the entrance and exit of the outdoor heat exchanger The enthalpy difference, that is, the endothermic amount is reduced.
  • the heating capacity in the heat pump cycle decreases due to a decrease in the heat dissipation amount in the radiator.
  • a heat pump cycle includes: a compressor that compresses and discharges a refrigerant; and a high-pressure refrigerant that is discharged from a discharge port of the compressor exchanges heat with a heat exchange target fluid, thereby A heat radiator for heating.
  • the heat pump cycle includes a first pressure reducing mechanism that decompresses the refrigerant that has flowed out of the radiator, a gas-liquid separator that separates the gas and liquid of the refrigerant that has passed through the first pressure reducing mechanism, and a gas separated by the gas-liquid separator.
  • the heat pump cycle includes a second decompression mechanism that decompresses the liquid-phase refrigerant separated by the gas-liquid separator, an outdoor heat exchanger that exchanges heat between the refrigerant that has passed through the second decompression mechanism and the outside air, and an outdoor heat exchange. And an accumulator that separates the gas-liquid refrigerant flowing out of the container and causes the separated gas-phase refrigerant and lubricating oil contained in the refrigerant to flow out to the suction port of the compressor.
  • the accumulator includes a refrigerant existing inside and a liquid phase refrigerant flowing in a liquid phase refrigerant passage extending from the liquid phase refrigerant outlet side of the gas-liquid separator to the refrigerant inlet side of the second decompression mechanism.
  • An internal heat exchanging unit that heats the refrigerant existing inside the accumulator through heat exchange is provided.
  • the refrigerant existing inside the accumulator is heated by heat exchange between the liquid phase refrigerant flowing through the internal heat exchange section and the refrigerant existing inside the accumulator. For this reason, the lubricating oil can sufficiently flow out from the accumulator to the suction port side of the compressor even in a low temperature environment.
  • the liquid-phase refrigerant separated by the gas-liquid separator after passing through the first pressure reducing mechanism flows through the internal heat exchange part of the accumulator.
  • coolant which flows in into an outdoor heat exchanger can be reduced, without reducing the density of the gaseous-phase refrigerant
  • the enthalpy difference between the inlet and outlet of the outdoor heat exchanger can be increased without increasing the flow rate of the gas-phase refrigerant sucked into the compressor, and the amount of heat released in the radiator can be increased.
  • the heat pump cycle according to the present disclosure can achieve both the elimination of the lack of lubricating oil in the compressor and the increase in heating capacity in the heat pump cycle.
  • FIG. 1 is an overall configuration diagram of a vehicle air conditioner to which a heat pump cycle according to a first embodiment is applied. It is an external view of the accumulator which concerns on 1st Embodiment.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view taken along the line III-III in FIG. It is a flowchart which shows the control processing of the vehicle air conditioner which concerns on 1st Embodiment. It is a whole block diagram which shows the flow of the refrigerant
  • the heat pump cycle 10 of the present disclosure is applied to a vehicle air conditioner for an electric vehicle or a hybrid vehicle that obtains driving force for vehicle traveling from a traveling electric motor.
  • the heat pump cycle 10 uses, in the vehicle air conditioner, the air to be blown into the vehicle interior, which is the air-conditioning target space, as the heat exchange target fluid.
  • the heat pump cycle 10 of the present embodiment includes a cooling mode in which the vehicle interior is cooled by cooling the blown air, a dehumidifying heating mode in which the vehicle interior is dehumidified and heated by cooling the blown air, and the vehicle interior is heated by blowing air. It can be switched to a heating mode for heating.
  • an HFC refrigerant for example, R134a
  • a vapor compression subcritical refrigeration cycle in which the refrigerant pressure on the high pressure side in the cycle does not exceed the critical pressure of the refrigerant. It is composed.
  • an HFO refrigerant for example, R1234yf
  • R1234yf an HFO refrigerant
  • lubricating oil for lubricating various components inside the compressor 11 that is, refrigerating machine oil is mixed.
  • a part of the lubricating oil circulates in the cycle together with the refrigerant.
  • the compressor 11 which is a component device of the heat pump cycle 10 is disposed in the engine room of the vehicle. In the heat pump cycle 10, the compressor 11 functions to suck in refrigerant, compress it, and discharge it.
  • the compressor 11 is a two-stage booster compressor in which a low-stage side compression unit and a high-stage side compression unit each including a fixed capacity type compression mechanism are accommodated inside a housing forming an outer shell.
  • Each compression unit can employ various types of compression mechanisms such as a scroll type, a vane type, and a rolling piston type.
  • the compressor 11 of this embodiment constitutes an electric compressor in which each compression unit is rotationally driven by an electric motor.
  • the operation (for example, the number of rotations) of the electric motor of the compressor 11 is controlled by a control signal output from the air conditioning controller 50 described later.
  • the compressor 11 has a refrigerant discharge capability that can be changed by controlling the rotational speed of the electric motor.
  • the housing of the compressor 11 is provided with a suction port 11a, an intermediate pressure port 11b, and a discharge port 11c.
  • the suction port 11a is a port for sucking low-pressure refrigerant from the outside of the housing to the low-stage compression portion.
  • the discharge port 11c is a port that discharges the high-pressure refrigerant discharged from the high-stage compression unit to the outside of the housing.
  • the intermediate pressure port 11b is a port for injecting a gas phase refrigerant having an intermediate pressure flowing in the cycle from the outside of the housing to join the refrigerant in the compression process. Specifically, the intermediate pressure port 11b is connected between the refrigerant outlet of the low stage compression section and the refrigerant inlet of the high stage compression section.
  • 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 arrange
  • the indoor condenser 12 is a radiator that radiates the high-pressure refrigerant discharged from the compressor 11 and heats the blown air that has passed through the indoor evaporator 26 described later.
  • the first decompression mechanism 13 Connected to the refrigerant outlet side of the indoor condenser 12 is a first decompression mechanism 13 that depressurizes the high-pressure refrigerant flowing out of the indoor condenser 12 until it becomes an intermediate-pressure refrigerant.
  • the first pressure reducing mechanism 13 includes a valve body configured to be able to change the throttle opening, and an actuator that drives the valve body.
  • the first decompression mechanism 13 of the present embodiment is composed of a variable throttle mechanism that can be set to a throttle state that exhibits a decompression action and a fully open state that does not exhibit a decompression action.
  • the first pressure reducing mechanism 13 is configured by an electric variable throttle mechanism that is controlled by a control signal output from the air conditioning control device 50.
  • a gas-liquid separator 14 that separates the gas-liquid refrigerant that has passed through the first pressure reduction mechanism 13 is connected to the outlet side of the first pressure reduction mechanism 13.
  • the gas-liquid separator 14 of this embodiment is a centrifugal-type gas-liquid separator that separates the gas-liquid refrigerant by the action of centrifugal force.
  • the gas-liquid separator 14 includes an inflow port 14a that is an inflow port through which a refrigerant flows in, a gas phase port 14b that is an outflow port of the vapor phase refrigerant separated inside, and an outflow port of the liquid phase refrigerant separated inside.
  • a liquid phase port 14c is provided.
  • An intermediate pressure refrigerant passage 15 is connected to the gas phase port 14 b of the gas-liquid separator 14.
  • the intermediate-pressure refrigerant passage 15 is a refrigerant passage that guides the gas-phase refrigerant to the intermediate-pressure port 11 b of the compressor 11 and merges the gas-phase refrigerant with the refrigerant in the compression process in the compressor 11.
  • An intermediate opening / closing mechanism 16 is arranged in the intermediate pressure refrigerant passage 15 as a passage opening / closing mechanism for opening / closing the intermediate pressure refrigerant passage 15.
  • the intermediate opening / closing mechanism 16 is configured by an electromagnetic valve controlled by a control signal output from the air conditioning control device 50.
  • the intermediate opening / closing mechanism 16 functions as a flow path switching unit that switches the refrigerant flow path in the cycle by opening and closing the intermediate pressure refrigerant path 15.
  • a liquid phase refrigerant passage 17 is connected to the liquid phase port 14 c of the gas-liquid separator 14.
  • the liquid phase refrigerant passage 17 is a refrigerant passage that guides the liquid phase refrigerant separated by the gas-liquid separator 14 to a second decompression mechanism 19 described later.
  • the liquid refrigerant passage 17 is branched into two refrigerant passages such as a heat exchange passage 17a and a heat exchange bypass passage 17b in the middle of the refrigerant passage leading to the second decompression mechanism 19.
  • the heat exchange passage 17a is a refrigerant passage that guides the liquid-phase refrigerant to the second decompression mechanism 19 described later via the internal heat exchange portion 32 of the accumulator 30 described later.
  • the heat exchange bypass passage 17b is a refrigerant passage that bypasses an internal heat exchange portion 32 of the accumulator 30 to be described later and guides the liquid refrigerant to the second decompression mechanism 19 to be described later.
  • the heat exchange passage 17a and the heat exchange bypass passage 17b merge on the refrigerant flow upstream side of the second decompression mechanism 19 described later.
  • the liquid phase refrigerant passage 17 is provided with a heat exchange switching mechanism 18 at a branch portion between the heat exchange passage 17a and the heat exchange bypass passage 17b.
  • the heat exchange switching mechanism 18 is a flow path switching valve that switches the refrigerant path of the liquid-phase refrigerant separated by the gas-liquid separator 14 to either the heat exchange path 17a or the heat exchange bypass path 17b.
  • the heat exchange switching mechanism 18 is configured by an electric flow path switching valve controlled by a control signal output from the air conditioning control device 50.
  • the heat exchange switching mechanism 18 functions as a flow path switching means for switching the refrigerant flow path in the cycle.
  • the heat exchange switching mechanism 18 can switch the refrigerant passage to either the heat exchange passage 17a or the heat exchange bypass passage 17b, for example, the heat exchange passage 17a and the heat exchange bypass passage 17b merge. It may be arranged in the part. Moreover, an electromagnetic valve for opening and closing the refrigerant passage may be provided in each of the heat exchange passage 17a and the heat exchange bypass passage 17b, and the refrigerant passage may be switched by opening and closing each electromagnetic valve.
  • a second decompression mechanism 19 that decompresses the refrigerant flowing through the liquid phase refrigerant passage 17 is connected to the downstream side of the refrigerant flow in the liquid phase refrigerant passage 17.
  • the second decompression mechanism 19 of the present embodiment includes a fixed throttle 19a that decompresses the refrigerant and flows out to the outdoor heat exchanger 20, a bypass passage 19b that bypasses the fixed throttle 19a and leads to an outdoor heat exchanger 20 described later, and a bypass
  • the bypass passage opening / closing mechanism 19c is configured to open and close the passage 19b.
  • the bypass passage opening / closing mechanism 19 c is configured by an electromagnetic valve controlled by a control signal output from the air conditioning control device 50.
  • the pressure loss that occurs when the refrigerant passes through the bypass passage opening and closing mechanism 19c is extremely small with respect to the pressure loss that occurs when it passes through the fixed throttle 19a. Accordingly, the refrigerant flowing out of the indoor condenser 12 flows into the outdoor heat exchanger 20 via the bypass passage 19b side when the bypass passage opening / closing mechanism 19c is open, and the bypass passage opening / closing mechanism 19c is closed. Flows into the outdoor heat exchanger 20 through the fixed throttle 19a. Thereby, the 2nd pressure reduction mechanism 19 can be changed into the throttle state which exhibits a pressure reduction effect, and the fully open state which does not exhibit a pressure reduction effect by opening and closing of the bypass passage opening and closing mechanism 19c.
  • the outdoor heat exchanger 20 is connected to the outlet side of the second decompression mechanism 19.
  • the outdoor heat exchanger 20 is a heat exchanger that is disposed in the engine room and exchanges heat between the refrigerant that has passed through the second decompression mechanism 19 and the outside air that is outside the vehicle compartment.
  • the outdoor heat exchanger 20 functions as an endothermic heat exchanger that evaporates low-pressure refrigerant and exerts an endothermic action in the heating mode.
  • the outdoor heat exchanger 20 functions as a heat dissipation heat exchanger that radiates heat from the high-pressure refrigerant at least in the cooling mode.
  • a branching portion 21 that branches the flow of the refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger 20 is connected to the refrigerant outlet side of the outdoor heat exchanger 20.
  • the branch part 21 is configured by a three-way joint in which one of the three outlets is a refrigerant inlet and the remaining two are refrigerant outlets.
  • a low-pressure refrigerant passage 22 is connected to one refrigerant outlet, and a low-pressure bypass passage 23 is connected to the other refrigerant outlet.
  • the low-pressure refrigerant passage 22 is a refrigerant passage that guides the refrigerant to the accumulator 30 described later via the third decompression mechanism 25 and the indoor evaporator 26.
  • the third decompression mechanism 25 is a decompression mechanism that decompresses the refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger 20.
  • the basic configuration of the third pressure reducing mechanism 25 is the same as that of the first pressure reducing mechanism 13, and includes a solenoid valve controlled by a control signal output from the air conditioning control device 50.
  • the indoor evaporator 26 is disposed on the upstream side of the air flow of the indoor condenser 12 in the air conditioning case 41 of the indoor air conditioning unit 40 described later.
  • the indoor evaporator 26 is an evaporator that cools the blown air by exchanging heat between the low-pressure refrigerant that has passed through the third decompression mechanism 25 and the blown air that is the heat exchange target fluid, and evaporating the low-pressure refrigerant.
  • the low pressure bypass passage 23 is a refrigerant passage that bypasses the third decompression mechanism 25 and the indoor evaporator 26 and guides the refrigerant to the accumulator 30 described later.
  • the low pressure bypass passage 23 is provided with a low pressure opening / closing mechanism 28 for opening and closing the low pressure bypass passage 23.
  • the refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger 20 flows to the low pressure bypass passage 23 when the low pressure opening / closing mechanism 28 is opened and the third pressure reducing mechanism 25 is fully closed, and the low pressure opening / closing mechanism 28 is closed.
  • the third decompression mechanism 25 is in the throttled state, it flows to the low pressure refrigerant passage 22. Therefore, in the present embodiment, the low pressure switching mechanism 28 and the third pressure reducing mechanism 25 switch the refrigerant passage of the refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger 20 to either the low pressure refrigerant passage 22 or the low pressure bypass passage 23. Acts as a mechanism.
  • the low-pressure opening / closing mechanism 28 may be configured by a flow path switching valve such as the heat exchange switching mechanism 18.
  • the flow path switching valve may be disposed in the branching section 21 or the merging section 29.
  • a junction 29 of the low-pressure refrigerant passage 22 and the low-pressure bypass passage 23 is connected to the downstream side of the refrigerant flow of the indoor evaporator 26 and the low-pressure opening / closing mechanism 28.
  • the merging portion 29 is composed of a three-way joint in which one of the three outlets is a refrigerant outlet and the remaining two are refrigerant inlets.
  • the inlet side of the accumulator 30 is connected to the refrigerant outlet side of the junction portion 29.
  • the accumulator 30 separates the gas-liquid refrigerant flowing into the accumulator 30 and causes the separated gas-phase refrigerant and lubricating oil contained in the refrigerant to flow out to the suction port 11 a side of the compressor 11.
  • FIGS. 1 and 3 The detailed configuration of the accumulator 30 according to the present embodiment will be described with reference to FIGS.
  • the arrow which shows the up-down direction in FIG. 2, FIG. 3 has shown the up-down direction in the state which mounted the accumulator 30 in the vehicle air conditioner. The same applies to other drawings.
  • the accumulator 30 includes a gas-liquid separation unit 31 that separates the gas-liquid refrigerant and an internal heat exchange unit 32 that heats the refrigerant existing in the accumulator 30. .
  • the gas-liquid separation part 31 of the accumulator 30 is a part that separates the gas-liquid of the refrigerant flowing in from the refrigerant outlet of the junction part 29.
  • the gas-liquid separator 31 has a housing 35 that constitutes an outer shell.
  • the housing 35 has an internal space extending in a columnar shape in the vertical direction.
  • the internal space of the housing 35 includes a separation unit 31a that separates gas and liquid, and a storage unit 31b that stores the liquid-phase refrigerant separated by the separation unit 31a.
  • the separation portion 31 a is a space formed on the upper portion 35 a side of the housing 35 in the internal space of the housing 35.
  • the storage portion 31 b is a space formed on the bottom 35 c side of the housing 35 in the internal space of the housing 35.
  • the storage unit 31b is a space for storing excess refrigerant in the cycle.
  • an introduction pipe 33 for introducing a refrigerant and a lead-out pipe 34 for allowing the gas-phase refrigerant and lubricating oil to flow out to the suction port 11a of the compressor 11.
  • the introduction pipe 33 and the lead-out pipe 34 are each composed of a cylindrical member.
  • the one end side of the introduction pipe 33 is connected to the outlet side of the merging portion 29 outside the housing 35.
  • the other end side of the introduction pipe 33 is located inside the housing 35, and opens to the upper side of the liquid phase refrigerant level in the reservoir 31b.
  • the opening on the other end side of the introduction pipe 33 constitutes an introduction port 33a for introducing the refrigerant.
  • the one end side of the outlet pipe 34 is located inside the housing 35, and opens to the upper side of the liquid surface of the liquid refrigerant in the reservoir 31b.
  • the opening on one end side of the outlet pipe 34 constitutes an outlet 34 a for leading out only the gas-phase refrigerant inside the housing 35.
  • the other end of the introduction pipe 33 is connected to the suction port 11 a of the compressor 11 outside the housing 35.
  • the lead-out pipe 34 is bent in a U shape so as to straddle the separation part 31a and the storage part 31b inside the housing 35.
  • an oil return hole 34b is formed at a part that is always immersed in the liquid phase refrigerant stored in the storage part 31b.
  • the oil return hole 34 b is a communication for returning the lubricating oil and a small amount of liquid phase refrigerant in the liquid phase refrigerant stored in the storage portion 31 b to the suction port 11 a of the compressor 11 together with the gas phase refrigerant flowing in the outlet pipe 34. Is a hole.
  • the refrigerant introduced from the introduction pipe 33 is separated by the separation part 31 a inside the housing 35.
  • the gas phase refrigerant separated by the separation unit 31 a flows out to the suction port 11 a of the compressor 11 through the outlet pipe 34.
  • liquid phase refrigerant separated by the separation unit 31a is temporarily stored in the storage unit 31b together with the lubricating oil in the refrigerant.
  • a part of the liquid phase refrigerant containing the lubricating oil stored in the storage unit 31 b flows out from the oil return hole 34 b of the outlet pipe 34 to the suction port 11 a of the compressor 11.
  • the internal heat exchanging section 32 of the accumulator 30 heats the refrigerant existing inside the accumulator 30 by exchanging heat between the refrigerant existing inside the accumulator 30 and the refrigerant flowing through the heat exchange passage 17a of the liquid phase refrigerant passage 17. It is a part to do.
  • the internal heat exchange unit 32 of the present embodiment is located at a position close to the storage unit 31b so that the low-temperature liquid-phase refrigerant stored in the storage unit 31b and the high-temperature refrigerant flowing in the heat exchange passage 17a exchange heat. Has been placed.
  • the internal heat exchange unit 32 has a heat exchange pipe 32a through which a high-temperature refrigerant flowing through the heat exchange passage 17a flows.
  • the heat exchange pipe 32a is spirally wound around the outer side wall 35b of the housing 35 that forms the reservoir 31b so as to surround the outer periphery of the reservoir 31b.
  • the heat of the refrigerant flowing through the heat exchange pipe 32a is transmitted to the liquid phase refrigerant existing in the storage part 31b via the contact part contacting the housing forming the storage part 31b.
  • the liquid phase refrigerant existing in the storage unit 31b is heated to be boiled, and the lubricating oil and the liquid phase refrigerant are agitated.
  • the indoor air-conditioning unit 40 is disposed on the innermost instrument panel, for example, the inside of the instrument panel.
  • the indoor air-conditioning unit 40 includes an air-conditioning case 41 that forms an outer shell and forms an air passage for blown air into the vehicle interior.
  • an inside / outside air switching device 42 that switches and introduces inside air and outside air, which are cabin air, is disposed on the most upstream side of the air flow of the air conditioning case 41.
  • the inside / outside air switching device 42 changes the air volume ratio between the inside air volume and the outside air volume into the air conditioning case 41 by adjusting the opening area of the inside air inlet and the outside air inlet with the inside / outside air switching door. It is a device to let you.
  • a blower 43 that blows air introduced from the inside / outside air switching device 42 toward the passenger compartment is disposed on the downstream side of the air flow of the inside / outside air switching device 42.
  • the blower 43 is an electric blower that drives a centrifugal fan such as a sirocco fan with an electric motor.
  • the rotation speed of the blower 43, that is, the amount of blown air is controlled by the control voltage output from the air conditioning control device 50.
  • the indoor evaporator 26 and the indoor condenser 12 described above are arranged in the order of the indoor evaporator 26 and the indoor condenser 12 with respect to the flow of the blown air.
  • the indoor evaporator 26 is disposed on the upstream side of the air flow with respect to the indoor condenser 12.
  • an air mix door 44 is disposed on the downstream side of the air flow of the indoor evaporator 26 and on the upstream side of the air flow of the indoor condenser 12.
  • the air mix door 44 adjusts the air volume ratio between the air volume that passes through the indoor condenser 12 and the air volume that passes through the cold air bypass passage 45 in the blown air that has passed through the indoor evaporator 26, and the heat of the indoor condenser 12. Functions as an ability adjustment unit that adjusts exchange ability.
  • the air mix door 44 is driven by an actuator (not shown) whose operation is controlled by a control signal output from the air conditioning controller 50.
  • a merging space (not shown) that joins the warm air that has passed through the indoor condenser 12 and the cold air that has passed through the cold air bypass passage 45 is formed.
  • the air conditioning case 41 has an opening hole, a defroster opening hole that blows air toward the inner surface of the window glass on the front of the vehicle, a face opening hole that blows air conditioning air toward the upper body of the passenger in the vehicle interior, A foot opening hole for blowing air-conditioned air toward the feet is formed.
  • a defroster door, a face door, and a foot door are arranged as blowout mode doors that adjust the opening area of each opening hole.
  • blowing mode doors are driven by an actuator whose operation is controlled by a control signal output from the air conditioning control device 50 via a link mechanism or the like (not shown).
  • each opening hole is 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.
  • the air conditioning control device 50 includes a known microcomputer including memories such as a CPU, a ROM, and a RAM, and its peripheral circuits.
  • the air conditioning control device 50 performs various calculations and processes based on the control program stored in the memory, and controls the operation of various air conditioning control devices connected to the output side.
  • the memory of the air conditioning control device 50 is configured by a non-transitional physical storage medium.
  • a sensor group for air conditioning control is connected to the input side of the air conditioning controller 50.
  • the air-conditioning control device 50 includes an internal air sensor that detects the internal air temperature, an external air sensor that detects the external air temperature, and solar radiation that detects the amount of solar radiation inside the vehicle as sensors that detect the state of the environment inside and outside the vehicle. Sensors etc. are connected.
  • the air conditioning control device 50 detects the temperature and pressure of the refrigerant after passing through the indoor condenser 12 as a sensor for detecting the operating state of the heat pump cycle 10, a first temperature sensor 51 that detects the temperature of the indoor evaporator 26.
  • a second temperature sensor 52, a pressure sensor 53, and the like are connected.
  • the first temperature sensor 51 a sensor for detecting the temperature of the heat exchange fin of the indoor evaporator 26, a sensor for detecting the temperature of the refrigerant flowing through the indoor evaporator 26, and the like can be considered. Good.
  • the air conditioning control device 50 is connected to an operation panel on which various air conditioning operation switches are arranged.
  • the air conditioning control device 50 receives operation signals from various air conditioning operation switches on the operation panel.
  • On the operation panel as various air conditioning operation switches, an operation switch for a vehicle air conditioner, a temperature setting switch for setting a target temperature in the vehicle interior, and A / C for setting whether or not the blower air is cooled by the indoor evaporator 26 are set.
  • a switch or the like is provided.
  • the air conditioning control device 50 of the present embodiment is a device that aggregates hardware or software that constitutes a control unit that controls the operation of various control devices connected to the output side.
  • Examples of the control unit integrated in the air conditioning control device 50 include an operation mode switching unit 50 a that switches the operation mode of the heat pump cycle 10, a discharge capacity control unit that controls the operation of the electric motor of the compressor 11, and the like.
  • the vehicle air conditioner of the present embodiment can be switched to a cooling mode for cooling the passenger compartment, a heating mode for heating the passenger compartment, and a dehumidifying heating mode for heating while dehumidifying the passenger compartment. These operation modes can be switched by air conditioning control processing executed by the air conditioning control device 50.
  • the air conditioning control process for switching the operation mode will be described with reference to the flowchart shown in FIG.
  • the air conditioning control process is started by turning on the operation switch of the vehicle air conditioner on the operation panel.
  • each step of the flowchart shown in FIG. 4 is implement
  • achieved by each step can be interpreted as a function implementation
  • the air conditioning control device 50 When the operation switch of the vehicle air conditioner is turned on, the air conditioning control device 50 first performs initialization processing for initializing flags, timers, and the like stored in the memory, and matching initial positions of various control devices (S1). ). In the initialization process, the value stored in the memory at the time of the previous operation stop of the vehicle air conditioner may be set.
  • the air conditioning control device 50 reads the operation signal of the operation panel and the detection signal of the sensor group for air conditioning control (S2). And the air-conditioning control apparatus 50 calculates the target blowing temperature TAO of the blowing air which blows off into a vehicle interior based on the various signals read by the process of step S2 (S3).
  • the target blowing temperature TAO is calculated using the following formula F1.
  • TAO Kset ⁇ Tset ⁇ Kr ⁇ Tr ⁇ Kam ⁇ Tam ⁇ Ks ⁇ As + C (F1)
  • Tset is a target temperature in the passenger compartment set by the temperature setting switch
  • Tr is a detection signal detected by the inside air sensor
  • Tam is a detection signal detected by the outside air sensor
  • As is a detection signal detected by the solar radiation sensor. Is shown.
  • Kset, Kr, Kam, and Ks are control gains, and C is a correction constant.
  • the air conditioning control device 50 determines the blowing capacity of the blower 43 (S4).
  • the blowing capacity of the blower 43 is determined with reference to the control map stored in advance in the memory based on the target blowing temperature TAO calculated in step S3.
  • the air-conditioning control apparatus 50 determines the air blowing capacity near the maximum capacity so that the air blowing amount of the blower 43 increases when the target blowing temperature TAO is in the extremely low temperature region and the extremely high temperature region.
  • the air conditioning control device 50 of the present embodiment is configured such that when the target blowing temperature TAO increases from the extremely low temperature range to the intermediate temperature range, or decreases from the extremely high temperature range to the intermediate temperature range, the air flow rate of the blower 43 is increased.
  • the air blowing capacity is determined to be lower than near the maximum so as to decrease.
  • the air conditioning control device 50 determines the operation mode of the heat pump cycle 10 based on the various signals read in step S2 and the target outlet temperature TAO calculated in step S3 (S5 to S8).
  • step S5 when the A / C switch is turned on and the target blowing temperature TAO is lower than a predetermined cooling reference value, the cooling mode in which the cooling operation is performed is determined (S6).
  • the dehumidifying heating mode for performing the dehumidifying heating operation is determined (S7).
  • the heating mode for performing the heating operation is determined (S8).
  • steps S6 to S8 a control process corresponding to each operation mode is executed. The detailed processing contents in steps S6 to S8 will be described later.
  • the air conditioning control device 50 determines a suction port mode indicating the switching state of the inside / outside air switching device 42 (S9).
  • the suction port mode is determined with reference to a control map stored in advance in the memory.
  • the air conditioning control device 50 of the present embodiment basically determines the suction port mode as the outside air mode for introducing outside air.
  • the target blowing temperature TAO is in a very low temperature range and high cooling performance is required, or the target blowing temperature TAO is in a very high temperature range and high heating performance is required.
  • the inlet mode is determined as the inside air mode for introducing the inside air into the air.
  • the air conditioning control device 50 determines the air outlet mode (S10).
  • the outlet mode is determined with reference to the control map stored in advance in the memory based on the target outlet temperature TAO.
  • the air-conditioning control device 50 determines the outlet mode so that the mode changes from the foot mode to the bi-level mode to the face mode as the target outlet temperature TAO decreases from the high temperature region to the low temperature region.
  • the air conditioning control device 50 outputs a control signal to various control devices connected to the air conditioning control device 50 so as to obtain the control state determined in the above steps S4 to S10 (S11). And the air-conditioning control apparatus 50 waits until the control period previously memorize
  • step S12 determines whether or not to stop the operation of the vehicle air conditioning device, that is, the heat pump cycle 10 (S13). In the determination process of step S13, it is determined whether or not a command signal for instructing to stop the operation of the vehicle air conditioner, that is, the heat pump cycle 10, is input from the operation panel or the main control device that controls the entire vehicle. If it is determined in step S13 that the operation has been stopped, a predetermined operation end process is executed. Moreover, when it is not determined that the operation is stopped in the determination process of step S13, the process returns to the process of step S2.
  • step S6 the processing content of the cooling mode executed in step S6, the processing content of the dehumidifying heating mode executed in step S7, and the processing content of the heating mode executed in step S8 will be described.
  • the cooling mode constitutes a second operation mode in which the outdoor evaporator 26 functions as a heat-dissipating heat exchanger that radiates heat to the outside air, and the blower air is cooled by the indoor evaporator 26. ing.
  • the cooling mode of the present embodiment is realized by controlling the decompression mechanisms 13, 19, 25, the opening / closing mechanisms 16, 28, and the heat exchange switching mechanism 18 with the air conditioning control device 50.
  • the air-conditioning control device 50 places the first decompression mechanism 13 in the fully open state, places the third decompression mechanism 25 in the throttle state, and opens the bypass passage opening / closing mechanism 19c to open the second decompression mechanism 19. Is fully open.
  • the air-conditioning control device 50 closes the intermediate opening / closing mechanism 16 and the low-pressure opening / closing mechanism 28 and switches the refrigerant passage of the liquid-phase refrigerant separated by the gas-liquid separator 14 by the heat exchange switching mechanism 18 to the heat exchange bypass passage 17b. .
  • the refrigerant flows as shown by the arrows in FIG. That is, the refrigerant discharged from the compressor 11 is the indoor condenser 12 ⁇ the first pressure reducing mechanism 13 ⁇ the gas-liquid separator 14 ⁇ the heat exchange bypass passage 17b ⁇ the second pressure reducing mechanism 19 ⁇ the outdoor heat exchanger 20 ⁇ the low pressure refrigerant passage 22. ⁇ The third decompression mechanism 25 ⁇ the indoor evaporator 26 ⁇ the accumulator 30 ⁇ the compressor 11 flows in this order.
  • the air conditioning control device 50 determines the operating state of each component device of the heat pump cycle 10 based on the target blowout temperature TAO calculated in step S3 and the detection signals of the various sensor groups.
  • the control signal (for example, the rotation speed) output to the electric motor of the compressor 11 is determined as follows.
  • the air conditioning control device 50 first determines the target evaporator temperature TEO of the indoor evaporator 26 with reference to the control map stored in advance in the memory based on the target blowing temperature TAO.
  • the target evaporator temperature TEO is determined so as to be higher than a frosting temperature (for example, 0 ° C.) (for example, 1 ° C.) or higher in order to prevent frost formation, that is, frost of the indoor evaporator 26.
  • the air conditioning controller 50 determines that the temperature Te of the indoor evaporator 26 is the target evaporator temperature TEO based on the deviation between the target evaporator temperature TEO and the temperature Te of the indoor evaporator 26 detected by the first temperature sensor 51.
  • the number of rotations of the compressor 11 is determined so as to approach.
  • the control signal output to the third decompression mechanism 25 is determined so that the degree of supercooling of the refrigerant flowing into the third decompression mechanism 25 approaches the target degree of supercooling.
  • the target degree of supercooling is determined based on the temperature Tco and pressure Pd of the high-pressure refrigerant after passing through the indoor condenser 12 detected by the second temperature sensor 52 and the pressure sensor 53 with reference to a control map stored in advance in the memory.
  • the coefficient of performance (COP) of the cycle is determined to be substantially the maximum.
  • the air mix door 44 closes the air passage on the indoor condenser 12 side, and the total flow rate of the blown air after passing through the indoor evaporator 26 is cold air. It is determined to pass the bypass passage 45 side.
  • the opening degree of the air mix door 44 may be controlled so that the temperature of the air blown from the indoor air conditioning unit 40 approaches the target blowing temperature TAO.
  • Each control signal determined in this way is output from the air conditioning control device 50 to various control devices.
  • the high-pressure refrigerant discharged from the discharge port 11 c of the compressor 11 flows into the indoor condenser 12.
  • the air mix door 44 closes the air passage of the indoor condenser 12
  • the refrigerant flowing into the indoor condenser 12 flows out from the indoor condenser 12 without radiating heat to the blown air.
  • the refrigerant that has flowed out of the indoor condenser 12 flows to the gas-liquid separator 14 with almost no decompression by the first decompression mechanism 13 because the first decompression mechanism 13 is fully open.
  • the refrigerant flowing into the gas-liquid separator 14 is in a gas phase state.
  • the gas-phase refrigerant flows out to the liquid-phase refrigerant passage 17 without separating the gas-liquid refrigerant.
  • the intermediate opening / closing mechanism 16 is closed, no refrigerant flows into the intermediate pressure refrigerant passage 15.
  • the gas-phase refrigerant that has flowed into the liquid-phase refrigerant passage 17 flows to the second decompression mechanism 19 via the heat exchange bypass passage 17b. That is, the gas-phase refrigerant that has flowed into the liquid-phase refrigerant passage 17 bypasses the internal heat exchange unit 32 of the accumulator 30 and flows to the second decompression mechanism 19.
  • the gas-phase refrigerant that has flowed into the second decompression mechanism 19 flows into the outdoor heat exchanger 20 through the bypass passage 19b because the bypass passage opening / closing mechanism 19c is open.
  • the refrigerant that has flowed into the outdoor heat exchanger 20 dissipates heat by exchanging heat with the outside air, and is cooled until the target degree of subcooling is reached.
  • the refrigerant that has flowed out of the outdoor heat exchanger 20 flows into the third decompression mechanism 25 via the branch portion 21 because the low-pressure opening / closing mechanism 28 is closed and the third decompression mechanism 25 is in the throttle state.
  • the pressure is reduced until it becomes a refrigerant.
  • the low-pressure refrigerant that has flowed out of the third decompression mechanism 25 flows into the indoor evaporator 26, absorbs heat from the blown air blown from the blower 43, and evaporates. Thereby, blowing air is cooled and dehumidified.
  • the refrigerant that has flowed out of the indoor evaporator 26 flows into the accumulator 30 through the junction 29 and is separated into gas and liquid.
  • the gas-phase refrigerant separated by the accumulator 30 is sucked from the suction port 11a of the compressor 11 and compressed by the low-stage compression section and the high-stage compression section.
  • the heat pump cycle 10 in which the refrigerant is radiated by the outdoor heat exchanger 20 and the refrigerant is evaporated by the indoor evaporator 26 is configured. For this reason, since the blown air cooled by the interior evaporator 26 can be blown out into the vehicle interior, cooling of the vehicle interior can be realized.
  • the compressor 11 since the intermediate opening / closing mechanism 16 is closed, the compressor 11 functions as a single-stage booster type compressor.
  • the heat pump cycle 10 of the present embodiment in the cooling mode, a refrigerant circuit that bypasses the internal heat exchanging portion 32 of the accumulator 30 and flows the gas phase refrigerant is used. For this reason, compared with the case where a refrigerant
  • coolant is flowed to the internal heat exchange part 32 of the accumulator 30, the pressure loss in a cycle can be suppressed. As a result, the COP of the heat pump cycle 10 can be improved.
  • the dehumidification heating mode of this embodiment comprises the 2nd operation mode which functions the outdoor heat exchanger 20 as a heat exchanger for thermal radiation which radiates heat
  • the dehumidifying and heating mode of the present embodiment is realized by controlling the decompression mechanisms 13, 19, 25, the opening / closing mechanisms 16, 28, and the heat exchange switching mechanism 18 with the air conditioning control device 50.
  • the air conditioning control device 50 includes the first to third decompression mechanisms 13, 19, 25, the intermediate opening / closing mechanism 16, so that the refrigerant circuit is similar to the refrigerant circuit in the cooling mode.
  • the low-pressure opening / closing mechanism 28 and the heat exchange switching mechanism 18 are controlled.
  • the air conditioning control device 50 determines the operating state of each component device of the heat pump cycle 10 based on the target blowout temperature TAO calculated in step S3 and the detection signals of the various sensor groups. For example, the control signal (for example, the rotation speed) output to the electric motor of the compressor 11 and the control signal output to the third pressure reducing mechanism 25 are determined in the same manner as in the cooling mode.
  • the control signal for example, the rotation speed
  • the air mix door 44 closes the cold air bypass passage 45, and the total flow rate of the blown air after passing through the indoor evaporator 26 causes the indoor condenser 12 to flow. It is decided to pass.
  • the opening degree of the air mix door 44 may be controlled so that the temperature of the air blown from the indoor air conditioning unit 40 approaches the target blowing temperature TAO.
  • Each control signal determined in this way is output from the air conditioning control device 50 to various control devices.
  • the high-pressure refrigerant discharged from the discharge port 11 c of the compressor 11 flows into the indoor condenser 12.
  • the air mix door 44 fully opens the air passage of the indoor condenser 12
  • the refrigerant flowing into the indoor condenser 12 exchanges heat with the blown air cooled and dehumidified by the indoor evaporator 26 to dissipate heat. To do. Thereby, it blows so that blowing air may approach target blowing temperature TAO.
  • the refrigerant flowing out of the indoor condenser 12 flows in the order of the first pressure reducing mechanism 13 ⁇ the gas-liquid separator 14 ⁇ the heat exchange bypass passage 17 b ⁇ the second pressure reducing mechanism 19 and flows into the outdoor heat exchanger 20 as in the cooling mode. To do.
  • the refrigerant flowing into the outdoor heat exchanger 20 exchanges heat with the outside air to dissipate the heat, and is cooled until the target supercooling degree is reached. Further, the refrigerant that has flowed out of the outdoor heat exchanger 20 flows in the order of the low-pressure refrigerant passage 22 ⁇ the third decompression mechanism 25 ⁇ the indoor evaporator 26 ⁇ the accumulator 30 ⁇ the compressor 11, as in the cooling mode.
  • the heat pump cycle 10 is configured in which the refrigerant is radiated by the indoor condenser 12 and the outdoor heat exchanger 20 and the refrigerant is evaporated by the indoor evaporator 26.
  • the dehumidifying heating mode the blown air cooled and dehumidified by the indoor evaporator 26 can be heated by the indoor condenser 12 and blown out into the vehicle interior.
  • the intermediate opening / closing mechanism 16 is closed as in the cooling mode, so the compressor 11 functions as a single-stage booster type compressor.
  • the heat pump cycle 10 of the present embodiment in the dehumidifying and heating mode, a refrigerant circuit that bypasses the internal heat exchanging portion 32 of the accumulator 30 and flows the gas phase refrigerant is used. For this reason, compared with the case where a refrigerant
  • coolant is flowed to the internal heat exchange part 32 of the accumulator 30, the pressure loss in a cycle can be suppressed. As a result, the COP of the heat pump cycle 10 can be improved.
  • the heating mode of this embodiment comprises the 1st operation mode which makes the outdoor heat exchanger 20 function as a heat exchanger for heat absorption from outside air, and heats blowing air with the indoor condenser 12.
  • FIG. The heating mode of the present embodiment is realized by controlling the decompression mechanisms 13, 19, 25, the opening / closing mechanisms 16, 28, and the heat exchange switching mechanism 18 with the air conditioning control device 50.
  • the air-conditioning control device 50 places the first decompression mechanism 13 in the throttle state, places the third decompression mechanism 25 in the fully closed state, and closes the bypass passage opening / closing mechanism 19c to close the second decompression mechanism. 19 is set to the aperture state.
  • the air conditioning control device 50 opens the intermediate opening / closing mechanism 16 and the low-pressure opening / closing mechanism 28, and switches the refrigerant passage of the liquid phase refrigerant separated by the gas-liquid separator 14 to the heat exchange passage 17a by the heat exchange switching mechanism 18.
  • the refrigerant flows as shown by the arrows in FIG. That is, the refrigerant discharged from the compressor 11 is the indoor condenser 12 ⁇ the first decompression mechanism 13 ⁇ the gas-liquid separator 14 ⁇ the heat exchange passage 17a ⁇ the internal heat exchange part 32 of the accumulator 30 ⁇ the second decompression mechanism 19 ⁇ the outdoor heat. It flows in the order of the exchanger 20 ⁇ the low pressure bypass passage 23 ⁇ the accumulator 30 ⁇ the compressor 11. At this time, the gas-phase refrigerant separated by the gas-liquid separator 14 flows into the intermediate pressure port 11 b of the compressor 11 through the intermediate pressure refrigerant passage 15.
  • the air conditioning control device 50 determines the operating state of each component device of the heat pump cycle 10 based on the target blowout temperature TAO calculated in step S3 and the detection signals of the various sensor groups.
  • the control signal output to the electric motor of the compressor 11 is determined as follows.
  • the air conditioning control device 50 first determines the target pressure Tpd of the pressure Pd of the high-pressure refrigerant that has passed through the indoor condenser 12 with reference to the control map stored in advance in the memory based on the target blowing temperature TAO. And the air-conditioning control apparatus 50 determines the rotation speed of the compressor 11 so that the pressure Pd of a high pressure refrigerant
  • the control signal output to the first pressure reducing mechanism 13 is determined so that the degree of supercooling of the refrigerant flowing into the first pressure reducing mechanism 13 approaches the target degree of supercooling.
  • the air mix door 44 closes the air passage on the cold air bypass passage 45 side, and the total flow rate of the blown air after passing through the indoor evaporator 26 is It is determined to pass through the condenser 12 side.
  • Each control signal determined in this way is output from the air conditioning control device 50 to various control devices.
  • the state of the refrigerant in the cycle changes as shown in the Mollier diagram of FIG. That is, as shown in FIG. 7, the high-pressure refrigerant (point A1 in FIG. 7) discharged from the discharge port 11c of the compressor 11 flows into the indoor condenser 12 and passes through the indoor evaporator 26 and the blown air and heat. Exchange and dissipate heat (point A1 ⁇ point A2 in FIG. 7). Thereby, it blows so that blowing air may approach target blowing temperature TAO.
  • the refrigerant that has flowed out of the indoor condenser 12 flows into the first decompression mechanism 13 that is in a throttled state and is decompressed until it reaches an intermediate pressure (point A2 ⁇ point A3 in FIG. 7). Then, the intermediate pressure refrigerant decompressed by the first decompression mechanism 13 is gas-liquid separated by the gas-liquid separator 14 (point A3 ⁇ A3a, point A3 ⁇ A3b in FIG. 7).
  • the intermediate opening / closing mechanism 16 Since the intermediate opening / closing mechanism 16 is open, 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 (point A3b in FIG. 7). ⁇ A9 points). Then, the intermediate pressure refrigerant flowing into the intermediate pressure port 11b of the compressor 11 merges with the refrigerant discharged from the low stage compression section (point A8 in FIG. 7) and is sucked into the high stage compression section.
  • the liquid-phase refrigerant separated by the gas-liquid separator 14 flows into the heat exchange passage 17 a via the heat exchange switching mechanism 18 and flows into the internal heat exchange unit 32 of the accumulator 30.
  • the liquid-phase refrigerant that has flowed into the internal heat exchanging section 32 of the accumulator 30 radiates heat by exchanging heat with the refrigerant existing inside the accumulator 30 (point A3a ⁇ point A4 in FIG. 7), and the enthalpy decreases (FIG. 7). I3a ⁇ i4).
  • the refrigerant stored in the accumulator 30 is heated.
  • the refrigerant pressure is reduced by a pressure loss that occurs when the refrigerant flows through the heat exchange pipe 32a of the internal heat exchanging section 32.
  • the refrigerant that has flowed out of the internal heat exchange unit 32 of the accumulator 30 flows into the second decompression mechanism 19. Since the bypass passage opening / closing mechanism 19c is closed, the refrigerant flowing into the second decompression mechanism 19 is decompressed until it flows into the fixed throttle 19a and becomes a low-pressure refrigerant (point A4 ⁇ point A5 in FIG. 7). The refrigerant that has flowed out of the second decompression mechanism 19 flows into the outdoor heat exchanger 20. The refrigerant that has flowed into the outdoor heat exchanger 20 evaporates by exchanging heat with the outside air (point A5 ⁇ point A6 in FIG. 7).
  • the refrigerant that has flowed out of the outdoor heat exchanger 20 is opened via the branch portion 21 ⁇ the low pressure bypass passage 23 ⁇ the junction portion 29 because the low pressure opening / closing mechanism 28 is opened and the third pressure reducing mechanism 25 is fully closed. It flows into the accumulator 30.
  • the refrigerant flowing into the accumulator 30 is gas-liquid separated by the gas-liquid separation unit 31 of the accumulator 30.
  • the gas-phase refrigerant separated by the gas-liquid separation unit 31 of the accumulator 30 is sucked from the suction port 11a of the compressor 11 (point A7 in FIG. 7) and is compressed again by each compression unit of the compressor 11.
  • the liquid-phase refrigerant separated by the gas-liquid separation unit 31 of the accumulator 30 is stored in the storage unit 31b of the accumulator 30 as an unnecessary surplus refrigerant in order to exhibit the refrigeration capacity required by the heat pump cycle 10.
  • the heat pump cycle 10 in which the refrigerant is radiated by the indoor condenser 12 and the refrigerant is evaporated by the outdoor heat exchanger 20 is configured, and the blast air heated by the indoor condenser 12 is supplied to the vehicle. Can be blown into the room. Thereby, heating of a vehicle interior is realizable.
  • the heat pump cycle 10 of the present embodiment described above can be switched between operation modes such as a heating mode, a cooling mode, and a dehumidifying heating mode under the control of each control device of the air conditioning control device 50. That is, in the heat pump cycle 10 of the present embodiment, different functions such as heating, cooling, and dehumidifying heating in the passenger compartment can be realized.
  • the heat pump cycle 10 of the present embodiment boosts the refrigerant in multiple stages in the heating mode, and combines the intermediate pressure refrigerant in the cycle with the refrigerant discharged from the low-stage compression unit of the compressor 11 to increase the stage. It becomes a refrigerant circuit of the gas injection cycle made to inhale to the side compression part. Thereby, even in a low temperature environment where the outside air temperature is extremely low, the density of the refrigerant sucked in the compressor 11 can be increased, and thus the heating capacity in the heat pump cycle 10 can be ensured.
  • the heat pump cycle 10 in which the refrigerant mixed with the lubricating oil is circulated it is desirable that the mutual solubility of the refrigerant and the lubricating oil can be ensured from the low temperature range to the high temperature range.
  • the refrigerant temperature is equal to or higher than a certain temperature and the lubricating oil and the refrigerant are uniformly mixed, and the refrigerant temperature is lower than a certain temperature. Due to the mutual solubility change, the liquid phase refrigerant may be separated into two layers having different oil concentrations.
  • the liquid phase refrigerant is stored in the storage portion 31b of the accumulator 30.
  • lubricating oil may separate into two layers.
  • an oil rich layer 31c rich in lubricating oil is formed on the upper portion of the reservoir 31b as shown in FIG. 9, and the reservoir 31b.
  • An oil poor layer 31d with a small amount of lubricating oil is formed in the lower part of the film.
  • the accumulator 100 shown in FIG. 9 removes the internal heat exchange part 32 from the accumulator 30 of this embodiment.
  • elements similar to those of the accumulator 30 of the present embodiment are denoted by the same reference numerals as those of the accumulator 30 of the present embodiment.
  • the heat pump cycle 10 of the present embodiment is configured to cause the internal heat exchange unit 32 of the accumulator 30 to exchange heat between the refrigerant existing in the accumulator 30 and the liquid-phase refrigerant at an intermediate pressure in the heating mode. It is said.
  • the refrigerant existing inside the accumulator 30 is heated by heat exchange with the liquid-phase refrigerant having an intermediate pressure, and boiled and stirred inside the accumulator 30, so that the lubricating oil and the refrigerant are obtained as shown in FIG. 10. Is a mixed layer state 31e mixed uniformly. For this reason, in the heat pump cycle 10 of the present embodiment, a sufficient amount of lubricating oil can be allowed to flow out to the intake port 11a of the compressor 11 even when operated in a low temperature environment where the outside air temperature is extremely low.
  • the heat pump cycle 10 of the present embodiment is configured to flow the liquid-phase refrigerant separated by the gas-liquid separator 14 after passing through the first decompression mechanism 13 to the internal heat exchange unit 32 of the accumulator 30 in the heating mode. .
  • the enthalpy of the refrigerant flowing into the outdoor heat exchanger 20 is reduced without reducing the density of the gas-phase refrigerant flowing to the compressor 11 via the intermediate pressure refrigerant passage 15 (i3a ⁇ i4 in FIG. 7).
  • the heat pump cycle 10 of the present embodiment it is possible to achieve both the elimination of the lack of lubricating oil in the compressor 11 and the increase in the heating capacity in the heat pump cycle 10.
  • the accumulator 30 of the present embodiment stores the internal heat exchange unit 32 so that the liquid phase refrigerant stored in the storage unit 31b and the intermediate pressure liquid phase refrigerant flowing in the liquid phase refrigerant passage 17 exchange heat. It arrange
  • the liquid phase refrigerant having a higher density than the gas phase refrigerant is heat-exchanged in the internal heat exchanging unit 32, so that the accumulator 30 can be changed from the liquid phase refrigerant flowing in the liquid phase refrigerant passage 17 in the internal heat exchanging unit 32.
  • Heat can be efficiently transferred to the refrigerant present inside. That is, it is possible to efficiently heat the refrigerant existing inside the accumulator 30 in the internal heat exchanger 32 and increase the enthalpy on the inlet side of the outdoor heat exchanger 20.
  • the accumulator 30 of the present embodiment employs a configuration in which the internal heat exchange part 32 is disposed outside the side wall part 35b of the housing 35 forming the storage part 31b so as to surround the outer periphery of the storage part 31b.
  • the internal heat exchange part 32 functions as a member that suppresses heat exchange between the accumulator 30 and its surroundings, unnecessary heat exchange between the accumulator 30 and its surroundings can be suppressed. For this reason, heat can be efficiently transferred from the liquid phase refrigerant flowing through the liquid phase refrigerant passage 17 in the internal heat exchanging section 32 to the refrigerant existing in the accumulator 30.
  • the refrigerant circuit in the cooling mode or the dehumidifying heating mode in which the refrigerant flows through the indoor evaporator 26 has an element that causes a pressure loss in the cycle as compared with the refrigerant circuit in the heating mode in which the refrigerant flows around the indoor evaporator 26. Become more. For this reason, in the cooling mode or the dehumidifying / heating mode, if a refrigerant circuit for flowing the refrigerant to the internal heat exchanging section 32 of the accumulator 30 is configured, the number of elements that cause pressure loss is further increased. An increase in the factor that causes the pressure loss in the cycle is a factor that causes a decrease in the COP of the heat pump cycle 10, which is not preferable.
  • the heat pump cycle 10 of the present embodiment constitutes a refrigerant circuit that flows the refrigerant bypassing the internal heat exchanging portion 32 of the accumulator 30 in the cooling mode or the dehumidifying heating mode. According to this, the element which becomes the pressure loss in the cycle in air_conditioning
  • the accumulator 30 ⁇ / b> A of the present embodiment is disposed at a position close to the housing 35 that forms the storage portion 31 b.
  • the internal heat exchange part 32 of the present embodiment is built in the accumulator 30 ⁇ / b> A so as to contact the bottom part 35 c of the housing 35.
  • the internal heat exchanging unit 32 of the present embodiment exchanges heat between a plurality of tubes 32b that circulate the refrigerant and the refrigerant that flows between the tubes 32b and flows through the tubes 32b and the refrigerant that is stored in the storage unit 31b. It has a fin 32c to promote.
  • the internal heat exchanging unit 32 includes an inlet side tank that distributes the refrigerant flowing through the heat exchange passage 17a to the tubes 32b, and an outlet side tank that collects the refrigerant flowing through the tubes 32b and flows out to the heat exchange passage 17a.
  • the heat of the refrigerant flowing through each tube 32b of the internal heat exchange unit 32 is directly transmitted to the liquid phase refrigerant existing in the storage unit 31b.
  • the liquid phase refrigerant existing in the storage unit 31b is heated to be boiled, and the lubricating oil and the liquid phase refrigerant are agitated.
  • the lubricating oil and the refrigerant are uniformly mixed by boiling and stirring inside the accumulator 30 as shown in FIG.
  • the mixed state 31e is obtained.
  • a sufficient amount of lubricating oil can be allowed to flow out to the intake port 11a of the compressor 11 even when operated in a low temperature environment where the outside air temperature is extremely low.
  • the heat pump cycle 10 of the present embodiment as in the first embodiment, it is possible to achieve both the elimination of the lack of lubricating oil in the compressor 11 and the increase in the heating capacity in the heat pump cycle 10.
  • the heat pump cycle 10 according to the present disclosure is applied to the vehicle air conditioner, but the application of the heat pump cycle 10 is not limited thereto.
  • the heat pump cycle 10 according to the present disclosure is not limited to a vehicle, and may be applied to a stationary air conditioner, a cold storage, a liquid heating / cooling device, and the like.
  • the heat pump cycle 10 has been described with reference to an example in which operation modes such as the heating mode configuring the first operation mode, the cooling mode configuring the second operation mode, and the dehumidifying heating mode can be switched.
  • operation modes such as the heating mode configuring the first operation mode, the cooling mode configuring the second operation mode, and the dehumidifying heating mode can be switched.
  • the present invention is not limited to this.
  • the heat pump cycle 10 may be configured to be able to realize only the heating mode.
  • the air conditioning control device 50 sets the first pressure reducing mechanism 13 to the fully open state, the third pressure reducing mechanism 25 to the throttled state, and further opens the bypass passage opening / closing mechanism 19c.
  • the second decompression mechanism 19 is fully opened, but the present invention is not limited to this. For example, you may make it change the aperture state of the 1st pressure reduction mechanism 13 and the 3rd pressure reduction mechanism 25 according to the detected value of various sensor groups.
  • the outdoor heat exchanger 20 as a heat-dissipating heat exchanger but also to function as a heat-absorbing heat exchanger, that is, to adjust the heat radiation amount in the indoor condenser 12. Therefore, appropriate temperature adjustment of the blown air can be achieved.
  • the intermediate opening / closing mechanism 16 is opened and separated by the gas-liquid separator 14 by the heat exchange switching mechanism 18 as in the heating mode.
  • the refrigerant passage of the liquid phase refrigerant may be switched to the heat exchange passage 17a. That is, when the outdoor heat exchanger 20 functions as an endothermic heat exchanger during the dehumidifying heating mode, the heating capacity of the heat pump cycle 10 may be ensured by using the heat pump cycle 10 as a gas injection cycle as in the heating mode. Good.
  • the dehumidifying and heating mode at this time constitutes the first operation mode in the present disclosure.
  • the present invention is not limited to this.
  • a compound type compressor may be used in which the compression chamber is divided into a low stage and a high stage and the pressure is increased in two stages by one compression unit.
  • the present invention is not limited to this.
  • the gas-liquid separator 14 for example, a gravity drop type that performs gas-liquid separation by decelerating a gas-liquid two-phase refrigerant by colliding with a collision plate and dropping a high-density liquid-phase refrigerant downward. A thing may be adopted.
  • the internal structure of the accumulator 30 has been specifically described with reference to FIGS. 3 and 11 and the like.
  • the accumulator 30 can separate the gas and liquid of the refrigerant, and the oil return hole 34b.
  • the accumulator 30 may have a structure in which the outlet pipe 34 extends linearly from the separation part 31a side toward the storage part 31b side inside the housing 35.
  • the second pressure reducing mechanism 19 can be changed between a throttle state that exerts a pressure reducing action and a fully open state that does not exert a pressure reducing action by opening and closing the bypass passage opening and closing mechanism 19c.
  • the present invention is not limited to this.
  • an electrical three-way valve capable of switching the refrigerant passage is provided at the connection portion of the bypass passage 19 b, and the three-way valve does not exhibit the throttling state and the pressure reducing action. You may make it change into a fully open state.
  • an electric variable throttle mechanism similar to the first pressure reducing mechanism 13 may be employed.
  • the present invention is not limited to this.
  • a decompression mechanism constituted by a fixed throttle, a fixed throttle by a bypass passage, and an opening / closing mechanism for opening and closing the bypass passage, as in the second decompression mechanism 19, may be adopted. Good.
  • the present invention is not limited to this.
  • the internal heat exchange part 32 of the accumulator 30 may be arranged at a position close to the separation part 31a.
  • the internal heat exchange unit 32 may be disposed inside the housing 35. According to this, in the accumulator 30, the heat of the refrigerant flowing through the heat exchange pipe 32a of the internal heat exchange unit 32 can be directly transmitted to the liquid phase refrigerant existing in the storage unit 31b.
  • the internal heat exchange part 32 may be arranged outside the bottom part 35 c of the housing 35. Also in this way, in the accumulator 30A, the heat of the refrigerant flowing through each tube 32b of the internal heat exchange unit 32 can be indirectly transmitted to the liquid phase refrigerant existing in the storage unit 31b.
  • a refrigerant circuit that bypasses the internal heat exchange part 32 of the accumulator 30 and flows the refrigerant in the cooling mode or the dehumidifying heating mode is configured.
  • the present invention is not limited to this.

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Abstract

　ヒートポンプサイクル（１０）は、圧縮機（１１）と、放熱器（１２）と、第１減圧機構（１３）と、気液分離器（１４）と、中間圧冷媒通路（１５）と、第２減圧機構（１９）と、室外熱交換器（２０）と、アキュムレータ（３０）と、を備える。アキュムレータ（３０）は、内部に存在する冷媒と、気液分離器（１４）の液相冷媒の流出口側から第２減圧機構（１９）の冷媒入口側に至る液相冷媒通路を流れる液相冷媒とを熱交換させて、アキュムレータ（３０）の内部に存在する冷媒を加熱する内部熱交換部（３２）を有する。

Description

ヒートポンプサイクル 関連出願への相互参照
　本出願は、２０１５年２月２６日に出願された日本特許出願番号２０１５－３７００８号に基づくもので、ここにその記載内容が参照により組み入れられる。
　本開示は、ヒートポンプサイクルに関する。
　蒸気圧縮式の冷凍サイクルを構成するヒートポンプサイクルは、例えば、外気温が－２０℃を下回るような低温環境下で利用すると、蒸発圧力の低下により圧縮機の吸入冷媒の密度が減少することで、暖房能力が著しく低下してしまう。
　この対策としては、二段昇圧式のヒートポンプサイクルを用いることが有効である。二段昇圧式のヒートポンプサイクルでは、放熱器から流出した高圧冷媒を中間圧まで減圧し、減圧した中間圧冷媒のうち、気相冷媒を圧縮機における圧縮過程の冷媒と合流させることで、圧縮機の吸入冷媒を増加させることができるからである。
　このような二段昇圧式のヒートポンプサイクルとして、放熱器から流出した高圧冷媒と高圧冷媒を中間圧まで減圧した中間圧冷媒とを熱交換させる中間冷却器を、アキュムレータ内に設ける構成が提案されている（例えば、特許文献１参照）。具体的には、特許文献１には、中間冷却器をアキュムレータ内部に配置し、中間冷却器を流れる冷媒により、アキュムレータ内部の潤滑油を加熱することで、アキュムレータから圧縮機への潤滑油の返送が良好となる旨が記載されている。
実開昭５４－１７０４５４号公報

　しかしながら、本発明者らの検討によれば、特許文献１に記載の構成において、低温環境下における圧縮機の潤滑油不足を解消しようとすると、放熱器における熱交換対象流体への放熱量、すなわちヒートポンプサイクルの暖房能力を増加させることが難しいことがわかった。このことについては、以下に説明する。
　まず、特許文献１で必須の構成とされている中間冷却器は、高圧冷媒と中間圧冷媒とを熱交換させる熱交換器であり、アキュムレータの内部に配置すると、高圧冷媒と低圧冷媒とが熱交換することで、高圧冷媒と中間圧冷媒との熱交換量が減少する。
　中間冷却器における高圧冷媒と中間圧冷媒との熱交換量の減少は、中間圧冷媒が蒸発せずに液相冷媒が圧縮機に吸入される可能性が高くなり、圧縮機の信頼性の低下を招くことから好ましくない。
　圧縮機の信頼性を確保するための手段としては、圧縮機に吸入される中間圧冷媒の流量を制限したり、中間冷却器における高圧冷媒と低圧冷媒との熱交換を制限したりすることが考えられる。
　ところが、何れの案も、ヒートポンプサイクルにおける暖房能力が低下する要因となってしまう。すなわち、圧縮機に吸入される中間圧冷媒の流量を制限する案は、圧縮機の吸入冷媒の密度が減少して、放熱器における放熱量が減少することで、ヒートポンプサイクルにおける暖房能力が低下してしまう。また、中間冷却器における高圧冷媒と低圧冷媒との熱交換を制限する案は、吸熱器として機能する室外熱交換器の入口側におけるエンタルピが増加することになり、室外熱交換器の出入口間のエンタルピ差、すなわち吸熱量が減少する。この結果、放熱器における放熱量が減少することで、ヒートポンプサイクルにおける暖房能力が低下してしまう。
　本開示は、圧縮機の潤滑油不足の解消、および暖房能力の増加を両立させることが可能なヒートポンプサイクルを提供することを目的とする。

　本開示の１つの観点において、ヒートポンプサイクルは、冷媒を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熱交換対象流体と熱交換させて、熱交換対象流体を加熱する放熱器と、を備える。また、ヒートポンプサイクルは、放熱器から流出した冷媒を減圧させる第１減圧機構と、第１減圧機構を通過した冷媒の気液を分離する気液分離器と、気液分離器で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、圧縮機における圧縮過程の冷媒に合流させる中間圧冷媒通路と、を備える。さらに、ヒートポンプサイクルは、気液分離器で分離された液相冷媒を減圧させる第２減圧機構と、第２減圧機構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、室外熱交換器から流出した冷媒の気液を分離して、分離された気相冷媒、および冷媒中に含まれる潤滑油を圧縮機の吸入ポートへ流出させるアキュムレータと、を備える。
　そして、ヒートポンプサイクルは、アキュムレータが、内部に存在する冷媒と、気液分離器の液相冷媒の流出口側から第２減圧機構の冷媒入口側に至る液相冷媒通路を流れる液相冷媒とを熱交換させて、アキュムレータの内部に存在する冷媒を加熱する内部熱交換部を有する。
　これによれば、気液分離器により分離された気相冷媒が圧縮機の中間圧ポートへ導かれるので、圧縮機の中間圧ポートに液相冷媒が流入することによる圧縮機の信頼性低下を回避することができる。
　また、アキュムレータでは、内部熱交換部を流通する液相冷媒と、アキュムレータの内部に存在する冷媒との熱交換により、アキュムレータの内部に存在する冷媒が加熱される。このため、低温環境下においてもアキュムレータから圧縮機の吸入ポート側へ潤滑油を充分に流出させることができる。
　さらに、アキュムレータの内部熱交換部には、第１減圧機構を通過した後に気液分離器で分離された液相冷媒が流れる。このため、中間圧冷媒通路を介して圧縮機へ流す気相冷媒の密度を減少させることなく、室外熱交換器に流入する冷媒のエンタルピを減少させることができる。この結果、圧縮機へ吸入される気相冷媒の流量を減少させることなく、室外熱交換器の出入口間のエンタルピ差を増加させて、放熱器における放熱量を増加させることができる。
　従って、本開示に係るヒートポンプサイクルは、圧縮機の潤滑油不足の解消、およびヒートポンプサイクルにおける暖房能力の増加を両立させることができる。
第１実施形態に係るヒートポンプサイクルを適用した車両用空調装置の全体構成図である。 第１実施形態に係るアキュムレータの外観図である。 図２のＩＩＩ－ＩＩＩ断面図である。 第１実施形態に係る車両用空調装置の制御処理を示すフローチャートである。 第１実施形態に係るヒートポンプサイクルの冷房モード、および除湿暖房モードにおける冷媒の流れを示す全体構成図である。 第１実施形態に係るヒートポンプサイクルの暖房モードにおける冷媒の流れを示す全体構成図である。 第１実施形態に係るヒートポンプサイクルの暖房モードにおける冷媒の状態を示すモリエル線図である。 冷媒温度と冷媒に含まれる潤滑油の濃度との関係を示す特性図である。 比較例に係るアキュムレータ内部の潤滑油の状態を示す断面図である。 第１実施形態に係るアキュムレータ内部の潤滑油の状態を示す断面図である。 第２実施形態に係るアキュムレータの断面図である。
　以下、本開示の実施形態について図面を参照して説明する。以下の各実施形態において、先行する実施形態で説明した事項と同一もしくは均等である部分には、同一の参照符号を付し、その説明を省略する場合がある。また、各実施形態において、構成要素の一部だけを説明している場合、構成要素の他の部分に関しては、先行する実施形態において説明した構成要素を適用することができる。
　（第１実施形態）
　まず、第１実施形態について説明する。本実施形態では、図１に示すように、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やハイブリッド自動車の車両用空調装置に適用している。
　ヒートポンプサイクル１０は、車両用空調装置において、空調対象空間である車室内へ送風する送風空気を熱交換対象流体としている。本実施形態のヒートポンプサイクル１０は、送風空気の冷却により車室内を冷房する冷房モード、送風空気を冷却した後に加熱することにより車室内を除湿暖房する除湿暖房モード、送風空気の加熱により車室内を暖房する暖房モードに切替可能に構成されている。
　本実施形態のヒートポンプサイクル１０では、冷媒としてＨＦＣ系冷媒（例えば、Ｒ１３４ａ）を採用しており、サイクル内の高圧側の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。なお、勿論、ＨＦＯ系冷媒（例えば、Ｒ１２３４ｙｆ）等を採用してもよい。
　ヒートポンプサイクル１０の冷媒には、圧縮機１１内部の各種構成要素を潤滑するための潤滑油、すなわち冷凍機油が混入している。潤滑油は、その一部が冷媒とともにサイクルを循環する。
　ヒートポンプサイクル１０の構成機器である圧縮機１１は、車両のエンジンルーム内に配置されている。圧縮機１１は、ヒートポンプサイクル１０において、冷媒を吸入し、圧縮して吐出する機能を果たす。
　圧縮機１１は、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部と高段側圧縮部が収容された二段昇圧式の圧縮機である。各圧縮部は、スクロール型、ベーン型、ローリングピストン型等の各種形式の圧縮機構を採用することができる。
　本実施形態の圧縮機１１は、各圧縮部が電動モータにより回転駆動される電動型の圧縮機を構成している。圧縮機１１の電動モータは、後述する空調制御装置５０から出力される制御信号によって、その作動（例えば、回転数）が制御される。圧縮機１１は、電動モータの回転数制御によって冷媒吐出能力が変更可能となっている。
　圧縮機１１のハウジングには、吸入ポート１１ａ、中間圧ポート１１ｂ、および吐出ポート１１ｃが設けられている。吸入ポート１１ａは、ハウジングの外部から低段側圧縮部へ低圧冷媒を吸入するポートである。吐出ポート１１ｃは、高段側圧縮部から吐出された高圧冷媒をハウジングの外部へ吐出するポートである。
　また、中間圧ポート１１ｂは、ハウジングの外部からサイクル内を流れる中間圧となる気相冷媒を流入させて圧縮過程の冷媒に合流させるポートである。具体的には、中間圧ポート１１ｂは、低段側圧縮部の冷媒出口と高段側圧縮部の冷媒入口との間に接続されている。
　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、後述する室内空調ユニット４０の空調ケース４１内に配置されている。室内凝縮器１２は、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒を放熱させて、後述する室内蒸発器２６を通過した送風空気を加熱する放熱器である。
　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する第１減圧機構１３が接続されている。第１減圧機構１３は、絞り開度が変更可能に構成された弁体、および弁体を駆動するアクチュエータを有する。
　本実施形態の第１減圧機構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な可変絞り機構で構成されている。また、第１減圧機構１３は、空調制御装置５０から出力される制御信号によって制御される電気式の可変絞り機構で構成されている。
　第１減圧機構１３の出口側には、第１減圧機構１３を通過した冷媒の気液を分離する気液分離器１４が接続されている。本実施形態の気液分離器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気液分離器である。
　気液分離器１４には、冷媒を流入させる流入口である流入ポート１４ａ、内部で分離した気相冷媒の流出口である気相用ポート１４ｂ、および内部で分離した液相冷媒の流出口である液相用ポート１４ｃが設けられている。
　気液分離器１４の気相用ポート１４ｂには、中間圧冷媒通路１５が接続されている。中間圧冷媒通路１５は、圧縮機１１の中間圧ポート１１ｂへ気相冷媒を導いて、当該気相冷媒を圧縮機１１における圧縮過程の冷媒に合流させる冷媒通路である。
　中間圧冷媒通路１５には、中間圧冷媒通路１５を開閉する通路開閉機構として中間開閉機構１６が配置されている。中間開閉機構１６は、空調制御装置５０から出力される制御信号によって制御される電磁弁で構成されている。中間開閉機構１６は、中間圧冷媒通路１５を開閉することによって、サイクル内の冷媒流路を切り替える流路切替手段として機能する。
　気液分離器１４の液相用ポート１４ｃには、液相冷媒通路１７が接続されている。液相冷媒通路１７は、後述する第２減圧機構１９へ気液分離器１４で分離された液相冷媒を導く冷媒通路である。液相冷媒通路１７は、第２減圧機構１９へ至る冷媒通路の途中で熱交換通路１７ａ、および熱交換バイパス通路１７ｂといった２つの冷媒通路に分岐している。
　熱交換通路１７ａは、後述するアキュムレータ３０の内部熱交換部３２を介して、後述する第２減圧機構１９へ液相冷媒を導く冷媒通路である。熱交換バイパス通路１７ｂは、後述するアキュムレータ３０の内部熱交換部３２を迂回して、後述する第２減圧機構１９へ液相冷媒を導く冷媒通路である。熱交換通路１７ａおよび熱交換バイパス通路１７ｂは、後述する第２減圧機構１９の冷媒流れ上流側で合流している。
　また、液相冷媒通路１７には、熱交換通路１７ａと熱交換バイパス通路１７ｂとの分岐部に、熱交換切替機構１８が設けられている。熱交換切替機構１８は、気液分離器１４で分離された液相冷媒の冷媒通路を、熱交換通路１７ａ、および熱交換バイパス通路１７ｂのいずれかに切り替える流路切替弁である。熱交換切替機構１８は、空調制御装置５０から出力される制御信号によって制御される電気式の流路切替弁で構成されている。熱交換切替機構１８は、サイクル内の冷媒流路を切り替える流路切替手段として機能する。
　ここで、熱交換切替機構１８は、冷媒通路を、熱交換通路１７ａ、および熱交換バイパス通路１７ｂのいずれかに切替可能であれば、例えば、熱交換通路１７ａ、および熱交換バイパス通路１７ｂの合流部に配置されていてもよい。また、熱交換通路１７ａ、および熱交換バイパス通路１７ｂそれぞれに冷媒通路を開閉する電磁弁を設け、各電磁弁の開閉により冷媒通路を切り替えるようにしてもよい。
　液相冷媒通路１７の冷媒流れ下流側には、液相冷媒通路１７を流れる冷媒を減圧する第２減圧機構１９が接続されている。本実施形態の第２減圧機構１９は、冷媒を減圧して室外熱交換器２０へ流出させる固定絞り１９ａ、固定絞り１９ａを迂回して後述する室外熱交換器２０へ導く迂回通路１９ｂ、および迂回通路１９ｂを開閉する迂回通路開閉機構１９ｃで構成されている。迂回通路開閉機構１９ｃは、空調制御装置５０から出力される制御信号によって制御される電磁弁で構成されている。
　ここで、冷媒が迂回通路開閉機構１９ｃを通過する際に生じる圧力損失は、固定絞り１９ａ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、迂回通路開閉機構１９ｃが開いている場合には迂回通路１９ｂ側を介して室外熱交換器２０へ流入し、迂回通路開閉機構１９ｃが閉じている場合には固定絞り１９ａを介して室外熱交換器２０へ流入する。これにより、第２減圧機構１９は、迂回通路開閉機構１９ｃ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。
　第２減圧機構１９の出口側には、室外熱交換器２０が接続されている。室外熱交換器２０は、エンジンルーム内に配置されて、第２減圧機構１９を通過した冷媒と車室外空気である外気とを熱交換させる熱交換器である。
　室外熱交換器２０は、暖房モード時に低圧冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる吸熱用熱交換器として機能する。また、室外熱交換器２０は、少なくとも冷房モード時に、高圧冷媒を放熱させる放熱用熱交換器として機能する。
　室外熱交換器２０の冷媒出口側には、室外熱交換器２０から流出した冷媒の流れを分岐する分岐部２１が接続されている。分岐部２１は、３つの出入口のうち、１つを冷媒流入口とし、残りの２つを冷媒流出口とする三方継手で構成されている。
　分岐部２１には、一方の冷媒流出口に低圧冷媒通路２２が接続され、他方の冷媒流出口に低圧バイパス通路２３が接続されている。
　低圧冷媒通路２２は、第３減圧機構２５、および室内蒸発器２６を介して後述するアキュムレータ３０へ冷媒を導く冷媒通路である。第３減圧機構２５は、室外熱交換器２０から流出した冷媒を減圧する減圧機構である。第３減圧機構２５の基本的構成は、第１減圧機構１３と同様であり、空調制御装置５０から出力される制御信号によって制御される電磁弁で構成されている。
　室内蒸発器２６は、後述する室内空調ユニット４０の空調ケース４１内のうち、室内凝縮器１２の空気流れ上流側に配置されている。室内蒸発器２６は、第３減圧機構２５を通過した低圧冷媒と熱交換対象流体である送風空気とを熱交換させ、低圧冷媒を蒸発させることにより、送風空気を冷却する蒸発器である。
　一方、低圧バイパス通路２３は、第３減圧機構２５、および室内蒸発器２６を迂回して後述するアキュムレータ３０へ冷媒を導く冷媒通路である。低圧バイパス通路２３には、低圧バイパス通路２３を開閉する低圧開閉機構２８が設けられている。
　ここで、室外熱交換器２０から流出した冷媒は、低圧開閉機構２８が開き、第３減圧機構２５が全閉状態となっている場合に低圧バイパス通路２３へ流れ、低圧開閉機構２８が閉じ、第３減圧機構２５が絞り状態となっている場合に低圧冷媒通路２２へ流れる。従って、本実施形態では、低圧開閉機構２８および第３減圧機構２５が、室外熱交換器２０から流出した冷媒の冷媒通路を、低圧冷媒通路２２および低圧バイパス通路２３のいずれかに切り替える低圧通路切替機構として機能する。なお、低圧開閉機構２８は、熱交換切替機構１８のような流路切替弁で構成してもよい。低圧開閉機構２８を流路切替弁で構成する場合、当該流路切替弁を分岐部２１や合流部２９に配置すればよい。
　室内蒸発器２６および低圧開閉機構２８の冷媒流れ下流側には、低圧冷媒通路２２と低圧バイパス通路２３との合流部２９が接続されている。合流部２９は、３つの出入口のうち、１つを冷媒流出口とし、残りの２つを冷媒流入口とする三方継手で構成されている。
　合流部２９の冷媒流出口側には、アキュムレータ３０の入口側が接続されている。アキュムレータ３０は、その内部に流入した冷媒の気液を分離して、分離された気相冷媒、および冷媒中に含まれる潤滑油を圧縮機１１の吸入ポート１１ａ側に流出させるものである。
　本実施形態のアキュムレータ３０の詳細構成については、図２、図３を用いて説明する。図２、図３における上下方向を示す矢印は、アキュムレータ３０を車両用空調装置に搭載した状態における上下方向を示している。このことは、他の図面においても同様である。
　本実施形態のアキュムレータ３０は、図２、図３に示すように、冷媒の気液を分離する気液分離部３１、およびアキュムレータ３０の内部に存在する冷媒を加熱する内部熱交換部３２を有する。
　アキュムレータ３０の気液分離部３１は、合流部２９の冷媒流出口から流入した冷媒の気液を分離する部位である。気液分離部３１は、外殻を構成するハウジング３５を有する。ハウジング３５は、その内部に上下方向に円柱状に延びる内部空間が形成されている。ハウジング３５の内部空間は、気液を分離する分離部３１ａ、分離部３１ａで分離された液相冷媒を貯留する貯留部３１ｂで構成されている。分離部３１ａは、ハウジング３５の内部空間のうち、ハウジング３５の上部３５ａ側に形成される空間である。
　また、貯留部３１ｂは、ハウジング３５の内部空間のうち、ハウジング３５の底部３５ｃ側に形成される空間である。貯留部３１ｂは、サイクル中の余剰の冷媒を貯留する空間である。
　ハウジング３５の上部３５ａには、冷媒を導入する導入管３３と、気相冷媒および潤滑油を圧縮機１１の吸入ポート１１ａへ流出させる導出管３４とが接続されている。導入管３３および導出管３４は、それぞれ筒状の部材で構成されている。
　導入管３３は、その一端側がハウジング３５外部で合流部２９の出口側に接続されている。導入管３３は、その他端側がハウジング３５内部に位置しており、貯留部３１ｂにおける液相冷媒の液面の上方側に開口している。導入管３３における他端側の開口は、冷媒を導入する導入口３３ａを構成している。
　導出管３４は、その一端側がハウジング３５内部に位置しており、貯留部３１ｂにおける液相冷媒の液面の上方側に開口している。導出管３４における一端側の開口は、ハウジング３５内部の気相冷媒だけを導出する導出口３４ａを構成している。導入管３３は、その他端側がハウジング３５外部で圧縮機１１の吸入ポート１１ａに接続されている。
　導出管３４は、ハウジング３５内部において分離部３１ａと貯留部３１ｂとを跨ぐように、Ｕ字形状に曲折している。導出管３４には、貯留部３１ｂに貯留された液相冷媒に常時浸かる部位に油戻し穴３４ｂが形成されている。
　油戻し穴３４ｂは、導出管３４を流れる気相冷媒と共に、貯留部３１ｂに貯留された液相冷媒中の潤滑油および微量の液相冷媒を、圧縮機１１の吸入ポート１１ａへ戻すための連通穴である。
　気液分離部３１では、導入管３３から導入された冷媒が、ハウジング３５内部の分離部３１ａで分離される。分離部３１ａで分離された気相冷媒は、導出管３４を介して圧縮機１１の吸入ポート１１ａへ流出する。
　また、分離部３１ａで分離された液相冷媒は、冷媒中の潤滑油と共に貯留部３１ｂに一時的に貯留される。貯留部３１ｂに貯留された潤滑油を含む液相冷媒は、その一部が導出管３４の油戻し穴３４ｂから圧縮機１１の吸入ポート１１ａへ流出する。
　アキュムレータ３０の内部熱交換部３２は、アキュムレータ３０の内部に存在する冷媒と、液相冷媒通路１７の熱交換通路１７ａを流れる冷媒とを熱交換させて、アキュムレータ３０の内部に存在する冷媒を加熱する部位である。
　本実施形態の内部熱交換部３２は、貯留部３１ｂに貯留された低温の液相冷媒と、熱交換通路１７ａを流れる高温の冷媒とが熱交換するように、貯留部３１ｂに近接した位置に配置されている。
　具体的には、内部熱交換部３２は、熱交換通路１７ａを流れる高温の冷媒が流通する熱交換配管３２ａを有している。熱交換配管３２ａは、貯留部３１ｂの外周を囲むように、貯留部３１ｂを形成するハウジング３５の外側の側壁部３５ｂに螺旋状に巻き付けられている。
　内部熱交換部３２では、熱交換配管３２ａを流れる冷媒の熱が、貯留部３１ｂを形成するハウジングに当接する当接部を介して、貯留部３１ｂに存在する液相冷媒に伝達される。これにより、貯留部３１ｂに存在する液相冷媒が加熱されることで沸騰し、潤滑油と液相冷媒とが攪拌される。
　次に、室内空調ユニット４０について説明する。室内空調ユニット４０は、車室内最前部の計器盤、例えば、インストルメントパネルの内側に配置されている。室内空調ユニット４０は、その外殻を形成するとともに、車室内への送風空気の空気通路を形成する空調ケース４１を有する。
　図１に示すように、空調ケース４１の空気流れ最上流側には、車室内空気である内気と外気とを切替導入する内外気切替装置４２が配置されている。
　内外気切替装置４２は、内気の導入口および外気の導入口の開口面積を、内外気切替ドアで調整することで、空調ケース４１内への内気の風量と外気の風量との風量割合を変化させる装置である。
　内外気切替装置４２の空気流れ下流側には、内外気切替装置４２から導入される空気を車室内へ向けて送風する送風機４３が配置されている。送風機４３は、シロッコファン等の遠心ファンを電動モータにて駆動する電動送風機である。送風機４３は、空調制御装置５０から出力される制御電圧によって回転数、すなわち送風量が制御される。
　送風機４３の空気流れ下流側には、前述の室内蒸発器２６および室内凝縮器１２が、送風空気の流れに対して、室内蒸発器２６、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２６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。
　空調ケース４１内には、室内蒸発器２６通過後の送風空気を、室内凝縮器１２を迂回して流す冷風バイパス通路４５が設けられている。また、空調ケース４１内には、室内蒸発器２６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エアミックスドア４４が配置されている。
　エアミックスドア４４は、室内蒸発器２６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冷風バイパス通路４５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能力調整部として機能する。エアミックスドア４４は、空調制御装置５０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アクチュエータにより駆動される。
　また、室内凝縮器１２および冷風バイパス通路４５の空気流れ下流側には、室内凝縮器１２を通過した温風、および冷風バイパス通路４５を通過した冷風を合流させる図示しない合流空間が形成されている。
　空調ケース４１の空気流れ最下流部には、合流空間にて合流した送風空気を、車室内へ吹き出す複数の開口穴が形成されている。図示しないが、空調ケース４１には、開口穴として、車両前面の窓ガラスの内面に向けて空気を吹き出すデフロスタ開口穴、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、乗員の足元に向けて空調風を吹き出すフット開口穴が形成されている。
　また、各開口穴の空気流れ上流側には、各開口穴の開口面積を調整する吹出モードドアとして、デフロスタドア、フェイスドア、フットドアが配置されている。これら吹出モードドアは、図示しないリンク機構等を介して、空調制御装置５０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アクチュエータにより駆動される。
　さらに、各開口穴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５０は、ＣＰＵ、ＲＯＭ、およびＲＡＭ等のメモリ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る。空調制御装置５０は、メモリに記憶された制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行い、出力側に接続された各種空調用の制御機器の作動を制御する。なお、空調制御装置５０のメモリは、非遷移的実体的記憶媒体で構成される。
　空調制御装置５０の入力側には、空調制御用のセンサ群が接続されている。具体的には、空調制御装置５０には、車両内外における環境の状態を検出するセンサとして、内気温を検出する内気センサ、外気温を検出する外気センサ、車室内への日射量を検出する日射センサ等が接続されている。
　また、空調制御装置５０には、ヒートポンプサイクル１０の作動状態を検出するセンサとして、室内蒸発器２６の温度を検出する第１温度センサ５１、室内凝縮器１２通過後の冷媒の温度、圧力を検出する第２温度センサ５２、圧力センサ５３等が接続されている。第１温度センサ５１としては、室内蒸発器２６の熱交換フィンの温度を検出するセンサや、室内蒸発器２６を流れる冷媒の温度を検出するセンサ等が考えられるが、いずれのセンサを用いてもよい。
　さらに、空調制御装置５０には、各種空調操作スイッチが配置された操作パネルが接続されている。空調制御装置５０には、操作パネルの各種空調操作スイッチからの操作信号が入力される。操作パネルには、各種空調操作スイッチとして、車両用空調装置の作動スイッチ、車室内の目標温度を設定する温度設定スイッチ、室内蒸発器２６で送風空気を冷却するか否かを設定するＡ／Ｃスイッチ等が設けられている。
　本実施形態の空調制御装置５０は、出力側に接続された各種制御機器の作動を制御する制御部を構成するハードウェアまたはソフトウェアを集約した装置である。空調制御装置５０に集約される制御部としては、ヒートポンプサイクル１０の運転モードを切り替える運転モード切替部５０ａ、圧縮機１１の電動モータの作動を制御する吐出能力制御部等がある。
　次に、上記構成における車両用空調装置の作動について説明する。本実施形態の車両用空調装置は、車室内を冷房する冷房モード、車室内を暖房する暖房モード、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可能となっている。これら運転モードは、空調制御装置５０が実行する空調制御処理により切り替え可能となっている。
　運転モードを切り替える空調制御処理については、図４に示すフローチャートを参照して説明する。空調制御処理は、操作パネルの車両用空調装置の作動スイッチが投入されることで開始される。なお、図４に示すフローチャートの各ステップは、空調制御装置５０により実現されるものであり、各ステップで実現される機能それぞれを機能実現部として解釈することができる。
　車両用空調装置の作動スイッチが投入されると、空調制御装置５０は、まず、メモリに記憶されたフラグ、タイマ等の初期化や、各種制御機器の初期位置を合わせる初期化処理を行う（Ｓ１）。初期化処理では、前回の車両用空調装置の運転停止時にメモリに記憶された値に合わせることもある。
　続いて、空調制御装置５０は、操作パネルの操作信号、および空調制御用のセンサ群の検出信号を読み込む（Ｓ２）。そして、空調制御装置５０は、ステップＳ２の処理で読み込んだ各種信号に基づいて、車室内へ吹き出す送風空気の目標吹出温度ＴＡＯを算出する（Ｓ３）。
　具体的には、ステップＳ３の算出処理では、以下の数式Ｆ１を用いて目標吹出温度ＴＡＯを算出する。
　ＴＡＯ＝Ｋｓｅｔ×Ｔｓｅｔ－Ｋｒ×Ｔｒ－Ｋａｍ×Ｔａｍ－Ｋｓ×Ａｓ＋Ｃ…（Ｆ１）
ここで、Ｔｓｅｔは温度設定スイッチで設定された車室内の目標温度、Ｔｒは内気センサで検出された検出信号、Ｔａｍは外気センサで検出された検出信号、Ａｓは日射センサで検出された検出信号を示している。なお、Ｋｓｅｔ、Ｋｒ、Ｋａｍ、およびＫｓは、制御ゲインであり、Ｃは、補正用の定数である。
　続いて、空調制御装置５０は、送風機４３の送風能力を決定する（Ｓ４）。ステップＳ４の処理では、ステップＳ３で算出した目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予めメモリに記憶された制御マップを参照して、送風機４３の送風能力を決定する。本実施形態の空調制御装置５０は、目標吹出温度ＴＡＯが極低温域、および極高温域となる場合に、送風機４３の送風量が多くなるように、送風能力を最大能力付近に決定する。また、本実施形態の空調制御装置５０は、目標吹出温度ＴＡＯが極低温域から中間温度域へ上昇したり、極高温域から中間温度域へ低下したりする場合に、送風機４３の送風量が減少するように、送風能力を最大付近よりも低い能力に決定する。
　続いて、空調制御装置５０は、ステップＳ２で読み込んだ各種信号、およびステップＳ３で算出した目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、ヒートポンプサイクル１０の運転モードを決定する（Ｓ５～Ｓ８）。
　ステップＳ５の処理では、Ａ／Ｃスイッチがオンされ、且つ、目標吹出温度ＴＡＯが予め定めた冷房基準値よりも低くなっている場合に、冷房運転を行う冷房モードに決定する（Ｓ６）。また、ステップＳ５の処理では、Ａ／Ｃスイッチがオンされ、且つ、目標吹出温度ＴＡＯが冷房基準値以上となっている場合に、除湿暖房運転を行う除湿暖房モードに決定する（Ｓ７）。さらに、ステップＳ５の処理では、Ａ／Ｃスイッチがオフされ、且つ、目標吹出温度ＴＡＯが暖房基準値以上となっている場合に、暖房運転を行う暖房モードに決定する（Ｓ８）。ステップＳ６～Ｓ８の処理では、各運転モードに応じた制御処理が実行される。なお、ステップＳ６～Ｓ８における詳細な処理内容については後述する。
　続いて、空調制御装置５０は、内外気切替装置４２の切替状態を示す吸込口モードを決定する（Ｓ９）。ステップＳ９の処理では、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予めメモリに記憶された制御マップを参照して吸込口モードを決定する。本実施形態の空調制御装置５０は、基本的には、外気を導入する外気モードに吸込口モードを決定する。本実施形態の空調制御装置５０は、目標吹出温度ＴＡＯが極低温域となって高い冷房性能が要求される状況や、目標吹出温度ＴＡＯが極高温域となって高い暖房性能が要求される状況等に内気を導入する内気モードに吸込口モードを決定する。
　続いて、空調制御装置５０は、吹出口モードを決定する（Ｓ１０）。ステップＳ１０の処理では、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予めメモリに記憶された制御マップを参照して吹出口モードを決定する。本実施形態の空調制御装置５０は、目標吹出温度ＴＡＯが高温域から低温域へと低下するに伴って、フットモード→バイレベルモード→フェイスモードへと移行するように吹出口モードを決定する。
　続いて、空調制御装置５０は、上述のステップＳ４～Ｓ１０で決定された制御状態が得られるように、空調制御装置５０に接続された各種制御機器へ制御信号を出力する（Ｓ１１）。そして、空調制御装置５０は、予めメモリに記憶された制御周期が経過するまで待機する（Ｓ１２）。
　ステップＳ１２の処理にて制御周期が経過したと判定された場合、空調制御装置５０は、車両用空調装置、すなわちヒートポンプサイクル１０の運転を停止するか否かを判定する（Ｓ１３）。ステップＳ１３の判定処理では、操作パネルや、車両全体の制御を司るメイン制御装置等から、車両用空調装置、すなわちヒートポンプサイクル１０の運転停止を指示する指令信号が入力されたか否かを判定する。ステップＳ１３の判定処理にて、運転停止と判定された場合には、所定の運転終了処理を実行する。また、ステップＳ１３の判定処理にて、運転停止と判定されなかった場合には、ステップＳ２の処理に戻る。
　次に、ステップＳ６で実行する冷房モードの処理内容、ステップＳ７で実行する除湿暖房モードの処理内容、およびステップＳ８で実行する暖房モードの処理内容について説明する。
　（ａ）冷房モード
　本実施形態では、冷房モードが、室外熱交換器２０を外気へ放熱する放熱用熱交換器として機能させて室内蒸発器２６で送風空気を冷却する第２運転モードを構成している。本実施形態の冷房モードは、空調制御装置５０で各減圧機構１３、１９、２５、各開閉機構１６、２８、および熱交換切替機構１８を制御することで実現している。
　具体的には、冷房モードでは、空調制御装置５０が、第１減圧機構１３を全開状態とし、第３減圧機構２５を絞り状態とし、さらに、迂回通路開閉機構１９ｃを開いて第２減圧機構１９を全開状態とする。
　また、空調制御装置５０は、中間開閉機構１６および低圧開閉機構２８を閉じると共に、熱交換切替機構１８により気液分離器１４で分離された液相冷媒の冷媒通路を熱交換バイパス通路１７ｂに切り替える。
　これにより、冷房モードのヒートポンプサイクル１０では、図５の矢印に示すように冷媒が流れる。すなわち、圧縮機１１からの吐出冷媒は、室内凝縮器１２→第１減圧機構１３→気液分離器１４→熱交換バイパス通路１７ｂ→第２減圧機構１９→室外熱交換器２０→低圧冷媒通路２２→第３減圧機構２５→室内蒸発器２６→アキュムレータ３０→圧縮機１１の順に流れる。
　このようなサイクル構成で、空調制御装置５０は、ステップＳ３で算出された目標吹出温度ＴＡＯ、および各種センサ群の検出信号に基づいて、ヒートポンプサイクル１０の各構成機器の作動状態を決定する。
　例えば、圧縮機１１の電動モータに出力される制御信号（例えば、回転数）については、以下のように決定される。空調制御装置５０は、まず、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予めメモリに記憶された制御マップを参照して、室内蒸発器２６の目標蒸発器温度ＴＥＯを決定する。目標蒸発器温度ＴＥＯは、室内蒸発器２６の着霜、すなわちフロストを防止するため、着霜温度（例えば、０℃）よりも高い温度（例えば、１℃）以上となるように決定される。
　そして、空調制御装置５０は、目標蒸発器温度ＴＥＯと第１温度センサ５１で検出された室内蒸発器２６の温度Ｔｅとの偏差に基づいて、室内蒸発器２６の温度Ｔｅが目標蒸発器温度ＴＥＯに近づくように、圧縮機１１の回転数を決定する。
　また、第３減圧機構２５に出力される制御信号については、第３減圧機構２５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る。目標過冷却度は、第２温度センサ５２および圧力センサ５３で検出された室内凝縮器１２通過後の高圧冷媒の温度Ｔｃｏおよび圧力Ｐｄに基づいて、予めメモリに記憶された制御マップを参照して、サイクルの成績係数（ＣＯＰ）が略最大となるように決定される。
　また、エアミックスドア４４を駆動するアクチュエータに出力される制御信号については、エアミックスドア４４が室内凝縮器１２側の空気通路を閉塞し、室内蒸発器２６通過後の送風空気の全流量が冷風バイパス通路４５側を通過するように決定される。なお、冷房モードでは、室内空調ユニット４０からの吹出空気温度が目標吹出温度ＴＡＯに近づくようにエアミックスドア４４の開度を制御してもよい。このように決定された各制御信号等は、空調制御装置５０から各種制御機器へ出力される。
　従って、冷房モードのヒートポンプサイクル１０では、圧縮機１１の吐出ポート１１ｃから吐出された高圧冷媒が室内凝縮器１２へ流入する。この際、エアミックスドア４４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送風空気へ放熱することなく、室内凝縮器１２から流出する。
　室内凝縮器１２から流出した冷媒は、第１減圧機構１３が全開状態となっているので、第１減圧機構１３にて殆ど減圧されることなく、気液分離器１４へ流れる。この際、室内凝縮器１２では冷媒が殆ど送風空気へ放熱することがないので、気液分離器１４へ流入する冷媒は気相状態となる。このため、気液分離器１４では冷媒の気液が分離されることなく、気相冷媒が液相冷媒通路１７へ流出する。さらに、中間開閉機構１６が閉じられているので、中間圧冷媒通路１５へは冷媒が流れない。
　液相冷媒通路１７に流入した気相冷媒は、熱交換バイパス通路１７ｂを介して第２減圧機構１９へ流れる。つまり、液相冷媒通路１７に流入した気相冷媒は、アキュムレータ３０の内部熱交換部３２を迂回して、第２減圧機構１９へ流れる。
　第２減圧機構１９に流入した気相冷媒は、迂回通路開閉機構１９ｃが開いているので、迂回通路１９ｂを介して室外熱交換器２０へ流入する。室外熱交換器２０へ流入した冷媒は、外気と熱交換して放熱し、目標過冷却度となるまで冷却される。
　室外熱交換器２０から流出した冷媒は、低圧開閉機構２８が閉じ、かつ、第３減圧機構２５が絞り状態となっているので、分岐部２１を介して第３減圧機構２５に流入して低圧冷媒となるまで減圧される。そして、第３減圧機構２５から流出した低圧冷媒は、室内蒸発器２６へ流入し、送風機４３から送風された送風空気から吸熱して蒸発する。これにより、送風空気が冷却および除湿される。
　室内蒸発器２６から流出した冷媒は、合流部２９を介して、アキュムレータ３０へ流入して気液分離される。そして、アキュムレータ３０にて分離された気相冷媒が圧縮機１１の吸入ポート１１ａから吸入されて低段側圧縮部および高段側圧縮部にて圧縮される。
　以上の如く、冷房モードでは、室外熱交換器２０にて冷媒を放熱させ、室内蒸発器２６にて冷媒を蒸発させるヒートポンプサイクル１０を構成する。このため、室内蒸発器２６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ので、車室内の冷房を実現することができる。なお、冷房モードでは、中間開閉機構１６が閉じているので、圧縮機１１は単段昇圧式の圧縮機として機能する。
　さらに、本実施形態のヒートポンプサイクル１０では、冷房モードにおいて、アキュムレータ３０の内部熱交換部３２を迂回して気相冷媒を流す冷媒回路としている。このため、アキュムレータ３０の内部熱交換部３２へ冷媒を流す場合に比較して、サイクル内の圧力損失を抑えることができる。この結果、ヒートポンプサイクル１０のＣＯＰの向上を図ることができる。
　（ｂ）除湿暖房モード
　本実施形態の除湿暖房モードは、室外熱交換器２０を外気へ放熱する放熱用熱交換器として機能させて室内蒸発器２６で送風空気を冷却する第２運転モードを構成している。本実施形態の除湿暖房モードは、空調制御装置５０で各減圧機構１３、１９、２５、各開閉機構１６、２８、および熱交換切替機構１８を制御することで実現している。
　具体的には、除湿暖房モードでは、冷房モード時の冷媒回路と同様の冷媒回路となるように、空調制御装置５０が、第１～第３減圧機構１３、１９、２５、中間開閉機構１６、低圧開閉機構２８、熱交換切替機構１８を制御する。これにより、除湿暖房モードのヒートポンプサイクル１０では、図５の矢印に示すように冷媒が流れる。
　このようなサイクル構成で、空調制御装置５０は、ステップＳ３で算出された目標吹出温度ＴＡＯ、および各種センサ群の検出信号に基づいて、ヒートポンプサイクル１０の各構成機器の作動状態を決定する。例えば、圧縮機１１の電動モータに出力される制御信号（例えば、回転数）、および第３減圧機構２５に出力される制御信号については、冷房モードと同様に決定される。
　また、エアミックスドア４４を駆動するアクチュエータに出力される制御信号については、エアミックスドア４４が冷風バイパス通路４５を閉塞し、室内蒸発器２６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。なお、除湿暖房モードでは、室内空調ユニット４０からの吹出空気温度が目標吹出温度ＴＡＯに近づくようにエアミックスドア４４の開度を制御してもよい。このように決定された各制御信号等は、空調制御装置５０から各種制御機器へ出力される。
　従って、除湿暖房モードのヒートポンプサイクル１０では、圧縮機１１の吐出ポート１１ｃから吐出された高圧冷媒が室内凝縮器１２へ流入する。この際、エアミックスドア４４が室内凝縮器１２の空気通路を全開しているので、室内凝縮器１２に流入した冷媒が、室内蒸発器２６で冷却および除湿された送風空気と熱交換して放熱する。これにより、送風空気が目標吹出温度ＴＡＯに近づくように加熱される。
　室内凝縮器１２から流出した冷媒は、冷房モードと同様に、第１減圧機構１３→気液分離器１４→熱交換バイパス通路１７ｂ→第２減圧機構１９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に流入した冷媒は、外気と熱交換して放熱し、目標過冷却度となるまで冷却される。さらに、室外熱交換器２０を流出した冷媒は、冷房モードと同様に、低圧冷媒通路２２→第３減圧機構２５→室内蒸発器２６→アキュムレータ３０→圧縮機１１の順に流れる。
　以上の如く、除湿暖房モードでは、室内凝縮器１２および室外熱交換器２０にて冷媒を放熱させ、室内蒸発器２６にて冷媒を蒸発させるヒートポンプサイクル１０を構成する。除湿暖房モードでは、室内蒸発器２６にて冷却および除湿された送風空気を、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。なお、除湿暖房モードでは、冷房モードと同様に、中間開閉機構１６が閉じているので、圧縮機１１は単段昇圧式の圧縮機として機能する。
　さらに、本実施形態のヒートポンプサイクル１０では、除湿暖房モードにおいて、アキュムレータ３０の内部熱交換部３２を迂回して気相冷媒を流す冷媒回路としている。このため、アキュムレータ３０の内部熱交換部３２へ冷媒を流す場合に比較して、サイクル内の圧力損失を抑えることができる。この結果、ヒートポンプサイクル１０のＣＯＰの向上を図ることができる。
　（ｃ）暖房モード
　本実施形態の暖房モードは、室外熱交換器２０を外気から吸熱用熱交換器として機能させて室内凝縮器１２で送風空気を加熱する第１運転モードを構成している。本実施形態の暖房モードは、空調制御装置５０で各減圧機構１３、１９、２５、各開閉機構１６、２８、および熱交換切替機構１８を制御することで実現している。
　具体的には、暖房モードでは、空調制御装置５０が、第１減圧機構１３を絞り状態とし、第３減圧機構２５を全閉状態とし、さらに、迂回通路開閉機構１９ｃを閉じて第２減圧機構１９を絞り状態とする。
　また、空調制御装置５０は、中間開閉機構１６および低圧開閉機構２８を開くと共に、熱交換切替機構１８により気液分離器１４で分離された液相冷媒の冷媒通路を熱交換通路１７ａに切り替える。
　これにより、暖房モードのヒートポンプサイクル１０では、図６の矢印に示すように冷媒が流れる。すなわち、圧縮機１１からの吐出冷媒は、室内凝縮器１２→第１減圧機構１３→気液分離器１４→熱交換通路１７ａ→アキュムレータ３０の内部熱交換部３２→第２減圧機構１９→室外熱交換器２０→低圧バイパス通路２３→アキュムレータ３０→圧縮機１１の順に流れる。この際、気液分離器１４で分離された気相冷媒は、中間圧冷媒通路１５を介して、圧縮機１１の中間圧ポート１１ｂに流入する。
　このようなサイクル構成で、空調制御装置５０は、ステップＳ３で算出された目標吹出温度ＴＡＯ、および各種センサ群の検出信号に基づいて、ヒートポンプサイクル１０の各構成機器の作動状態を決定する。
　例えば、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、次のように決定される。空調制御装置５０は、まず、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予めメモリに記憶された制御マップを参照して、室内凝縮器１２を通過した高圧冷媒の圧力Ｐｄの目標圧力Ｔｐｄを決定する。そして、空調制御装置５０は、目標圧力Ｔｐｄと高圧冷媒の圧力Ｐｄとの偏差に基づいて、高圧冷媒の圧力Ｐｄが目標圧力Ｔｐｄに近づくように、圧縮機１１の回転数を決定する。
　また、第１減圧機構１３へ出力される制御信号については、第１減圧機構１３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る。
　また、エアミックスドア４４を駆動するアクチュエータに出力される制御信号については、エアミックスドア４４が冷風バイパス通路４５側の空気通路を閉塞し、室内蒸発器２６通過後の送風空気の全流量が室内凝縮器１２側を通過するように決定される。このように決定された各制御信号等は、空調制御装置５０から各種制御機器へ出力される。
　これにより、暖房モードのヒートポンプサイクル１０では、サイクル内の冷媒の状態が図７のモリエル線図に示すように変化する。すなわち、図７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Ａ１点）が室内凝縮器１２へ流入して、室内蒸発器２６を通過した送風空気と熱交換して放熱する（図７のＡ１点→Ａ２点）。これにより、送風空気が目標吹出温度ＴＡＯに近づくように加熱される。
　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第１減圧機構１３へ流入して中間圧となるまで減圧される（図７のＡ２点→Ａ３点）。そして、第１減圧機構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７のＡ３点→Ａ３ａ点、Ａ３点→Ａ３ｂ点）。
　気液分離器１４で分離された気相冷媒は、中間開閉機構１６が開いているので、中間圧冷媒通路１５を介して、圧縮機１１の中間圧ポート１１ｂに流入する（図７のＡ３ｂ点→Ａ９点）。そして、圧縮機１１の中間圧ポート１１ｂに流入した中間圧冷媒は、低段側圧縮部から吐出された冷媒（図７のＡ８点）と合流して、高段側圧縮部に吸入される。
　一方、気液分離器１４にて分離された液相冷媒は、熱交換切替機構１８を介して、熱交換通路１７ａへ流れ、アキュムレータ３０の内部熱交換部３２に流入する。アキュムレータ３０の内部熱交換部３２に流入した液相冷媒は、アキュムレータ３０の内部に存在する冷媒との熱交換により放熱し（図７のＡ３ａ点→Ａ４点）、そのエンタルピが低下する（図７のｉ３ａ→ｉ４）。これにより、アキュムレータ３０の内部に貯留された冷媒が加熱される。なお、図示しないが、アキュムレータ３０の内部熱交換部３２では、冷媒が内部熱交換部３２の熱交換配管３２ａを流通した際に生ずる圧力損失分だけ冷媒圧力が低下する。
　アキュムレータ３０の内部熱交換部３２から流出した冷媒は、第２減圧機構１９に流入する。第２減圧機構１９に流入した冷媒は、迂回通路開閉機構１９ｃが閉じているので、固定絞り１９ａに流入して低圧冷媒となるまで減圧される（図７のＡ４点→Ａ５点）。第２減圧機構１９から流出した冷媒は、室外熱交換器２０へ流入する。室外熱交換器２０に流入した冷媒は、外気と熱交換して吸熱して蒸発する（図７のＡ５点→Ａ６点）。
　室外熱交換器２０から流出した冷媒は、低圧開閉機構２８が開き、かつ、第３減圧機構２５が全閉状態となっているので、分岐部２１→低圧バイパス通路２３→合流部２９を介してアキュムレータ３０に流入する。
　アキュムレータ３０に流入した冷媒は、アキュムレータ３０の気液分離部３１で気液分離される。アキュムレータ３０の気液分離部３１で分離された気相冷媒は、圧縮機１１の吸入ポート１１ａから吸入され（図７のＡ７点）、圧縮機１１の各圧縮部にて再び圧縮される。
　一方、アキュムレータ３０の気液分離部３１で分離された液相冷媒は、ヒートポンプサイクル１０が要求される冷凍能力を発揮するために不要な余剰冷媒として、アキュムレータ３０の貯留部３１ｂに貯留される。
　以上の如く、暖房モードでは、室内凝縮器１２にて冷媒を放熱させ、室外熱交換器２０にて冷媒を蒸発させるヒートポンプサイクル１０を構成し、室内凝縮器１２にて加熱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、車室内の暖房を実現することができる。
　以上説明した本実施形態のヒートポンプサイクル１０は、空調制御装置５０の各制御機器の制御により、暖房モード、冷房モード、除湿暖房モードといった運転モードを切替可能となっている。すなわち、本実施形態のヒートポンプサイクル１０では、車室内の暖房、冷房、除湿暖房といった異なる機能を実現することができる。
　特に、本実施形態のヒートポンプサイクル１０は、暖房モード時に、冷媒を多段階に昇圧し、サイクル内の中間圧冷媒を圧縮機１１の低段側圧縮部から吐出された冷媒と合流させて高段側圧縮部へ吸入させるガスインジェクションサイクルの冷媒回路となる。これにより、外気温が極低温となる低温環境下であっても、圧縮機１１の吸入冷媒の密度を増加させることできるので、ヒートポンプサイクル１０における暖房能力を確保することができる。
　ここで、本実施形態の如く、潤滑油を混入させた冷媒を循環させるヒートポンプサイクル１０では、低温域から高温域の全域で冷媒と潤滑油との相互溶解性が確保できていることが望ましい。
　しかし、冷媒と潤滑油との組合せは、単に相互溶解性だけで選定できるわけではないため、ヒートポンプサイクル１０の運転環境の変化によって相互溶解性が低下するような冷媒と潤滑油との組合せを採用せざるを得ない状況もあり得る。
　例えば、冷媒と潤滑油との組合せによっては、図８に示すように、冷媒温度が或る温度以上で潤滑油と冷媒とが均質に混ざった混相状態となり、冷媒温度が或る温度未満で、相互溶解性の変化により液相冷媒がオイル濃度の異なる二層に分離することがある。
　このように、低温環境下等のような所定の条件下で、相互溶解性が低下する特性を有する冷媒および潤滑油の組合せを採用したヒートポンプサイクル１０では、アキュムレータ３０の貯留部３１ｂで液相冷媒と潤滑油とが二層分離することがある。
　この際、潤滑油が液相冷媒よりも比重の小さい状態となっていると、図９に示すように、貯留部３１ｂの上部に潤滑油が豊富なオイルリッチ層３１ｃが形成され、貯留部３１ｂの下部に潤滑油が少ないオイルプア層３１ｄが形成される。
　このように貯留部３１ｂの下部に潤滑油が少ないオイルプア層３１ｄが形成されると、油戻し穴３４ｂから潤滑油が吸い込まれ難くなる。この結果、圧縮機１１の吸入ポート１１ａへ戻す潤滑油の返油量が減少し、圧縮機１１の信頼性が低下してしまう。なお、図９に示すアキュムレータ１００は、本実施形態のアキュムレータ３０から内部熱交換部３２を排除したものである。なお、説明の便宜上、図９では、本実施形態のアキュムレータ３０と同様の要素については、本実施形態のアキュムレータ３０と同様の符号を付している。
　これに対して、本実施形態のヒートポンプサイクル１０は、暖房モードに、アキュムレータ３０の内部熱交換部３２で、アキュムレータ３０の内部に存在する冷媒と中間圧となる液相冷媒とを熱交換させる構成としている。
　これにより、アキュムレータ３０の内部に存在する冷媒は、中間圧となる液相冷媒との熱交換により加熱されて、アキュムレータ３０内部で沸騰攪拌することで、図１０に示すように、潤滑油と冷媒とが均質に混ざった混層状態３１ｅとなる。このため、本実施形態のヒートポンプサイクル１０では、外気温が極低温となる低温環境下で運転しても、充分な量の潤滑油を圧縮機１１の吸入ポート１１ａへ流出させることができる。
　さらに、本実施形態のヒートポンプサイクル１０は、暖房モード時に、アキュムレータ３０の内部熱交換部３２に、第１減圧機構１３を通過後に気液分離器１４で分離された液相冷媒を流す構成としている。これにより、中間圧冷媒通路１５を介して圧縮機１１へ流す気相冷媒の密度を減少させることなく、室外熱交換器２０に流入する冷媒のエンタルピが減少する（図７のｉ３ａ→ｉ４）。
　このように、本実施形態のヒートポンプサイクル１０では、圧縮機１１へ吸入される気相冷媒の流量を減少させることなく、室外熱交換器の出入口間のエンタルピ差Δｉ（＝ｉ６－ｉ４）を増加させることができる。つまり、本実施形態のヒートポンプサイクル１０では、室外熱交換器２０における吸熱量Ｑｅを増加させることができることから、室内凝縮器１２における放熱量Ｑｃを増加することになる。なお、室内凝縮器１２における放熱量Ｑｃは、室外熱交換器２０における吸熱量Ｑｅと圧縮機１１における仕事量Ｌとを合算した値となる（Ｑｃ＝Ｑｅ＋Ｌ）。このため、室外熱交換器２０における吸熱量Ｑｅが増加する分、室内凝縮器１２における放熱量Ｑｃが増加する。
　従って、本実施形態のヒートポンプサイクル１０によれば、圧縮機１１の潤滑油不足の解消、およびヒートポンプサイクル１０における暖房能力の増加を両立させることができる。
　また、本実施形態のアキュムレータ３０は、貯留部３１ｂに貯留された液相冷媒と、液相冷媒通路１７を流れる中間圧の液相冷媒とが熱交換するように、内部熱交換部３２を貯留部３１ｂに近接した位置に配置している。
　このように、気相冷媒に比べて密度の高い液相冷媒同士を内部熱交換部３２で熱交換させることで、内部熱交換部３２における液相冷媒通路１７を流れる液相冷媒からアキュムレータ３０の内部に存する冷媒へ効率よく熱移動させることができる。すなわち、内部熱交換部３２におけるアキュムレータ３０の内部に存在する冷媒の加熱、および室外熱交換器２０の入口側におけるエンタルピの増加を効率よく行うことができる。
　さらに、本実施形態のアキュムレータ３０は、貯留部３１ｂを形成するハウジング３５の側壁部３５ｂの外側に、貯留部３１ｂの外周を囲むように内部熱交換部３２を配置する構成を採用している。
　これによれば、内部熱交換部３２がアキュムレータ３０とその周囲との熱交換を抑える部材として機能するので、アキュムレータ３０とその周囲との不必要な熱交換を抑えることができる。このため、内部熱交換部３２における液相冷媒通路１７を流れる液相冷媒からアキュムレータ３０の内部に存する冷媒へ効率よく熱移動させることができる。
　ここで、室内蒸発器２６に冷媒を流す冷房モードや除湿暖房モードの冷媒回路は、室内蒸発器２６を迂回して冷媒を流す暖房モードの冷媒回路に比べてサイクル内における圧力損失となる要素が多くなる。このため、冷房モードや除湿暖房モードにおいて、アキュムレータ３０の内部熱交換部３２に冷媒を流す冷媒回路を構成すると、さらに圧力損失となる要素が増えてしまう。サイクル内の圧力損失となる要素の増加は、ヒートポンプサイクル１０のＣＯＰの低下を招く要素となり、好ましくない。
　これに対して、本実施形態のヒートポンプサイクル１０は、冷房モードや除湿暖房モードでは、アキュムレータ３０の内部熱交換部３２を迂回して冷媒を流す冷媒回路を構成している。これによれば、冷房モードや除湿暖房モードにおけるサイクル内における圧力損失となる要素を少なくすることができる。この結果、ヒートポンプサイクルのＣＯＰの向上を図ることができる。
　（第２実施形態）
　次に、第２実施形態について説明する。本実施形態では、アキュムレータ３０Ａの内部熱交換部３２をハウジング３５の底部３５ｃに配置している点が第１実施形態と相違している。本実施形態では、第１実施形態と同様または均等な部分についての説明を省略、または簡略化して説明する。
　図１１に示すように、本実施形態のアキュムレータ３０Ａには、貯留部３１ｂを形成するハウジング３５に近接した位置に配置されている。具体的には、本実施形態の内部熱交換部３２は、ハウジング３５の底部３５ｃに接触するように、アキュムレータ３０Ａに内蔵されている。
　本実施形態の内部熱交換部３２は、冷媒を流通させる複数本のチューブ３２ｂ、および各チューブ３２ｂ間に配置されて各チューブ３２ｂを流れる冷媒と貯留部３１ｂに貯留された冷媒との熱交換を促進するフィン３２ｃを有して構成されている。図示しないが、内部熱交換部３２は、熱交換通路１７ａを流れる冷媒を各チューブ３２ｂに分配する入口側タンクと、各チューブ３２ｂを流れる冷媒を集合させて熱交換通路１７ａへ流出させる出口側タンクを有する。
　このように構成されるアキュムレータ３０Ａでは、内部熱交換部３２の各チューブ３２ｂを流れる冷媒の熱が、貯留部３１ｂに存在する液相冷媒に直接伝達される。これにより、貯留部３１ｂに存在する液相冷媒が加熱されることで沸騰し、潤滑油と液相冷媒とが攪拌される。
　本実施形態のアキュムレータ３０Ａでは、第１実施形態のアキュムレータ３０を採用した場合と同様に、アキュムレータ３０内部で沸騰攪拌されることで、図１０に示すように、潤滑油と冷媒とが均質に混ざった混層状態３１ｅとなる。このため、本実施形態のヒートポンプサイクル１０では、外気温が極低温となる低温環境下で運転しても、充分な量の潤滑油を圧縮機１１の吸入ポート１１ａへ流出させることができる。
　従って、本実施形態のヒートポンプサイクル１０によれば、第１実施形態と同様に、圧縮機１１の潤滑油不足の解消、およびヒートポンプサイクル１０における暖房能力の増加を両立させることができる。
　（他の実施形態）
　以上、本開示の実施形態について説明したが、本開示は上述の実施形態に限定されるものではなく、適宜変更が可能である。例えば、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、本開示に係るヒートポンプサイクル１０を車両用空調装置に適用する例を説明したが、ヒートポンプサイクル１０の適用はこれに限定されない。例えば、本開示に係るヒートポンプサイクル１０は、車両用に限定されることなく、定置型空調装置、冷温保存庫、液体加熱冷却装置等に適用してもよい。
　（２）上述の各実施形態では、ヒートポンプサイクル１０として、第１運転モードを構成する暖房モード、第２運転モードを構成する冷房モードおよび除湿暖房モードといった運転モードを切替可能な例について説明したが、これに限定されない。ヒートポンプサイクル１０は、暖房モードだけを実現可能に構成されていてもよい。
　（３）上述の各実施形態では、除湿暖房モード時に、空調制御装置５０が、第１減圧機構１３を全開状態とし、第３減圧機構２５を絞り状態とし、さらに、迂回通路開閉機構１９ｃを開いて第２減圧機構１９を全開状態とする例について説明したが、これに限定されない。例えば、第１減圧機構１３、および第３減圧機構２５の絞り状態を各種センサ群の検出値に応じて変更するようにしてもよい。これによれば、室外熱交換器２０を放熱用熱交換器として機能させるだけでなく、吸熱用熱交換器として機能させること、すなわち、室内凝縮器１２における放熱量を調整することが可能となるので、送風空気の適切な温度調整を図ることができる。
　ここで、除湿暖房モード時に室外熱交換器２０を吸熱用熱交換器として機能させる場合、暖房モードのように、中間開閉機構１６を開き、熱交換切替機構１８により気液分離器１４で分離された液相冷媒の冷媒通路を熱交換通路１７ａに切り替えるようにしてもよい。すなわち、除湿暖房モード時に室外熱交換器２０を吸熱用熱交換器として機能させる場合、暖房モードと同様に、ヒートポンプサイクル１０をガスインジェクションサイクルとして、ヒートポンプサイクル１０の暖房能力を確保するようにしてもよい。この際の除湿暖房モードは、本開示における第１運転モードを構成する。
　（４）上述の各実施形態では、圧縮機１１として、低段側圧縮部および高段側圧縮部を有するものを用いる例について説明したが、これに限定されない。例えば、圧縮機１１としては、圧縮室を低段用と高段用に区分けして１つの圧縮部で二段に昇圧するコンパウンド型の圧縮機を用いてもよい。
　（５）上述の実施形態では、気液分離器１４として遠心分離方式を採用する例を説明したが、これに限定されない。気液分離器１４としては、例えば、気液二相状態の冷媒を衝突板に衝突させることによって減速させ、密度の高い液相冷媒を下方側へ落下させることによって気液分離する重力落下方式のものを採用してもよい。
　（６）上述の各実施形態では、アキュムレータ３０の内部構造を図３、図１１等を用いて具体的に説明したが、アキュムレータ３０は、冷媒の気液を分離可能、且つ、油戻し穴３４ｂを有する構造であれば、他の内部構造となっていてもよい。例えば、アキュムレータ３０は、導出管３４がハウジング３５内部で分離部３１ａ側から貯留部３１ｂ側に向かって直線状に延びる構造となっていてもよい。
　（７）上述の各実施形態では、第２減圧機構１９として、迂回通路開閉機構１９ｃ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可能なものを用いる例について説明したが、これに限定されない。第２減圧機構１９としては、例えば、迂回通路１９ｂの接続部に、冷媒通路を切替可能な電気式の三方弁を設け、当該三方弁により、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ようにしてもよい。また、第２減圧機構１９としては、第１減圧機構１３と同様の電気式の可変絞り機構を採用してもよい。
　（８）上述の各実施形態では、第１、第３減圧機構１３、２５として、電気式の可変絞り機構を採用する例について説明したが、これに限定されない。第１、第３減圧機構１３、２５としては、例えば、第２減圧機構１９の如く、固定絞り、固定絞りをバイパス通路、バイパス通路を開閉する開閉機構で構成される減圧機構を採用してもよい。
　（９）上述の各実施形態の如く、アキュムレータ３０の内部熱交換部３２を貯留部３１ｂに近接した位置に配置することが望ましいが、これに限定されない。例えば、アキュムレータ３０の内部熱交換部３２を分離部３１ａに近接した位置に配置するようにしてもよい。
　（１０）上述の第１実施形態では、内部熱交換部３２をアキュムレータ３０のハウジング３５の外側に配置する例について説明したが、これに限定されない。例えば、内部熱交換部３２をハウジング３５の内側に配置するようにしてもよい。これによれば、アキュムレータ３０では、内部熱交換部３２の熱交換配管３２ａを流れる冷媒の熱を、貯留部３１ｂに存在する液相冷媒に直接的に伝達させることができる。
　（１１）上述の第２実施形態では、内部熱交換部３２をアキュムレータ３０Ａに内蔵する例について説明したが、これに限定されない。例えば、内部熱交換部３２をハウジング３５の底部３５ｃ外側に配置するようにしてもよい。これによっても、アキュムレータ３０Ａでは、内部熱交換部３２の各チューブ３２ｂを流れる冷媒の熱を、貯留部３１ｂに存在する液相冷媒に間接的に伝達させることができる。
　（１２）上述の各実施形態の如く、サイクル内の圧力損失を抑える観点では、冷房モードや除湿暖房モード時に、アキュムレータ３０の内部熱交換部３２を迂回して冷媒を流す冷媒回路を構成することが望ましいが、これに限定されない。例えば、冷房モードや除湿暖房モード時に、アキュムレータ３０の内部熱交換部３２に冷媒を流す冷媒回路を構成してもよい。
　（１３）上述の各実施形態において、実施形態を構成する要素は、特に必須であると明示した場合および原理的に明らかに必須であると考えられる場合等を除き、必ずしも必須のものではないことは言うまでもない。
　（１４）上述の各実施形態において、実施形態の構成要素の個数、数値、量、範囲等の数値が言及されている場合、特に必須であると明示した場合および原理的に明らかに特定の数に限定される場合等を除き、その特定の数に限定されない。
　（１５）上述の各実施形態において、構成要素等の形状、位置関係等に言及するときは、特に明示した場合および原理的に特定の形状、位置関係等に限定される場合等を除き、その形状、位置関係等に限定されない。

Claims (6)

  1. 　ヒートポンプサイクルであって、
    　冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）と、
    　前記圧縮機の吐出ポート（１１ｃ）から吐出された高圧冷媒を熱交換対象流体と熱交換させて、前記熱交換対象流体を加熱する放熱器（１２）と、
    　前記放熱器から流出した冷媒を減圧させる第１減圧機構（１３）と、
    　前記第１減圧機構を通過した冷媒の気液を分離する気液分離器（１４）と、
    　前記気液分離器で分離された気相冷媒を、前記圧縮機に設けられた中間圧ポート（１１ｂ）へ導いて、前記圧縮機における圧縮過程の冷媒に合流させる中間圧冷媒通路（１５）と、
    　前記気液分離器で分離された液相冷媒を減圧させる第２減圧機構（１９）と、
    　前記第２減圧機構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、
    　前記室外熱交換器から流出した冷媒の気液を分離して、分離された気相冷媒、および冷媒中に含まれる潤滑油を前記圧縮機の吸入ポート（１１ａ）へ流出させるアキュムレータ（３０）と、を備え、
    　前記アキュムレータは、内部に存在する冷媒と、前記気液分離器の液相冷媒の流出口側から前記第２減圧機構の冷媒入口側に至る液相冷媒通路を流れる液相冷媒とを熱交換させて、前記アキュムレータの内部に存在する冷媒を加熱する内部熱交換部（３２）を有するヒートポンプサイクル。
  2. 　前記アキュムレータは、内部に液相冷媒を貯留する貯留部（３１ｂ）を有しており、
    　前記内部熱交換部は、前記貯留部に貯留された液相冷媒と前記液相冷媒通路を流れる液相冷媒とが熱交換するように、前記貯留部に近接した位置に配置されている請求項１に記載のヒートポンプサイクル。
  3. 　前記内部熱交換部は、前記貯留部を形成するハウジングの外側に、前記貯留部の外周を囲むように配置されている請求項２に記載のヒートポンプサイクル。
  4. 　前記内部熱交換部は、前記貯留部を形成するハウジングの底部に配置されている請求項２に記載のヒートポンプサイクル。
  5. 　前記室外熱交換器から流出した冷媒を減圧する第３減圧機構（２５）と、
    　前記第３減圧機構を通過した冷媒と前記熱交換対象流体とを熱交換させて前記熱交換対象流体を冷却する蒸発器（２６）と、
    　前記室外熱交換器から流出した冷媒を前記第３減圧機構、および前記蒸発器を介して前記アキュムレータの冷媒入口側に流す低圧冷媒通路（２２）と、
    　前記室外熱交換器から流出した冷媒を前記第３減圧機構、および前記蒸発器を迂回して前記アキュムレータの冷媒入口側に流す低圧バイパス通路（２３）と、
    　前記室外熱交換器から流出した冷媒の冷媒通路を、前記低圧冷媒通路および前記低圧バイパス通路のいずれかに切り替える低圧通路切替機構（２５、２８）と、
    　前記中間圧冷媒通路を開閉する通路開閉機構（１６）と、
    　運転モードを切り替える運転モード切替部（５０ａ）と、を備え、
    　前記運転モードは、前記室外熱交換器を外気から吸熱する吸熱用熱交換器として機能させて前記放熱器で前記熱交換対象流体を加熱する第１運転モード、前記室外熱交換器を外気へ放熱する放熱用熱交換器として機能させて前記蒸発器で前記熱交換対象流体を冷却する第２運転モードを含んでおり、
    　前記運転モード切替部は、前記第１運転モードに切り替える際に、前記通路開閉機構により前記中間圧冷媒通路を開くと共に、前記低圧通路切替機構により前記室外熱交換器から流出した冷媒の冷媒通路を前記低圧バイパス通路に切り替える請求項１ないし４のいずれか１つに記載のヒートポンプサイクル。
  6. 　前記気液分離器の液相冷媒の流出口側から流出した液相冷媒を、前記内部熱交換部を介して前記第２減圧機構の冷媒入口側に流す熱交換通路（１７ａ）と、
    　前記気液分離器の液相冷媒の流出口側から流出した液相冷媒を、前記内部熱交換部を迂回して前記第２減圧機構の冷媒入口側に流す熱交換バイパス通路（１７ｂ）と、
    　前記気液分離器の液相冷媒の流出口側から流出した液相冷媒の冷媒通路を、前記熱交換通路および前記熱交換バイパス通路のいずれかに切り替える熱交換切替機構（１８）と、を備え、
    　前記運転モード切替部は、
    　前記第１運転モードに切り替える際に、前記熱交換切替機構により前記気液分離器の液相冷媒の流出口側から流出した液相冷媒の冷媒通路を前記熱交換通路に切り替え、
    　前記第２運転モードに切り替える際に、前記通路開閉機構により前記中間圧冷媒通路を閉じ、前記低圧通路切替機構により前記室外熱交換器から流出した冷媒の冷媒通路を前記低圧冷媒通路に切り替え、前記熱交換切替機構により前記気液分離器の液相冷媒の流出口側から流出した液相冷媒の冷媒通路を前記熱交換バイパス通路に切り替える請求項５に記載のヒートポンプサイクル。
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