WO2017077947A1

WO2017077947A1 - 車両用空調装置

Info

Publication number: WO2017077947A1
Application number: PCT/JP2016/081991
Authority: WO
Inventors: 山田　淳司; 西田　伸; 宏太阪本
Original assignee: 株式会社デンソー
Priority date: 2015-11-03
Filing date: 2016-10-28
Publication date: 2017-05-11

Abstract

車両用空調装置は、冷凍サイクル装置（１）と、ヒータコア（３４）と、冷風バイパス通路（１６）と、風量割合調節部（１７）と、補助熱交換器（４）と、を備える。ヒータコアは、蒸発器（７）よりも空気流れ下流側の加熱用通路（１５）に配される。補助熱交換器は、冷凍サイクル装置に設けられ、凝縮器（３）から流出して蒸発器へ流入する前の冷媒を熱交換によりエンタルピ変化させる。蒸発器は、冷熱を蓄える蓄熱部（７ｅ）を有し、圧縮機（２）の作動時に蓄熱部に蓄冷し、圧縮機の停止時に蓄冷部から放冷する。補助熱交換器は、蒸発器より空気流れ下流側であってヒータコアより空気流れ上流側に配置される。補助熱交換器は、蒸発器で冷却された後、ヒータコアで加熱される前の空気との熱交換により、凝縮器で凝縮された後、蒸発器で蒸発される前の液相の冷媒をエンタルピ変化させる。

Description

車両用空調装置

関連出願の相互参照

　本出願は、当該開示内容が参照によって本出願に組み込まれた、２０１５年１１月３日に出願された日本特許出願２０１５－２１６２１９および、２０１６年９月２８日に出願された日本特許出願２０１６－１８９７２５を基にしている。

　本開示は、空調ダクト内に設けられた蒸発器で冷却した空気を空気流れ下流側に設けたヒータコアで加熱可能な車両用空調装置に関する。

　従来より、蒸発器で冷却された空気をヒータコアで加熱して空調風の温度調節を行う車両用空調装置において、蒸発器による冷媒の冷却温度を上げて圧縮機の省動力化を図るエコノミー制御を行うことが知られている（例えば、特許文献１参照）。

　また、車両用空調装置では、走行用エンジンによって冷凍サイクル装置の圧縮機が駆動される。このため、車両が一時的に停車している間にエンジンを停止させるアイドリングストップが行われると、冷凍サイクル装置が停止する。このようなアイドリングストップ時に、限定された冷房を提供するために、冷凍サイクル装置の蒸発器に冷熱を蓄える蓄冷材を付加することが知られている（例えば、特許文献２参照）。このような蓄冷機能付き蒸発器では、エンジン停止時に蓄冷材に蓄えられた冷熱によって送風空気を冷却することができ、エンジン停止時間を長くすることができる。

　特許文献２に記載の蓄冷機能付き蒸発器を用いる場合には、蒸発器による冷媒の冷却温度を下げる方が蓄冷材の凝固完了時間が短くなり、蓄冷機能付き蒸発器に求められる基本特性である短時間蓄冷を達成できる。このため、特許文献１に記載のエコノミー制御で要求される冷媒の冷却温度と、特許文献２に記載の蓄冷機能付き蒸発器で要求される冷媒の冷却温度は、相反しており両立できない場合がある。

特開平４－２５７７１５号公報特開２０１０－９１２５０号公報

　本開示は上記点に鑑みて、蓄冷機能付き蒸発器を備える車両用空調装置において、車両の省動力化を図ることが可能な車両用空調装置を提供することを目的とする。

　本開示の一態様による車両用空調装置は、冷凍サイクル装置と、ヒータコアと、冷風バイパス通路と、風量割合調節部と、補助熱交換器と、を備える。冷凍サイクル装置は、空調ダクトと、圧縮機と、凝縮器と、減圧装置と、蒸発器と、を有する。空調ダクトには、車室内に吹き出される空気が流通する。圧縮機は、吸入した冷媒を圧縮して吐出する。凝縮器は、圧縮機が吐出した冷媒を外気との熱交換により凝縮する。減圧装置は、凝縮器で凝縮された液相の冷媒を減圧する。蒸発器は、空調ダクト内に配されて、減圧装置で減圧された冷媒と熱交換により空調ダクト内を流れる空気を冷却する。ヒータコアは、空調ダクト内の蒸発器よりも空気流れ下流側に形成された加熱用通路に配されて、車両に搭載された内燃機関から受熱して発熱機器を冷却する熱媒体との熱交換により、蒸発器で冷却された空気を加熱する。冷風バイパス通路は、空調ダクト内の蒸発器よりも空気流れ下流側に形成され、ヒータコアをバイパスして空気を流通する。風量割合調節部は、加熱用通路を通過する空気と冷風バイパス通路を通過する空気との風量割合を調節する。補助熱交換器は、冷凍サイクル装置に設けられ、凝縮器から流出して蒸発器へ流入する前の冷媒を熱交換によりエンタルピ変化させる。圧縮機は、内燃機関によって駆動される。蒸発器は、冷熱を蓄える蓄熱部を有し、圧縮機の作動時に蓄熱部に蓄冷し、圧縮機の停止時に蓄冷部から放冷する。補助熱交換器は、空調ダクト内における蒸発器より空気流れ下流側であってヒータコアより空気流れ上流側に配置される。補助熱交換器は、蒸発器で冷却された後、ヒータコアで加熱される前の空気との熱交換により、凝縮器で凝縮された後、蒸発器で蒸発される前の液相の冷媒をエンタルピ変化させる。

　これにより、蓄冷機能付き蒸発器による内燃機関の省燃費効果と、補助熱交換器による圧縮機の省動力効果とを総合することができ、蒸発器の目標冷却温度が低い方が内燃機関の省燃費効果を大きくすることができる。つまり、通常は効率が悪くなる目標冷却温度が低い領域で車両用空調装置を運転することで、蒸発器の蓄冷材の短時間蓄冷と内燃機関の省燃費効果を両立できる。

本開示の第１実施形態における車両用空調装置の概略構成を示す模式図である。第１実施形態における蒸発器の概略構成を示す正面図である。第１実施形態における冷凍サイクル装置の冷媒の状態の変化を示すモリエル線図である。第１実施形態における車両用空調装置の電気制御部を示すブロック図である。第１実施形態における目標冷却温度ＴＥＯと蓄冷材の凝固時間との関係を示すグラフである。第１実施形態における目標冷却温度ＴＥＯと、エンジン停止後の蒸発器の放冷時間および車両の省燃費効果との関係を示すグラフである。第１実施形態における目標冷却温度ＴＥＯと、過冷却用熱交換器の放熱量および過冷却量との関係を示すグラフである。第１実施形態における目標冷却温度ＴＥＯと圧縮機の動力との関係を示すグラフである。第１実施形態における目標冷却温度ＴＥＯと省燃費効果との関係を示すグラフである。第１実施形態における外気温と目標冷却温度ＴＥＯとの関係を示すグラフである。第１実施形態における空調制御装置のメインルーチンを示すフローチャートである。第１実施形態における空調制御装置による目標冷却温度ＴＥＯの決定処理を示すフローチャートである。第２実施形態における車両用空調装置の概略構成を示す模式図である。空調制御装置による目標冷却温度ＴＥＯの決定処理の変形例を示すフローチャートである。

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

　（第１実施形態）
　本開示を適用した第１実施形態について、図１～図１２を参照して説明する。

　図１に示す車両用空調装置１００は、例えば、走行用内燃機関であるエンジン３０を備える車両に搭載されて、車両の室内を空調する。本実施形態の車両は、車両が一時的に停車している間にエンジンを停止させるアイドリングストップ制御が行われる。アイドリングストップ制御は、車両の停車時にエンジンを停止させることによって省燃費化を図る制御である。

　エンジン３０は、車両に搭載された内燃機関であり、発熱機器である。車両用空調装置１００が搭載される車両は、例えば、エンジン３０に加えて走行用の電動モータを備えたハイブリッド車両であってもよい。

　図１に示すように、車両用空調装置１００は、空調ダクト１０、送風機１４、冷凍サイクル装置１、冷却水回路３１、および、図４に示した空調制御装置５０等を備える。

　空調ダクト１０は、内部に車室内へ吹き出す空調空気を導く空気通路１０ａを形成する。空調ダクト１０は、車室内の前方付近に設けられている。空調ダクト１０の空気流れ最上流側には、内外気切替箱を構成する部分であり、車室内の空気（以下、内気ともいう）を取り入れる内気吸込口１１、及び車室外の空気（以下、外気ともいう）を取り入れる外気吸込口１２が形成されている。

　内気吸込口１１及び外気吸込口１２の内側には、内外気切替ドア１３が回動自在に設けられている。この内外気切替ドア１３は、サーボモータ等のアクチュエータにより駆動されて、吸込口モードを内気循環モード、外気導入モード等に切り替えることが可能である。内外気切替ドア１３は、内外気切替部である。

　空調ダクト１０の空気流れ最下流側には、吹出口切替箱を構成する部分であり、デフロスタ開口部、フェイス開口部およびフット開口部が形成されている。デフロスタ開口部には、デフロスタダクトが接続されてている。デフロスタダクトの最下流端には、車両のフロント窓ガラスの内面に向かって主に温風を吹き出すデフロスタ吹出口１８が開口している。フェイス開口部には、フェイスダクトが接続されてている。フェイスダクトの最下流端には、乗員の頭胸部に向かって主に冷風を吹き出すフェイス吹出口１９が開口している。さらに、フット開口部には、フットダクトが接続されてている。フットダクトの最下流端には、乗員の足元部に向かって主に温風を吹き出すフット吹出口２０が開口している。

　各吹出口１８、１９、２０の内側には、それぞれの開口部を開閉するデフロスタドア２１、フェイスドア２２、フットドア２３が回動自在に取り付けられている。これらのドア２１、２２、２３は、サーボモータ等のアクチュエータによりそれぞれ駆動される。これらのドア２１、２２、２３によって、吹出口モードをフェイスモード、バイレベルモード、フットモード、フットデフロスタモードまたはデフロスタモードの何れかに切り替えることが可能となっている。デフロスタドア２１、フェイスドア２２、およびフットドア２３は、吹出モード切替部である。

　送風機１４は、空調ダクト１０内に空気流を発生させる送風部を構成する。送風機１４は、モータ１４ａ、ファン１４ｂを備えており、モータ１４ａへの印加電圧に応じて、モータ１４ａの回転速度が決定される。モータ１４ａへの印加電圧が空調制御装置５０からの制御信号に基づいて制御されることにより、送風機１４の送風量が制御される。

　空調ダクト１０内において、内外気切替箱と送風機１４との間には、空気通路１０ａを流れる空気中の異物を捕捉するフィルタ部材１０ｂが配置されている。

　冷凍サイクル装置１は、圧縮機２、凝縮器３、過冷却用熱交換器４、三方弁５、減圧装置６、および蒸発器７を、冷媒配管９で環状に接続して構成されている。圧縮機２は、吸入した冷媒を圧縮して吐出する。凝縮器３は、圧縮機２から吐出された冷媒を外気との熱交換により凝縮液化させる。

　過冷却用熱交換器４は、凝縮器３で凝縮された液相冷媒を蒸発器７を通過した空気と熱交換させ、液相冷媒を更に冷却する。過冷却用熱交換器４を通過する空気は、冷媒によって加熱され温度上昇する。

　三方弁５は、圧縮機２から流出した冷媒の流路を、過冷却用熱交換器４と、過冷却用熱交換器４をバイパスする冷媒バイパス通路９ａとで選択的に切り替える冷媒流路切替部である。過冷却用熱交換器４によって空気を加熱する場合には、三方弁５によって冷媒が過冷却用熱交換器４に供給される状態とする。一方、蒸発器７による空気の冷却能力を最大限に発揮させるマックスクール制御時には、三方弁５によって冷媒の流路を冷媒バイパス通路９ａに切り替える。これにより、圧縮機２から過冷却用熱交換器４への冷媒の流入が停止し、過冷却用熱交換器４による吹き出し空気温度上昇を抑制できる。

　減圧装置６は、過冷却用熱交換器４で冷却された液相冷媒を減圧膨張させる。蒸発器７は、減圧装置６が減圧した冷媒を蒸発気化させる。減圧装置６は、蒸発器７から流出した冷媒の温度と圧力とに応じて変位する変位部材（例えばダイヤフラム）を有する感温部を備え、この変位部材の変位に応じて機械的機構によって弁開度が調整されるもの等を採用することができる。

　圧縮機２は、例えば、車両のエンジンルーム内に設けられ、エンジン３０の駆動力により駆動される。車両の停車時にエンジンを停止させるアイドリングストップ制御が行われると、圧縮機２が停止し、冷凍サイクル装置１が停止する。つまり、アイドリングストップ制御は圧縮機停止制御ということもできる。

　本実施形態では、アイドリングストップ制御時においても、車両用空調装置１００の運転を行うことが可能となっている。アイドリングストップ制御時には、圧縮機２が停止した状態で空調風が車室内に吹き出される。

　凝縮器３は、例えば、車両のエンジンルーム前方等の車両が走行する際に生じる走行風を受け易い場所に設けられ、内部を流れる冷媒と図示しない室外ファンにより送風される外気および走行風とを熱交換する室外熱交換器である。

　冷凍サイクル装置１には、凝縮器３と過冷却用熱交換器４との間に、例えば気液分離器を設けることができる。この気液分離器は、凝縮器３から流出した冷媒を気液分離して液相冷媒のみを下流に流すとともに、余剰冷媒を内部に貯留する。凝縮器３が凝縮部と過冷却部とを有する所謂サブクールコンデンサである場合には、気液分離器を凝縮器３の凝縮部と過冷却部との間に設けることができる。過冷却用熱交換器４は、凝縮器３から流出して蒸発器７へ流入する前の冷媒を熱交換によりエンタルピ変化させる補助熱交換器である。

　冷却水回路３１は、エンジン３０とヒータコア３４とを繋ぐ熱媒体回路であり、例えば電動の冷却水ポンプ３２によってエンジン３０のウォータジャケットで暖められた冷却水を循環させる回路である。冷却水回路３１には、図示を省略したラジエータ、サーモスタット等が、ヒータコア３４と並列に接続している。

　ヒータコア３４は、エンジン３０から受熱してエンジン３０を冷却する熱媒体である冷却水が内部を流れる。ヒータコア３４は、この冷却水を暖房用熱源として空調ダクト１０内を流れる空気を加熱する。冷却水回路３１には、冷却水ポンプ３２および流量調節弁装置３３が設けられている。冷却水ポンプ３２および流量調節弁装置３３の少なくとも何れかが、冷却水回路３１の冷却水循環流量を調節する流量調節部である。冷却水ポンプ３２が流量調節部をなす場合には、流量調節弁装置３３は配置しないことも可能である。

　空調ダクト１０内の空気通路１０ａにおいて、送風機１４よりも空気流れ下流側には、上流側から下流側に向かって、蒸発器７、過冷却用熱交換器４、ヒータコア３４の順に配置されている。

　蒸発器７は、送風機１４直後の通路全体を横断するように配置されている。蒸発器７は、送風機１４から吹き出された空気全部が通過するようになっている。蒸発器７は、内部を流れる冷媒と空気通路１０ａを流れる空気との間で熱交換が行われて当該空気を冷却する空気冷却作用及び自身を通過する空気を除湿する空気除湿作用を行う室内熱交換器である。蒸発器７は、冷熱を蓄える蓄冷機能を備えている。

　図２に示すように、蒸発器７は、一対のヘッダタンク７ａ、７ｂと、それらヘッダタンク７ａ、７ｂの間を連結する複数のチューブ７ｃを有している。一対のヘッダタンク７ａ、７ｂは、互いに所定距離れて平行に配置されている。これらのヘッダタンク７ａ、７ｂの間には、複数のチューブ７ｃが等間隔に配列されている。各チューブ７ｃは、その端部において対応するヘッダタンク７ａ、７ｂ内に連通している。

　複数のチューブ７ｃの間には、複数の隙間が形成されている。これら複数の隙間には、複数のフィン７ｄと複数の蓄冷材容器７ｅとが設けられている。複数のフィン７ｄと複数の蓄冷材容器７ｅは、例えば所定の規則性をもって配置されている。

　チューブ７ｃは、扁平状に形成され、内部に複数の冷媒通路を有する多穴管である。このチューブ７ｃは、例えば押出製法によって得ることができる。複数の冷媒通路は、チューブ７ｃの長手方向に沿って延びており、チューブ７ｃの両端に開口している。

　蒸発器７は、車室へ供給される空気と接触面積を増加させるためのフィン７ｄを備えている。フィン７ｄは、隣接する２つのチューブ７ｃの間に区画された空気通路に配置されている。フィン７ｄは、隣接する２つのチューブ７ｃと熱的に結合している。フィン７ｄは、隣接する２つのチューブ７ｃにろう付け接合されている。フィン７ｄは、例えば、薄いアルミニウム等の金属板を波状に曲げることにより形成されている。

　蓄冷材容器７ｅは、隣接する２つのチューブ７ｃの間に配置されている。蓄冷材容器７ｅは、アルミニウム等の金属製である。蓄冷材容器７ｅは、その両側に配置された２つのチューブ７ｃに熱的に結合している。本実施形態の蓄冷材容器７ｅは、チューブ７ｃにロウ付け接合されている。

　蓄冷材容器７ｅには、蓄冷材が収容されている。蓄冷材としては、例えば凝固点が１０℃程度のパラフィンを用いることができる。蒸発器７は、冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる際に、蓄冷材を凝固させて冷熱を蓄える蓄冷熱交換器である。

　蒸発器７は、圧縮機２の作動中に、蓄冷材への蓄冷が行われる。蒸発器７は、エンジン３０が停止して圧縮機２が作動停止すると、蓄冷材からの放冷が行われる。この結果、冷凍サイクル装置１が一時的に停止しても、蓄冷材によって空気を冷却することができる。蒸発器７の吹出温度が所定温度（例えば１５℃）を上回ると、エンジン３０が再始動して、圧縮機２が作動開始する。

　蒸発器７の蓄冷機能によって、圧縮機２の停止時間を長くすることができ、圧縮機２の省動力効果を高めることができる。また、圧縮機２の停止時間の延長に伴い、エンジン３０の停止時間を長くすることができ、エンジン３０の省燃費効果を高めることができる。

　図１に戻り、空気通路１０ａには、蒸発器７の空気流れ下流側に過冷却用熱交換器４が配置されている。過冷却用熱交換器４は、蒸発器７直後の通路全体を横断するように配置されている。過冷却用熱交換器４および蒸発器７は、コア面同士が平行となるように、並んで配置されている。過冷却用熱交換器４は、蒸発器７から吹き出された空気全部が通過するようになっている。

　過冷却用熱交換器４は、空調ダクト１０内における、蒸発器７よりも空気流れ下流側、かつ、ヒータコア３４よりも空気流れ上流側の部位に配置されている。そして、過冷却用熱交換器４は、蒸発器７で冷却された後、ヒータコア３４で加熱される前の空気との熱交換により、凝縮器３で凝縮された後、蒸発器７で蒸発される前の液相の冷媒をエンタルピ変化させる。つまり、過冷却用熱交換器４は、凝縮器３で冷却された冷媒と蒸発器４で冷却された空気とを熱交換することによって、冷媒を更に冷却して冷媒の過冷却度を高める熱交換器である。

　図３に冷凍サイクル装置１中の冷媒状態を示すように、圧縮機２による圧縮に伴いＡ点からＢ点へ圧力およびエンタルピを上昇した気相冷媒は、凝縮器３で放熱されて凝縮する。そして、凝縮器３から流出する冷媒がＣ点に示す状態であるとすると、過冷却用熱交換器４から流出した冷媒はＤ点に示す状態となる。すなわち、減圧装置６で減圧される前に、過冷却用熱交換器４で冷媒のエンタルピは大きく低下する。これにより、蒸発器７への流入冷媒と蒸発器７からの流出冷媒のエンタルピ差（すなわち、図３のＥ点とＡ点との差）が大きく確保され、冷凍サイクル装置１の冷房能力および運転効率ＣＯＰを大きく向上することができる。図３に一部を破線で示したサイクルは、過冷却用熱交換器４を備えていない比較例である。

　凝縮器３の冷媒凝縮温度は、例えば外気温度に対して１０～２０℃高く、外気温度が３５℃のときには４５～５５℃程度となる。凝縮器３が所謂サブクールコンデンサである場合には、凝縮器３出口冷媒は凝縮温度に対して約１０℃ほど低下し、３５～４５℃となる。モリエル線図上において凝縮温度を５０℃、凝縮器３の過冷却部によるサブクールを１０℃、蒸発器７側の温度を０℃として、過冷却用熱交換器４によって冷媒温度を１０℃にまで低下させた場合には、本実施形態の冷凍サイクル装置１の効率ＣＯＰは５．９９となる。これに対し、過冷却用熱交換器４を有しない冷凍サイクル装置１の効率ＣＯＰは４．４３となる。このように、本実施形態の冷凍サイクル装置１によれば、大幅な効率向上が達成される。なお、上記の結果は、冷媒をＲ１２３４ｙｆ、圧縮効率、体積効率を１とした場合の理論効率である。

　図１に戻り、蒸発器７の空気流れ下流側において、空気通路１０ａは分岐点１０ｃで２つに分岐している。分岐点１０ｃよりも空気流れ下流側では、空気通路１０ａは加熱用通路１５と冷風バイパス通路１６となっている。加熱用通路１５には、ヒータコア３４が配置されている。ヒータコア３４は、加熱用通路の全体を横断するように配置されている。

　冷風バイパス通路１６は、ヒータコア３４をバイパスして空気を流通する通路である。加熱用通路１５と冷風バイパス通路１６の分岐点１０ｃの近傍には、エアミックスドア１７が配置されている。本実施形態では、エアミックスドア１７は、加熱用通路１５の上流端開口の開度を調節する第１ドア１７ａと、冷風バイパス通路１６の上流端開口の開度を調節する第２ドア１７ｂとにより構成されている。

　エアミックスドア１７は、加熱用通路１５を通過する空気と冷風バイパス通路１６を通過する空気との風量割合を調節する風量割合調節部である。エアミックスドア１７は、例えばアクチュエータ等によりそのドア本体の位置を変化させて、空調ダクト１０内の蒸発器７よりも下流の配風を調節して、車室内へ吹き出す空気の吹出温度を調整する温度調整部である。

　本実施形態では、風量割合調節部をエアミックスドア１７としているが、これに限定されるものではない。風量割合調節部は両通路１５、１６への配風をコントロールするものであればよい。例えば、主たる空調風温度調節を第１ドア１７ａの開度調節と流量調節部の冷却水循環流量調節とで行い、加熱用通路１５からの温風に冷風を混合する必要がある場合には、第２ドア１７ｂを開くものであってもよい。車室内への多量の冷風吹き出しが必要な場合等には、第２ドア１７ｂを開制御して、主にフェイス吹出口１９から冷風を吹き出すことができる。

　加熱用通路１５および冷風バイパス通路１６の空気流れ下流側には、加熱用通路１５からの温風と冷風バイパス通路１６からの冷風とを混合可能な冷温風混合空間が形成されている。前述したデフロスタ開口部、フェイス開口部およびフット開口部は、この冷温風混合空間に臨むように形成されており、冷温風混合空間からの風が各開口部に流入可能となっている。

　次に、本実施形態の制御系の構成を図４に基づいて説明する。空調制御装置５０には、車室内前面に設けられた操作パネル５１上の温度設定スイッチ等の各スイッチからのスイッチ信号、および各センサからのセンサ信号が入力される。

　ここで、各センサとは、図４に示したように、内気温センサ４０、外気温センサ４１、日射センサ４２、蒸発器温度センサ４３、水温センサ４４、および過冷却温度センサ４５等がある。内気温センサ４０は、車室内の空気温度（以下、内気温とも言う）Ｔｒを検出する。外気温センサ４１は、車室外の空気温度（以下、外気温とも言う）Ｔａｍを検出する。日射センサ４２は、車室内に照射される日射量Ｔｓを検出する。蒸発器温度センサ４３は、蒸発器７で冷却される空気の冷却温度ＴＥを検出する。水温センサ４４は、ヒータコア３４に流入する冷却水の温度（以下、冷却水温度とも言う）Ｔｗを検出する。過冷却温度センサ４５は、過冷却用熱交換器４の外表面温度もしくは過冷却用熱交換器４で加熱された空気温度Ｔｓｃを検出する。

　空調制御装置５０の内部には、図示しないＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ等からなるマイクロコンピータが設けられ、各センサ４０～４５からのセンサ信号は、空調制御装置５０内の図示しない入力回路によってＡ／Ｄ変換された後にマイクロコンピュータに入力されるように構成されている。

　本実施形態における制御部である空調制御装置５０は、操作パネル５１の各スイッチからの入力信号および各センサ４０～４５からの入力信号等に基づいて、後述する手順に従って、対象装置の作動制御を行うようになっている。対象装置としては、内外気切替ドア１３、送風機１４、エアミックスドア１７、吹出モードドア２１～２３、圧縮機２、三方弁５、減圧装置６、冷却水ポンプ３２、流量調整弁装置３３等がある。なお、減圧装置６が、例えば冷媒温度感温式の膨張弁装置である場合には、空調制御装置５０は減圧装置６の作動制御は行わない。また、流量調整部を構成する冷却水ポンプ３２および流量調整弁装置３３については、少なくともいずれかの作動制御を行うものであればよい。冷却水ポンプ３２および流量調整弁装置３３の少なくとも何れかと、空調制御装置５０とからなる構成が、本実施形態における流量調整部である。

　次に、蒸発器７で冷却される空気の目標冷却温度ＴＥＯと、蒸発器７の蓄冷材の凝固時間との関係を図５を用いて説明する。図５では、蒸発器７に吸い込まれる空気は、温度２８℃、湿度３５％、流量１８０ｍ3／ｈとしている。図５に示すように、目標冷却温度ＴＥＯが低いほど、蓄冷材の凝固点との温度差が大きくなり、蓄冷材の凝固が完了する時間が短くなる。

　次に、蓄冷機能付き蒸発器７による省燃費効果を図６を用いて説明する。図６は、目標冷却温度ＴＥＯと、エンジン停止後の蒸発器７の蓄冷機能による放冷時間およびエンジン３０の省燃費効果との関係を示している。図６は、外気温３０℃、湿度５０％、日射５００Ｗ／ｍ2の条件下で、オートエアコン制御された実車による日本の市街地走行パターンでの省燃費効果を示している。なお、図６では、冷凍サイクル運転中の圧縮機２の消費動力を考慮せず、蓄冷材を有する蒸発器７によるエンジン停止時間延長効果のみを考慮した値を省燃費効果としている。

　蒸発器７は、目標冷却温度ＴＥＯが低いほど、蓄冷材の潜熱を使い切り易く、かつ、蓄冷材の顕熱量も増加する。図６に示すように、目標冷却温度ＴＥＯが低いほど、エンジン停止後（すなわち、圧縮機２の停止後）における蒸発器７の放冷時間が長くなる。このため、目標冷却温度ＴＥＯが低いほど、圧縮機２の停止時間を長くすることできる。この結果、吹出温度上昇によるエンジン３０の再起動を抑制できることから省燃費効果を高めることができる。

　次に、過冷却用熱交換器４による冷凍サイクルの効率改善効果を図７を用いて説明する。図７は、目標冷却温度ＴＥＯと、過冷却用熱交換器４での冷媒の放熱量および液冷媒のサブクール量（すなわち、過冷却度）との関係を示している。図７では、蒸発器７に吸い込まれる空気は、温度２８℃、湿度３５％、流量１８０ｍ3／ｈとしている。上述のように、過冷却用熱交換器４は、蒸発器７で冷却された空気と凝縮器３で凝縮された液相冷媒とを熱交換させる。このため、目標冷却温度ＴＥＯが低いほど、過冷却用熱交換器４における液冷媒の放熱量が増加し、液冷媒のサブクール量が大きくなる。この結果、過冷却用熱交換器４を設けることで、目標冷却温度ＴＥＯが低い領域での冷凍サイクル１の効率ＣＯＰが向上する。

　次に、過冷却用熱交換器４による圧縮機２の動力に与える効果を図８を用いて説明する。図８は、過冷却用熱交換器４が設けられた車両用空調装置と、過冷却用熱交換器４が設けられていない車両用空調装置において、目標冷却温度ＴＥＯを上昇させるエコノミー制御をした場合の圧縮機２の動力の変化を示している。図８では、蒸発器７に吸い込まれる空気は、温度２８℃、湿度３５％、流量１８０ｍ3／ｈとしている。

　過冷却用熱交換器４が設けられている車両用空調装置では、過冷却用熱交換器４の効果によって目標冷却温度ＴＥＯが低い領域の効率が改善されている。図８では、目標冷却温度ＴＥＯを１℃に設定した場合と、目標冷却温度ＴＥＯを８℃に設定した場合の圧縮機２の動力比率が示されている。図８に示すように、過冷却用熱交換器４が設けられていない構成では、目標冷却温度ＴＥＯを１℃で運転すると、目標冷却温度ＴＥＯが８℃の場合よりも圧縮機２の動力が３２％増加する。これに対し、過冷却用熱交換器４が設けられている構成では、圧縮機２の動力増加が２３％と小さくなっている。つまり、過冷却用熱交換器４が設けられている構成では、過冷却用熱交換器４が設けられていない構成と比較して、目標冷却温度ＴＥＯが低い領域で、圧縮機２の動力増加影響が小さくなっている。

　次に、目標冷却温度ＴＥＯとエンジン３０の省燃費効果との関係を図９を用いて説明する。図９は、図６を用いて説明した蓄冷機能付き蒸発器７によるエンジン３０の省燃費効果と、図８を用いて説明した過冷却用熱交換器４による圧縮機２の省動力効果とを総合して算出したエンジン３０の省燃費効果を示している。つまり、図９の省燃費効果には、蓄冷機能付き蒸発器７によるエンジン停止時間延長から得られる省燃費効果と、過冷却用熱交換器４による圧縮機２の省動力効果から得られる省燃費効果が含まれている。なお、本計算においては、圧縮機２の省動力効果の１０％がエンジン３０の省燃費効果に寄与しているものとしている。

　図９では、本実施形態の車両用空調装置１００と、比較例の車両用空調装置において、目標冷却温度ＴＥＯを変化させた場合のエンジン３０の省動力効果を示している。本実施形態の車両用空調装置１００は、過冷却用熱交換器４および蓄冷機能付き蒸発器７が設けられている。比較例の車両用空調装置では、過冷却用熱交換器４が設けられておらず、かつ、蓄冷機能付き蒸発器７が設けられている。図９は、外気温３０℃、湿度５０％、日射５００Ｗ／ｍ2の条件下で、オートエアコン制御された実車による日本の市街地走行パターンでの省燃費効果を示している。

　図９に示すように、過冷却用熱交換器４が設けられていない比較例の車両用空調装置では、目標冷却温度ＴＥＯが高い方がエンジン３０の省燃費効果が大きい。つまり、比較例の車両用空調装置では、目標冷却温度ＴＥＯを高くするエコノミー制御を行うことで、省燃費効果を高くすることができる。

　これに対し、過冷却用熱交換器４が設けられた本実施形態の車両用空調装置１００では、目標冷却温度ＴＥＯが低い方がエンジン３０の省燃費効果が大きくなる。つまり、本実施形態の構成によれば、通常は効率が悪くなる目標冷却温度ＴＥＯが低い領域で車両用空調装置１００を運転することで、蒸発器７の蓄冷材の短時間蓄冷とエンジン３０の省燃費効果を両立できる。

　図９に示すように、本実施形態の車両用空調装置１００では、外気温３０℃において、目標冷却温度ＴＥＯを１℃とした場合にエンジン３０の省燃費効果が最大となっている。各外気温毎にエンジン３０の省燃費効果が最大となる目標冷却温度ＴＥＯが、後述の第２目標冷却温度ＴＥＯ２として設定される。

　次に、本実施形態の車両用空調装置１００における目標冷却温度ＴＥＯについて説明する。本実施形態の車両用空調装置１００では、目標冷却温度ＴＥＯとして、第１目標冷却温度ＴＥＯ１および第２目標冷却温度ＴＥＯ２を用いる。これらの目標冷却温度ＴＥＯ１、ＴＥＯ２は外気温Ｔａｍ等に基づいて予め設定され、空調制御装置５０のマイクロコンピータのＲＯＭに制御マップとして記憶されている。空調制御装置５０は、目標冷却温度ＴＥＯを決定する目標冷却温度決定部である。

　第１目標冷却温度ＴＥＯ１は、通常のエコノミー制御を行う場合の目標冷却温度であり、外気温Ｔａｍ、目標吹出温度ＴＡＯ、内気温Ｔｒおよび日射量Ｔｓ等に基づいて決定される。つまり、第１目標冷却温度ＴＥＯ１は、エコノミー制御による圧縮機２の省動力効果が最大になるように設定されている。一方、第２目標冷却温度ＴＥＯ２は、エコノミー制御による圧縮機２の省動力効果と、過冷却用熱交換器４による圧縮機２の省動力効果と、蓄冷機能付き蒸発器７によるエンジン３０の省燃費効果とを合計して算出したエンジン３０の省燃費効果が最大になるように設定されている。

　図１０に示すように、第１目標冷却温度ＴＥＯ１および第２目標冷却温度ＴＥＯ２は、外気温に対応して設定されている。

　まず、第１目標冷却温度ＴＥＯ１について説明する。外気温ＴＡＭの中間温度域（図１０の例では、１８℃～２５℃）では冷房および除湿の必要性が低下するので、第１目標冷却温度ＴＥＯ１を上限温度（図１０の例では８℃）まで上昇させ、圧縮機１の稼働率を低減することにより、エンジン３０の省動力を図る。

　外気温Ｔａｍが２５℃を越える高温域では、冷房能力確保のために第１目標冷却温度ＴＥＯ１は外気温Ｔａｍの上昇に反比例して下限温度（図１０の例では１℃）まで低下させる。外気温Ｔａｍが１８℃より低くなる低温域では、窓ガラス曇り防止のための除湿能力確保のために、第１目標冷却温度ＴＥＯ１は外気温Ｔａｍの低下とともに下限温度（図１０の例では１℃）まで低下させる。

　次に、第２目標冷却温度ＴＥＯ２について説明する。上述のように、過冷却用熱交換器４と蓄冷機能付き蒸発器７を組み合わせることで、目標冷却温度ＴＥＯが低い領域で省動力効果が改善される。このため、第１目標冷却温度ＴＥＯ１の上限温度（図１０の例では８℃）に比べて、第２目標冷却温度ＴＥＯ２の上限温度（図１０の例では５℃）は低くなっている。さらに、第１目標冷却温度ＴＥＯ１の中間温度領域（図１０の例では１８℃～２５℃）に比べて、第２目標冷却温度ＴＥＯ２の中間温度領域（図１０の例では１０℃～２０℃）は低くシフトしている。

　第１目標冷却温度ＴＥＯ１と第２目標冷却温度ＴＥＯ２は、所定温度（図１０の例では１３℃）を境にして、高低関係が入れ替わる。具体的には、外気温Ｔａｍが所定温度を上回ると、第２目標冷却温度ＴＥＯ２の方が低く、外気温Ｔａｍが所定温度を下回ると、第１目標冷却温度ＴＥＯ１の方が低くなっている。

　次に、図１１、図１２を用いて、上記構成における本実施形態の車両用空調装置１００の作動を説明する。図１１は、本実施形態の空調制御装置５０のメインルーチンとしての制御処理を示すフローチャートである。この制御処理は、車両のイグニッションスイッチがＯＮされて空調制御装置５０に直流電源が供給されるとスタートする。

　図１１に示すように、まず、ステップＳ１では、フラグ、タイマ等の初期化、および上述した電動アクチュエータを構成するステッピングモータの初期位置合わせ等のイニシャライズが行われる。なお、このイニシャライズでは、フラグや演算値のうち、前回の車両用空調装置１００の作動終了時に記憶された値が維持されるものもある。

　次のステップＳ２では、操作パネル５１の操作信号等を読み込んでステップＳ３へ進む。具体的な操作信号としては、車室内温度設定スイッチによって設定される車室内設定温度Ｔｓｅｔ、吸込口モードスイッチの設定信号等がある。

　次のステップＳ３では、空調制御に用いられる車両環境状態の信号、すなわち各センサ４０～４５の検出信号等を読み込む。次のステップＳ４では、車室内吹出空気の目標吹出温度ＴＡＯを算出する。目標吹出温度ＴＡＯは、例えば、内気温Ｔｒ、外気温Ｔａｍ、日射量Ｔｓ、車室内設定温度Ｔｓｅｔに基づいて算出される。

　続くステップＳ５～Ｓ１１では、空調制御装置５０に接続された各種機器の制御状態が決定される。まず、ステップＳ５では、エアミックスドア１７の目標開度ＳＷを目標吹出温度ＴＡＯ、蒸発器温度センサ４３によって検出された冷却温度ＴＥ、水温センサ４４によって検出された冷却水温度Ｔｗに基づいて算出する。

　次のステップＳ６では、送風機１４の送風能力（具体的には、モータ１４ａに印加する電圧）を決定する。次のステップＳ７では、吸込口モード、すなわち内外気切替ドア１３の切替状態を決定する。次のステップＳ８では、吹出口モード、すなわちデフロスタドア２１、フェイスドア２２、フットドア２３の切替状態を決定する。

　次のステップＳ９では、圧縮機１１の作動状態（例えば、圧縮機１１の回転数やオンオフ状態）を決定する。圧縮機１１の作動状態は、蒸発器７の冷却温度ＴＥ、目標冷却温度ＴＥＯ等に基づいて決定される。

　ここで、目標冷却温度ＴＥＯの決定処理について図１２のフローチャートを用いて説明する。図１２に示す目標冷却温度ＴＥＯの決定処理は、Ｓ９の圧縮機１１の作動状態決定処理の一部として実行される。

　図１２に示すように、まず、ステップＳ９００では、アイドリングストップ制御を実行可能なアイドリングストップ許可時であるか否かが判定される。この結果、アイドリングストップ許可時ではない、すなわち圧縮機停止制御を行わないと判定された場合にはステップＳ９０１に進み、第１目標冷却温度ＴＥＯ１を算出する。次に、ステップＳ９０２で、第１目標冷却温度ＴＥＯ１を目標冷却温度ＴＥＯとして決定する。

　ステップＳ９００の判定処理の結果、アイドリングストップ許可時である、すなわち圧縮機停止制御を行うと判定された場合にはステップＳ９０３に進み、第１目標冷却温度ＴＥＯ１を算出する。続いて、ステップＳ９０４で、第２目標冷却温度ＴＥＯ２を算出する。次に、Ｓ９０５で、第１目標冷却温度ＴＥＯ１または第２目標冷却温度ＴＥＯ２のうち低い方を目標冷却温度ＴＥＯとして決定する。

　次に、図１１に戻り、ステップＳ１０では、三方弁５の作動状態を決定する。具体的には、蒸発器７で冷却された空気を過冷却用熱交換器４によって加熱する場合には、三方弁５によって冷媒の流路を過冷却用熱交換器４に切り替える。一方、蒸発器７による空気の冷却能力を最大限に発揮させるマックスクール制御では、三方弁５によって冷媒の流路を冷媒バイパス通路９ａに切り替える。マックスクール制御は、例えば、蒸発器７の冷却温度ＴＥが目標吹出温度ＴＡＯを上回っている場合に行うことができる。

　次に、ステップＳ１１では、冷却水ポンプ３２の作動状態を決定する。冷却水ポンプ３２の作動状態は、ヒータコア３４による空気加熱量の増減が必要であるか否かに基づいて決定される。ヒータコア３４による空気加熱量の増減は、冷却水温度Ｔｗ、蒸発器７の冷却温度ＴＥ、過冷却用熱交換器４からの吹出空気温度Ｔｓｃ等に基づいて決定される。また、必要に応じて流量調整弁装置３３の作動を制御してヒータコア３４を流通する冷却水流量を増減させる。

　次に、ステップＳ１２では、ステップＳ５～Ｓ１１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より各種機器２、５、６、１３、１４、１７、２１～２３、３２、３３等に対して制御信号および制御電圧が出力される。空調制御装置５０は、上述した制御動作を所定周期で繰り返し実行する。

　以上説明した本実施形態では、車両用空調装置１００は、凝縮器３から流出して蒸発器７へ流入する前の冷媒を熱交換によりエンタルピ変化させる過冷却用熱交換器４と、圧縮機２の停止時に蓄冷材からの放冷を行う蒸発器７を備えている。このため、蓄冷機能付き蒸発器７によるエンジン３０の省燃費効果と、過冷却用熱交換器４による圧縮機２の省動力効果とを総合することで、蒸発器７の目標冷却温度ＴＥＯが低い方がエンジン３０の省燃費効果を大きくすることができる。つまり、本実施形態の構成によれば、通常は効率が悪くなる目標冷却温度ＴＥＯが低い領域で車両用空調装置１００を運転することで、蒸発器７の蓄冷材の短時間蓄冷とエンジン３０の省燃費効果を両立できる。

　また、蒸発器７で冷却された空気を少なくとも過冷却用熱交換器４で加熱するリヒート運転時には、目標冷却温度ＴＥＯを低くすることで、過冷却用熱交換器４での液冷媒の放熱量を大きくすることができる。このため、リヒート運転を行うことで、目標冷却温度ＴＥＯを低くした場合に、蒸発器７の蓄冷材の短時間蓄冷とエンジン３０の省燃費効果を両立できるとする効果を発揮させることができる。

　また、本実施形態では、アイドリングストップ許可時に、第１目標冷却温度ＴＥＯ１および第２目標冷却温度ＴＥＯ２のうち、小さい方を目標冷却温度ＴＥＯとして決定するようにしている。これにより、第２目標冷却温度ＴＥＯ２の方が低い場合には、車両の省燃費効果を優先し、第１目標冷却温度ＴＥＯ１の方が低い場合には、窓ガラス曇り防止を優先することができる。

　また、本実施形態では、マックスクール制御時に、三方弁５によって冷媒の流路を冷媒バイパス通路９ａに切り替えるようにしている。これにより、圧縮機２から過冷却用熱交換器４への冷媒の流入が停止し、過冷却用熱交換器４による吹き出し空気温度上昇を抑制できる。

　また、本実施形態では、過冷却用熱交換器４がエアミックスドア１５の空気流れ上流側に設けられており、常に過冷却用熱交換器４の全面に空気が流れるようになっている。このため、三方弁５によって冷媒の流路を過冷却用熱交換器４に切り替えた直後から、過冷却用熱交換器４の全面で冷媒の過冷却効果を得ることができる。

　（第２実施形態）
　次に、第２実施形態について図１３に基づいて説明する。上記第１実施形態と同様の部分については説明を省略し、異なる部分についてのみ説明する。

　図１３に示すように、本第２実施形態の過冷却用熱交換器４は、エアミックスドア１５の空気流れ下流側であって、ヒータコア３４の空気流れ上流側に配置されている。また、三方弁５が設けられていない。このため、過冷却用熱交換器４には、圧縮機２から吐出された冷媒が常時供給される。

　本第２実施形態の車両用空調装置１００では、マックスクール時は、エアミックスドア１７によって、蒸発器７を通過したすべての空気が冷風バイパス通路１６に流れるようにする。これにより、蒸発器７を通過した空気は、過冷却用熱交換器４およびヒータコア３４をバイパスするため、過冷却用熱交換器４およびヒータコア３４による吹き出し空気温度上昇を抑制できる。

　以上説明した本第２実施形態によれば、エアミックスドア１７の空気流れ下流側に過冷却用熱交換器４を設けることで、過冷却用熱交換器４への冷媒流路を切り替えるための三方弁５を設けることなく、上記第１実施形態と同様の効果を得ることができる。

　（他の実施形態）
　以上、本開示の好ましい実施形態について説明したが、本開示は上述した実施形態に何ら制限されることなく、本開示の主旨を逸脱しない範囲において種々変形して実施することが可能である。

　例えば、各実施形態では、アイドリングストップ許可時に、第１目標冷却温度ＴＥＯ１と第２目標冷却温度ＴＥＯ２を取得し、これらのうち低い方を目標冷却温度ＴＥＯとして決定した。これに対し、図１４のフローチャートに示すように、アイドリングストップ許可時には、Ｓ９０６の処理で目標冷却温度ＴＥＯを設定可能な下限値（例えば１℃）に決定するようにしてもよい。これにより、蒸発器７の蓄冷効果を最大限に発揮させることができる。また、アイドリングストップ許可時に目標冷却温度ＴＥＯの下限値を常時用いることで、第２目標冷却温度ＴＥＯ２の制御マップを用意する必要がない。

　また、各実施形態では、空調制御装置５０は、第１ドア１７ａを含むエアミックスドア１７の制御を、蒸発器温度センサ４３、水温センサ４４、および過冷却温度センサ４５からの入力情報に基づいて行っていた。また、空調制御装置５０は、流量調整弁装置３３や冷却水ポンプ３２による冷却水流量の制御を、水温センサ４４、および過冷却温度センサ４５からの入力情報に基づいて行っていた。しかしながら、風量割合調節部や熱媒体の流量調節部の制御は、上記したセンサから入力情報に基づいて行うものに限定されるものではない。例えば、過冷却温度センサ４５からの入力情報に代えて、過冷却用熱交換器の入口冷媒温度や、入口冷媒温度に関連する外気温度を用いて、風量割合調節部や熱媒体の流量調節部の制御を行ってもかまわない。

　また、各実施形態では、風量割合調節部を２枚のドア１７ａ、１７ｂで構成していたが、これに限定されるものではない。風量割合調節部は、１枚もしくは３枚以上のドアで構成するものであってもよい。

　なお、各実施形態の説明において、補助熱交換器と説明した構成があったが、ここで言う補助とは、他の熱交換器よりも少ない熱交換量を補うものに限定されるものではない。補助熱交換器が、他の熱交換器よりも多量の熱交換を行うものであってもかまわない。

　本開示は、実施例に準拠して記述されたが、本開示は当該実施例や構造に限定されるものではないと理解される。本開示は、様々な変形例や均等範囲内の変形をも包含する。加えて、様々な組み合わせや形態、さらには、それらに一要素のみ、それ以上、あるいはそれ以下、を含む他の組み合わせや形態をも、本開示の範疇や思想範囲に入るものである。

Claims

　車室内に吹き出される空気が流通する空調ダクト（１０）と、
　吸入した冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（２）、前記圧縮機が吐出した冷媒を外気との熱交換により凝縮する凝縮器（３）、前記凝縮器で凝縮された液相の冷媒を減圧する減圧装置（６）、および、前記空調ダクト内に配されて、前記減圧装置で減圧された冷媒と熱交換により前記空調ダクト内を流れる空気を冷却する蒸発器（７）、を有する冷凍サイクル装置（１）と、
　前記空調ダクト内の前記蒸発器よりも空気流れ下流側に形成された加熱用通路（１５）に配されて、車両に搭載された内燃機関（３０）から受熱して前記発熱機器を冷却する熱媒体との熱交換により、前記蒸発器で冷却された空気を加熱するヒータコア（３４）と、
　前記空調ダクト内の前記蒸発器よりも空気流れ下流側に形成され、前記ヒータコアをバイパスして空気を流通する冷風バイパス通路（１６）と、
　前記加熱用通路を通過する空気と前記冷風バイパス通路を通過する空気との風量割合を調節する風量割合調節部（１７）と、
　前記冷凍サイクル装置に設けられ、前記凝縮器から流出して前記蒸発器へ流入する前の冷媒を熱交換によりエンタルピ変化させる補助熱交換器（４）と、を備え、
　前記圧縮機は、前記内燃機関によって駆動され、
　前記蒸発器は、冷熱を蓄える蓄熱部（７ｅ）を有し、前記圧縮機の作動時に前記蓄熱部に蓄冷し、前記圧縮機の停止時に前記蓄冷部から放冷するようになっており、
　前記補助熱交換器は、前記空調ダクト内における前記蒸発器より空気流れ下流側であって前記ヒータコアより空気流れ上流側に配置され、前記蒸発器で冷却された後、前記ヒータコアで加熱される前の空気との熱交換により、前記凝縮器で凝縮された後、前記蒸発器で蒸発される前の液相の冷媒をエンタルピ変化させる車両用空調装置。
　前記蒸発器で冷却された空気は、少なくとも前記補助熱交換器によって加熱される請求項１に記載の車両用空調装置。
　前記蒸発器からの吹出空気温度の目標値である目標冷却温度（ＴＥＯ）を決定する目標冷却温度決定部（５０）を備え、
　前記目標冷却温度決定部は、
　少なくとも車室外の空気温度である外気温に基づいて第１目標冷却温度（ＴＥＯ１）を取得し、
　少なくとも前記外気温、前記補助熱交換器による前記液相冷媒のエンタルピ変化を行った場合の前記圧縮機の省動力効果、および前記蒸発器による放冷を行った場合の前記内燃機関の省燃費効果に基づいて第２目標冷却温度（ＴＥＯ２）を取得し、
　前記第１目標冷却温度または第２目標冷却温度のいずれかを前記目標冷却温度として決定する請求項１または２に記載の車両用空調装置。
　前記目標冷却温度決定部は、前記圧縮機が停止した状態で前記空調ダクトを流通する空気が車内に吹き出される場合に、前記第１目標冷却温度または第２目標冷却温度のうち低い方を前記目標冷却温度として決定する請求項３に記載の車両用空調装置。
　前記蒸発器からの吹出空気温度の目標値である目標冷却温度（ＴＥＯ）を決定する目標冷却温度決定部（５０）を備え、
　前記目標冷却温度決定部は、前記圧縮機が停止した状態で前記空調ダクトを流通する空気が車内に吹き出される場合に、前記目標冷却温度を設定可能な下限値に決定する請求項１または２に記載の車両用空調装置。
　前記圧縮機から流出した冷媒の流路を、前記補助熱交換器と、前記補助熱交換器をバイパスする冷媒バイパス通路（９ａ）とで選択的に切り替える冷媒流路切替部（５）を備え、
　前記補助熱交換器は、前記風量割合調節部よりも空気流れ上流側に配置され、
　前記冷媒流路切替部は、前記蒸発器で冷却された空気を加熱することなく前記車室内に吹き出す場合には、前記圧縮機から流出した冷媒の流路を前記冷媒バイパス通路に切り替える請求項１ないし５のいずれか１つに記載の車両用空調装置。
　前記補助熱交換器は、前記風量割合調節部よりも空気流れ下流側であって、前記加熱用通路における前記ヒータコアの空気流れ上流側に配置され、
　前記風量割合調節部は、前記蒸発器で冷却された空気を加熱することなく前記車室内に吹き出す場合には、前記加熱用通路を閉塞する請求項１ないし５のいずれか１つに記載の車両用空調装置。