專利名稱：制冷劑循環(huán)裝置的制作方法
技術領域：
本發(fā)明涉及一種使用了蒸氣壓縮式的制冷劑循環(huán)的制冷劑循環(huán)裝置，可以有效地應用于車輛中。
背景技術：
以往，已知有為了提高熱泵循環(huán)(蒸氣壓縮式的制冷劑循環(huán))的循環(huán)效率(COP)而使制冷劑多階段地升壓的多段升壓式的熱泵循環(huán)。例如，專利文獻I (JP 9-86149A對應USP5，704，219)中，公開過具備如下的壓縮機的所謂注氣循環(huán)(gas injection cycle)(節(jié)能器式制冷劑循環(huán))，所述壓縮機具有吸入制冷劑的吸入端口(port)、噴出制冷劑的噴出端口、以及使循環(huán)內的中間壓制冷劑流入而與 升壓過程的制冷劑匯流的中間壓端口。該種注氣循環(huán)的壓縮機利用使低壓制冷劑升壓到中間壓制冷劑的低段側壓縮行程、以及使中間壓制冷劑升壓到高壓制冷劑的高段側壓縮行程這2個壓縮行程，兩階段地使制冷劑升壓。所以，通過將從中間壓端口流入的中間壓制冷劑的壓力調整為恰當的值，就可以提高壓縮機的壓縮效率，實現(xiàn)循環(huán)效率的提高。此外，專利文獻I的注氣循環(huán)適用于車輛用空調裝置，在進行作為空調對象空間的車室內的制熱時，使從壓縮機中噴出的高溫高壓制冷劑與向車室內吹送的送風空氣在利用側熱交換器(室內冷凝器)處熱交換，將作為熱交換對象流體的送風空氣加熱。此外，在可以發(fā)揮出借助利用側熱交換器將送風空氣的溫度升高到對于車室內的制熱所必需的目標溫度的加熱能力的正常運轉時，調整使從利用側熱交換器中流出的制冷劑減壓的高段側膨脹閥的閥開度，以使循環(huán)效率達到最大。另一方面，在無法發(fā)揮借助利用側熱交換器將送風空氣升溫到目標溫度的加熱能力的能力不足時，使高段側膨脹閥的閥開度比正常運轉時增加。這樣，在正常運轉時，在發(fā)揮高循環(huán)效率的同時運轉循環(huán)，在能力不足時，使從壓縮機的中間壓端口流入的制冷劑流量(注氣量)比正常運轉時增加，以實現(xiàn)利用側熱交換器的加熱能力的提高。

發(fā)明內容
鑒于上述方面，本發(fā)明的目的在于，在借助利用側熱交換器將熱交換對象流體加熱的制冷劑循環(huán)裝置中，抑制利用側熱交換器中的熱交換對象流體的加熱能力不足。為了達成上述目的，本發(fā)明的第一方式中，制冷劑循環(huán)裝置具備壓縮機，其對從吸入端口吸入的低壓制冷劑進行壓縮并從噴出端口噴出高壓制冷劑，并且具有使循環(huán)內的中間壓制冷劑流入而與壓縮過程的制冷劑匯流的中間壓端口 ；利用側熱交換器，其使從噴出端口噴出的高壓制冷劑與熱交換對象流體熱交換，并將熱交換對象流體加熱；高段側減壓部，其將從利用側熱交換器流出的高壓制冷劑減壓為中間壓制冷劑；氣液分離部，其將由高段側減壓部減壓了的中間壓制冷劑的氣液加以分離，并使分離出的氣相制冷劑向中間壓端口側流出；低段側減壓部，其將由氣液分離部分離出的液相制冷劑減壓為低壓制冷劑；蒸發(fā)器，其使由低段側減壓部減壓了的低壓制冷劑蒸發(fā)，并向吸入端口側流出；以及流量調整部，其調整流入利用側熱交換器的熱交換對象流體的流量。此外，流量調整部在至少由利用側熱交換器進行了溫度調整的熱交換對象流體的溫度達到熱交換對象流體的目標溫度以下時，降低流入利用側熱交換器的熱交換對象流體的流量。這樣，由于在至少由利用側熱交換器進行了溫度調整的熱交換對象流體的溫度達到熱交換對象流體的目標溫度以下時，降低流入利用側熱交換器的熱交換對象流體的流量，因此利用側熱交換器中的制冷劑的散熱量暫時減少。由此，制冷劑循環(huán)的循環(huán)平衡就會以使利用側熱交換器內的制冷劑壓力上升的方式平衡。所以，可以升高壓縮機噴出制冷劑的溫度，從而擴大流過利用側熱交換器的制冷劑的溫度與流入利用側熱交換器的熱交換對象流體的溫差。此外，可以增加壓縮機的從中間壓端口到噴出端口的范圍的壓縮行程的壓縮功量，可以增大利用側熱交換器的出入口間 焓差。其結果是，可以抑制利用側熱交換器的熱交換對象流體的加熱能力不足。本發(fā)明中，所謂“至少由利用側熱交換器進行了溫度調整的熱交換對象流體”，其意義不僅是指僅由利用側熱交換器進行了溫度調整的熱交換對象流體，還包括由利用側熱交換器及其以外的溫度調整部雙方進行了溫度調整的熱交換對象流體。例如是包括如下的熱交換對象流體的意味，S卩，由蒸發(fā)器冷卻，再由利用側熱交換器再加熱的熱交換對象流體；或者將由利用側熱交換器加熱了的熱交換對象流體與未由利用側熱交換器加熱的熱交換對象流體混合而得的熱交換對象流體。所以，本發(fā)明的所謂“在至少由利用側熱交換器進行了溫度調整的熱交換對象流體的溫度達到熱交換對象流體的目標溫度以下時”，也可以表現(xiàn)為“作為制冷劑循環(huán)裝置整體，在無法將借助利用側熱交換器升溫到熱交換對象流體的目標溫度的熱放出時”。此外，所謂目標溫度，其意味并不限定于控制上的目標值，還廣泛包括作為制冷劑循環(huán)裝置整體對進行了溫度調整的熱交換對象流體要求的溫度。即，所謂“目標溫度”，也可以表現(xiàn)為“對熱交換對象流體要求的所需的溫度”。此外，在本發(fā)明的第二方式中，高段側減壓部也可以在至少由利用側熱交換器進行了溫度調整的熱交換對象流體的溫度達到熱交換對象流體的目標溫度以下時，增加節(jié)流閥開度。這樣，由于通過使高段側減壓部增加節(jié)流閥開度，可以增加從壓縮機的中間壓端口流入的制冷劑流量(注氣量)，因此可以進一步抑制利用側熱交換器中的熱交換對象流體的加熱能力不足。在本發(fā)明的第三方式中，熱交換對象流體也可以是向車室內吹送的送風空氣。在該情況下，利用側熱交換器配置于形成送風空氣的空氣通路的殼體內，在殼體內，形成有使送風空氣繞過利用側熱交換器流動的旁通通路，流量調整部也可以由對送風空氣中的、穿過利用側熱交換器側的送風空氣的風量與穿過旁通通路側的送風空氣的風量的風量比例進行調整的空氣混合風門構成。此外，在本發(fā)明的第四方式中，也可以具備控制空氣混合風門的動作的空氣混合風門控制部。在該情況下，空氣混合風門控制部也可以在至少由利用側熱交換器進行了溫度調整的送風空氣的溫度達到送風空氣的目標溫度以下時，與由利用側熱交換器進行了溫度調整的送風空氣的溫度高于送風空氣的目標溫度時相比，減慢空氣混合風門的動作的響應性。這樣，在利用空氣混合風門降低穿過利用側熱交換器側的送風空氣的風量時，減慢空氣混合風門的動作的響應性，由此，就可以抑制制冷劑循環(huán)的循環(huán)平衡達到穩(wěn)定之前的向車室內吹送的送風空氣的溫度的急劇的降低。其結果是，可以抑制車室內的舒適性的降低。此外，本發(fā)明的第五方式的制冷劑循環(huán)裝置也可以具備變更利用側熱交換器中的制冷劑與送風空氣的熱交換能力的熱交換能力變更部。在該情況下，熱交換能力變更部也可以在至少由利用側熱交換器進行了溫度調整的送風空氣的溫度達到送風空氣的目標溫度以下時，降低熱交換能力。這樣，在利用空氣混合風門降低穿過利用側熱交換器側的送風空氣的風量時，降低利用側熱交換器的熱交換能力，由此，就可以促進利用側熱交換器內的制冷劑壓力的上 升，可以抑制向車室內吹送的送風空氣的溫度的急劇的降低。本發(fā)明的所謂“熱交換能力”是指向利用側熱交換器吹送的送風空氣在穿過利用側熱交換器前后的熱量變化。穿過利用側熱交換器前后的熱量變化越小，則熱交換能力越低，穿過利用側熱交換器前后的熱量變化越大，則熱交換能力越高。在本發(fā)明的第六方式中，也可以用向利用側熱交換器及旁通通路吹送送風空氣的鼓風機來構成熱交換能力變更部，在至少由利用側熱交換器進行了溫度調整的送風空氣的溫度達到送風空氣的目標溫度以下時，利用鼓風機來降低穿過利用側熱交換器及旁通通路的送風空氣的風量。另外，在本發(fā)明的第七方式中，也可以用改變導入殼體內的車室外空氣及車室內空氣的導入比例的內外氣調整部來構成熱交換能力變更部，在至少由利用側熱交換器進行了溫度調整的送風空氣的溫度達到送風空氣的目標溫度以下時，利用內外氣調整部來增加車室內空氣相對于車室外空氣的導入比例。在本發(fā)明的第八方式中，熱交換對象流體也可以是向車室內吹送的送風空氣。在該情況下，利用側熱交換器配置于形成送風空氣的空氣通路的殼體內，流量調整部也可以由向利用側熱交換器吹送送風空氣的鼓風機構成。另外，在本發(fā)明的第九方式中，制冷劑循環(huán)裝置具備壓縮機，其對從吸入端口吸入的低壓制冷劑進行壓縮并從噴出端口噴出高壓制冷劑，并且具有使循環(huán)內的中間壓制冷劑流入而與壓縮過程的制冷劑匯流的中間壓端口 ；利用側熱交換器，其使從噴出端口噴出的高壓制冷劑與熱交換對象流體熱交換，并將熱交換對象流體加熱；第二利用側熱交換器，其使制冷劑與熱交換對象流體熱交換，并向吸入端口側流出；室外熱交換器，其使制冷劑與外氣熱交換；第一減壓部，其使從第一利用側熱交換器流出的制冷劑減壓；第二減壓部，其使流入室外熱交換器的制冷劑減壓；第三減壓部，其使流入第二利用側熱交換器的制冷劑減壓；氣液分離部，其將從第一利用側熱交換器流出的制冷劑的氣液分離；中間壓制冷劑通路，其將由氣液分離部分離出的氣相制冷劑導向中間壓端口，并與壓縮過程的制冷劑匯流；儲存器，其將流入壓縮機的吸入端口的制冷劑的氣液加以分離，并使分離出的氣相制冷劑向壓縮機的吸入端口側流出；流量調整部，其調整流入利用側熱交換器的熱交換對象流體的流量；以及制冷劑流路切換部，其切換制冷劑所循環(huán)的制冷劑流路。此外，制冷劑流路切換部在冷卻熱交換對象流體的冷卻運轉模式時，使從第一利用側熱交換器流出的制冷劑以第一減壓部一氣液分離部一室外熱交換器一第三減壓部一第二利用側熱交換器一儲存器的順序流動，在加熱熱交換對象流體的加熱運轉模式時，使從第一利用側熱交換器流出的制冷劑以第一減壓部一氣液分離部一第二減壓部一室外熱交換器一儲存器的順序流動，并且使由氣液分離部分離出的氣相制冷劑流入中間壓制冷劑通路。流量調整部在加熱運轉模式時，且在至少由利用側熱交換器進行了溫度調整的熱交換對象流體的溫度達到熱交換對象流體的目標溫度以下時，降低流入利用側熱交換器的熱交換對象流體的流量。這樣，在加熱熱交換對象流體的加熱運轉模式時，可以抑制利用側熱交換器中的熱交換對象流體的加熱能力不足。此外，由于具備制冷劑流路切換部，因此還可以實現(xiàn)冷卻熱交換對象流體的冷卻運轉模式。


圖I是表示第一實施方式的熱泵循環(huán)的制冷運轉模式時的制冷劑流路的整體構成圖。圖2是表示第一實施方式的熱泵循環(huán)的制熱運轉模式時的制冷劑流路的整體構成圖。圖3A是第一實施方式的氣液分離器的外觀立體圖，圖3B是第一實施方式的氣液分離器的俯視圖。圖4是表示第一實施方式的車輛用空調裝置的控制處理的流程圖。圖5是表示第一實施方式的熱泵循環(huán)的制冷運轉模式時的制冷劑的狀態(tài)的莫里爾圖。圖6是表示第一實施方式的熱泵循環(huán)的第一除濕制熱模式時的制冷劑的狀態(tài)的莫里爾圖。圖7是表示第一實施方式的熱泵循環(huán)的第二除濕制熱模式時的制冷劑的狀態(tài)的莫里爾圖。圖8是表示第一實施方式的熱泵循環(huán)的第三除濕制熱模式時的制冷劑的狀態(tài)的莫里爾圖。圖9是表示第一實施方式的熱泵循環(huán)的第四除濕制熱模式時的制冷劑的狀態(tài)的莫里爾圖。圖10是表示第一實施方式的制熱運轉模式時的控制處理的流程圖。圖11是表示第一實施方式的制熱運轉模式時的過冷控制時的控制處理的流程圖。圖12是表示第一實施方式的制熱運轉模式時的干度控制時的控制處理的流程圖。圖13是表不第一實施方式的制熱運轉模式時的空氣混合風量控制時的控制處理的流程圖。圖14是表示第一實施方式的車輛用空調裝置的控制處理的要部的流程圖。圖15是表示第一實施方式的熱泵循環(huán)的制熱運轉模式時的制冷劑的狀態(tài)的莫里、爾圖。圖16A是說明第一實施方式的過冷控制時及干度控制時的送風空氣的升溫狀態(tài)的說明圖，圖16B是說明第一實施方式的空氣混合風量控制時的送風空氣的升溫狀態(tài)的說明圖。圖17是表示第一實施方式的伴隨著過冷控制一干度控制一空氣混合風量控制的轉移的制冷劑的狀態(tài)的圖。圖18是表示第二實施方式的制熱運轉模式時的控制處理的流程圖。圖19是表示第二實施方式的制熱運轉模式時的鼓風機風量控制時的控制處理的流程圖。圖20是表示第三實施方式的制熱運轉模式時的控制處理的流程圖。 圖21是用于說明第一實施方式的空氣混合風量控制開始時的空氣混合風門開度、室內冷凝器的加熱能力、以及吹出空氣的溫度的變化的圖。圖22是表示第四實施方式的制熱運轉模式時的空氣混合風量控制的控制處理的流程圖。圖23是用于說明第四實施方式的空氣混合風量控制開始時的空氣混合風門開度、室內冷凝器的加熱能力、以及吹出空氣的溫度的變化的圖。圖24是表示第五實施方式的制熱運轉模式時的空氣混合風量控制的控制處理的流程圖。圖25是表示第六實施方式的制熱運轉模式時的空氣混合風量控制的控制處理的流程圖。圖26是表示比較例的熱泵循環(huán)中的制冷劑的狀態(tài)的莫里爾圖。圖27是表示高段側膨脹閥的閥開度與利用側熱交換器的加熱能力的關系的曲線圖。
具體實施例方式本發(fā)明的發(fā)明人針對以往技術發(fā)現(xiàn)了以下的情況。專利文獻I的熱泵循環(huán)中，在能力不足時即使增加高段側膨脹閥的閥開度，有時也不能將利用側熱交換器的加熱能力提高到目標值。所以，本發(fā)明人等對其原因進行了調查，結果判明，利用側熱交換器的入口側制冷劑的焓與出口側制冷劑的焓的焓差(以下稱作“出入口間焓差”)減少是原因所在。對該情況，使用圖26、圖27來說明比較例。圖26是表示與后述的實施方式中說明的熱泵循環(huán)相同的循環(huán)中的制冷劑的狀態(tài)的莫里爾圖，將與以往技術的正常運轉時對應的制冷劑的狀態(tài)用實線表示，將與以往技術的能力不足時對應的制冷劑的狀態(tài)用虛線表示。另外，圖26中，用相同的符號來表示后述的實施方式中說明的莫里爾圖中的相同的狀態(tài)的制冷劑。此外，圖27是表示高段側膨脹閥的閥開度與利用側熱交換器的加熱能力的關系的曲線圖。首先，如圖26的實線所示，在正常運轉時，調整高段側膨脹閥的閥開度以使循環(huán)效率達到最大，將從中間壓端口流入的中間壓制冷劑的壓力調整為恰當的值。這里，利用側熱交換器的加熱能力由流過利用側熱交換器的制冷劑流量Gr與利用側熱交換器的出入口間焓差的乘積來定義。
所以，在該熱泵循環(huán)中，為了提高正常運轉時的循環(huán)效率，使從利用側熱交換器流出的制冷劑(圖26的b點)成為過冷卻液相制冷劑，以擴大利用側熱交換器的出入口間焓差(圖26的A i)。從該正常運轉時的狀態(tài)起，一旦在能力不足時增加高段側膨脹閥的開度，則從利用側熱交換器流出的制冷劑就會變?yōu)闅庖憾嘀评鋭?圖26的b點一b’點)，利用側熱交換器的出入口間焓差減少，然而由于注氣量增加，因此在相對于出入口間焓差的減少程度來說，注氣量的增加程度大的范圍中，可以提高利用側熱交換器的加熱能力。但是，一旦使注氣量過度增加，則會如圖26所示，中間壓制冷劑的壓力上升(圖26的Cl點一Cl’點)，低段側壓縮行程中的噴出側壓力與吸入側壓力的壓力差增加(圖26的APl — API’)，從而會有高段側壓縮行程的噴出側壓力與吸入側壓力的壓力差減少的情況(圖 26 的 AP2 — AP2’)。這樣，當高段側壓縮行程的壓縮功量Lc2大幅度降低時(圖26的 Aic2— A ic2’)，利用側熱交換器的出入口間焓差的減少程度(圖26的A ic2 — Aic2’)就會超過注氣量的增加程度，從而如圖27的虛線區(qū)域所示，會有利用側熱交換器的加熱能力反而降低的情況。本發(fā)明是鑒于上述情況而完成的。(第一實施方式)利用圖I 17，對本發(fā)明的第一實施方式進行說明。本實施方式中，將本發(fā)明的制冷劑循環(huán)裝置應用于從行駛用電動機獲得車輛行駛用的驅動力的電動車的車輛用空調裝置I中。該制冷劑循環(huán)裝置在車輛用空調裝置I中起到對向作為空調對象空間的車室內吹送的送風空氣進行冷卻或加熱的作用。所以，本實施方式的熱交換對象流體為送風空氣。此外，制冷劑循環(huán)裝置具備熱泵循環(huán)(蒸氣壓縮式的制冷劑循環(huán))10，熱泵循環(huán)10構成為可以切換如下兩個制冷劑回路，其一如圖I的整體構成圖所示，是將車室內制冷的制冷運轉模式(冷卻送風空氣的冷卻運轉模式)或將車室內一邊除濕一邊制熱的除濕制熱運轉模式(除濕運轉模式)的制冷劑回路，其二如圖2的整體構成圖所示，是將車室內制熱的制熱運轉模式(加熱送風空氣的加熱運轉模式)的制冷劑回路。另外，在該熱泵循環(huán)10中，作為制冷劑采用HFC系制冷劑(具體來說是R134a)，構成高壓側制冷劑壓力Pd不會超過制冷劑的臨界壓力的蒸氣壓縮式的亞臨界制冷劑循環(huán)。當然，也可以采用HFO系制冷劑(例如R1234yf)等。此外，在制冷劑中混入了用于潤滑壓縮機11的冷凍機油，冷凍機油的一部分與制冷劑一起在循環(huán)中循環(huán)。熱泵循環(huán)10的構成機器當中，壓縮機11配置于車輛的發(fā)動機罩內，在熱泵循環(huán)10中吸入制冷劑，將其壓縮而噴出。該壓縮機11是在形成其外殼的機罩的內部收容由固定容量型的壓縮機構形成的低段側壓縮機構和高段側壓縮機構這2個壓縮機構、以及對雙方的壓縮機構進行旋轉驅動的電動機而構成的二段升壓式的電動壓縮機。在壓縮機11的機罩中，設有吸入端口 11a，其從機罩的外部向低段側壓縮機構吸入低壓制冷劑；中間壓端口 11b，其使中間壓制冷劑從機罩的外部向機罩的內部流入，與從低壓變?yōu)楦邏旱膲嚎s過程的制冷劑匯流；以及噴出端口 11c，其將從高段側壓縮機構中噴出的高壓制冷劑向機罩的外部噴出。更具體來說，中間壓端口 Ilb與低段側壓縮機構的制冷劑噴出口側(即高段側壓縮機構的制冷劑吸入口側)連接。另外，低段側壓縮機構及高段側壓縮機構可以采用渦旋式壓縮機構、葉片式壓縮機構、滾動活塞式壓縮機構等各種形式的壓縮機構。電動機由從后述的空調控制裝置40輸出的控制信號來控制其動作(轉速)，電動機可以采用交流電動機、直流電動機的任意一種形式。此外，利用該轉速控制，可以變更壓縮機11的制冷劑噴出能力。所以，本實施方式中，電動機構成壓縮機11的噴出能力變更部。而且，雖然在本實施方式中，采用了將2個壓縮機構收容于I個機罩內的壓縮機11，然而壓縮機的形式并不限定于此。也就是說，只要可以使中間壓制冷劑從中間壓端口Ilb流入而與從低壓變?yōu)楦邏旱膲嚎s過程的制冷劑匯流，則也可以是在機罩的內部收容I個固定容量型的壓縮機構及驅動該壓縮機構旋轉的電動機而構成的電動壓縮機。此外，也可以如下構成，即，將2個壓縮機串聯(lián)，將配置于低段側的低段側壓縮機的吸入口設為吸入端口 11a，將配置于高段側的高段側壓縮機的噴出口設為噴出端口 11c， 在連接低段側壓縮機的噴出口與高段側壓縮機的吸入口的連接部設置中間壓端口 11b，利用低段側壓縮機和高段側壓縮機雙方，來構成I個二段升壓式的壓縮機11。在壓縮機11的噴出端口 11c，連接著室內冷凝器12的制冷劑入口側。室內冷凝器12配置于后述的車輛用空調裝置I的室內空調組件30的空調箱31內，并作為使從壓縮機11 (具體來說是高段側壓縮機構)噴出的高溫高壓制冷劑散熱的散熱器發(fā)揮作用，是將穿過后述的室內蒸發(fā)器23的送風空氣加熱的利用側熱交換器(第一利用側熱交換器)。在室內冷凝器12的制冷劑出口側，連接著使從室內冷凝器12流出的高壓制冷劑減壓到中間壓制冷劑的作為高段側減壓部(第一減壓部)的高段側膨脹閥13的入口側。該高段側膨脹閥13是具有可以變更節(jié)流閥開度地構成的閥體、及由改變該閥體的節(jié)流閥開度的步進電機構成的電動促動器而構成的電氣式的可變節(jié)流機構。更具體來說，在高段側膨脹閥13中，當成為使制冷劑減壓的節(jié)流狀態(tài)時，會在節(jié)流通路面積以當量直徑計為￠0.5 3mm的范圍改變節(jié)流閥開度。此外，當使節(jié)流閥開度為全開時，也將節(jié)流通路面積以當量直徑計確保為CtlOmm左右，以使之不發(fā)揮制冷劑減壓作用。而且，高段側膨脹閥13由從空調控制裝置40輸出的控制信號來控制其動作。在高段側膨脹閥13的出口側，連接著對從室內冷凝器12流出并由高段側膨脹閥13減壓了的中間壓制冷劑的氣液進行分離的作為氣液分離部的氣液分離器14的制冷劑流入端口 14b。該氣液分離器14是利用離心力的作用將制冷劑的氣液分離的離心分離方式的構件。對于氣液分離器14的詳細構成,使用圖3A和圖3B進行說明。而且，圖3A是氣液分離器14的示意性的外觀立體圖，圖3B是從氣液分離器14的上方側看到的俯視圖。另外，圖3A中的上下的各箭頭表示將氣液分離器14搭載于車輛用空調裝置I上的狀態(tài)下的上下的各方向。本實施方式的氣液分離器14具有沿上下方向延伸的近似空心有底圓筒狀(截面為圓形)的主體部14a、形成有使中間壓制冷劑流入的制冷劑流入口 14e的制冷劑流入端口 14b、形成有使分離出的氣相制冷劑流出的氣相制冷劑流出口 14f的氣相制冷劑流出端口 14c、以及形成有使分離出的液相制冷劑流出的液相制冷劑流出口 14g的液相制冷劑流出端口 14d等。主體部14a的直徑被設定成相對于與各流入流出端口 14b 14d連接的制冷劑配管的直徑而言為I. 5倍以上、3倍以下左右的直徑，實現(xiàn)了作為氣液分離器14整體的小型化。更具體來說，本實施方式的氣液分離器14 (具體來說是主體部14a)的內容積被設定為小于如下得到的剩余制冷劑體積，即，從將封入循環(huán)的制冷劑量換算為液相時的封入制冷劑體積中，減去將為了使循環(huán)發(fā)揮最大能力而必需的制冷劑量換算為液相時的必需最大制冷劑體積，得到上述剩余制冷劑體積。由此，本實施方式的氣液分離器14的內容積成為如下程度的容積，即即使在循環(huán)中產生負載變動而使在循環(huán)中循環(huán)的制冷劑循環(huán)流量發(fā)生變動，實質上也無法存留剩余制冷劑的程度。制冷劑流入端口 14b與主體部14a的圓筒狀側面連接，如圖3B所示，在從上方側看氣液分離器14時，制冷劑流入端口 14b由沿主體部14a的截面圓形的外周的切線方向延伸的制冷劑配管構成。此外，制冷劑流入口 14e形成于制冷劑流入端口 14b中的與主體部14a相反一側的端部。制冷劑流入端口 14b不一定必須沿水平方向延伸，也可以具有上下方向的分量而延伸。 氣相制冷劑流出端口 14c與主體部14a的軸向上側端面(上表面)連接，且由涵蓋主體部14的內外并與主體部14a在同軸上延伸的制冷劑配管構成。此外，氣相制冷劑流出口 14f形成于氣相制冷劑流出端口 14c的上方側端部,另一方面,下方側端部被定位在制冷劑流入端口 14b與主體部14a的連接部的下方側。液相制冷劑流出端口 14d與主體部14a的軸向下側端面(底面)連接，且由從主體部14a向下方側并與主體部14a在同軸上延伸的制冷劑配管構成。此外，液相制冷劑流出口 14g形成于液相制冷劑流出端口 14d的下方側端部。所以，從制冷劑流入端口 14b的制冷劑流入口 14e流入的制冷劑沿著主體部14a的圓筒狀內壁面盤旋流動，利用由該盤旋流產生的離心力的作用將制冷劑的氣液分離。此夕卜，分離出的液相制冷劑因重力的作用而向主體部14a的下方側落下。此后，被分離并向下方側落下的液相制冷劑從液相制冷劑流出端口 14d的液相制冷劑流出口 14g流出，被分離出的氣相制冷劑從氣相制冷劑流出端口 14c的氣相制冷劑流出口 14f流出。而且，雖然在圖3中圖示了將主體部14a的軸向下側端面(底面)制成圓板狀的例子，然而也可以將主體部14a的下方側部位制成向下側逐漸縮徑的錐形，在該錐形的最下位部連接液相制冷劑流出端口 14d。另外，在氣液分離器14的氣相制冷劑流出端口 14c，如圖I、圖2所示，經中間壓制冷劑通路15而連接著壓縮機11的中間壓端口 lib。在該中間壓制冷劑通路15配置有中間壓側開閉閥16a。該中間壓側開閉閥16a是使中間壓制冷劑通路15開閉的電磁閥，由從空調控制裝置40輸出的控制信號來控制其動作。而且，中間壓側開閉閥16a兼具如下的作為止回閥的功能，S卩，在打開中間壓制冷齊[J通路15時，僅容許制冷劑從氣液分離器14的氣相制冷劑出口向壓縮機11的中間壓端口Ilb側流動。這樣，在中間壓側開閉閥16a將中間壓制冷劑通路15打開時，可以防止制冷劑從壓縮機11側向氣液分離器14倒流。此外，中間壓側開閉閥16a通過開閉中間壓制冷劑通路15還起到切換循環(huán)構成(制冷劑流路)的作用。所以，本實施方式的中間壓側開閉閥16a構成切換在循環(huán)中循環(huán)的制冷劑的制冷劑流路的制冷劑流路切換部。
另一方面，在氣液分離器14的液相制冷劑流出端口 14d，連接著使由氣液分離器14分離出的液相制冷劑減壓為低壓制冷劑的作為低段側減壓部(第二減壓部)的低段側固定節(jié)流閥17的入口側，在低段側固定節(jié)流閥17的出口側，連接著室外熱交換器20的制冷劑入口側。作為該低段側固定節(jié)流閥17，可以采用節(jié)流閥開度固定的噴嘴、小孔。在噴嘴、小孔等固定節(jié)流閥中，由于節(jié)流通路面積急劇縮小或急劇擴大，因此可以伴隨著上游側與下游側的壓力差(出入口間壓差)的變化，對穿過固定節(jié)流閥的制冷劑的流量及低段側固定節(jié)流閥17上游側制冷劑的干度進行自行調整(平衡)。具體來說，在壓力差比較大的情況下，隨著需要在循環(huán)中循環(huán)的必需循環(huán)制冷劑流量減少，以使固定節(jié)流閥上游側制冷劑的干度變大的方式進行平衡。另一方面，在壓力差比較小的情況下，隨著必需循環(huán)制冷劑流量增加，以使固定節(jié)流閥上游側制冷劑的干度變小的方式進行平衡。但是，如果低段側固定節(jié)流閥17上游側制冷劑的干度變大，則在使室外熱交換器 20作為對制冷劑發(fā)揮吸熱作用的蒸發(fā)器發(fā)揮功能時，室外熱交換器20的制冷劑的吸熱量(冷凍能力)就會減少，循環(huán)的制冷系數(COP)惡化。所以，本實施方式中，采用即使在制熱運轉模式時因循環(huán)的負載變動而使必需循環(huán)制冷劑流量變化、低段側固定節(jié)流閥17上游側制冷劑的干度X也為0. I以下的低段側固定節(jié)流閥17，來抑制COP的惡化。也就是說，本實施方式的低段側固定節(jié)流閥17中，在熱泵循環(huán)10中產生了負載變動時所設想的范圍中，即使制冷劑循環(huán)流量及低段側固定節(jié)流閥17的出入口間壓差發(fā)生變化，也可以將低段側固定節(jié)流閥17上游側制冷劑的干度X調整為0. I以下。此外，在氣液分離器14的液相制冷劑流出端口 14d連接著固定節(jié)流閥迂回用通路18，該固定節(jié)流閥迂回用通路18使由氣液分離器14分離出的液相制冷劑繞過低段側固定節(jié)流閥17而導向室外熱交換器20側。在該固定節(jié)流閥迂回用通路18中，配置有對固定節(jié)流閥迂回用通路18進行開閉的低壓側開閉閥16b。低壓側開閉閥16b的基本的構成與中間壓側開閉閥16a相同，是利用從空調控制裝置40輸出的控制電壓來控制其開閉動作的電磁閥。另外，制冷劑穿過低壓側開閉閥16b時產生的壓力損失相對于穿過低段側固定節(jié)流閥17時產生的壓力損失來說極小。所以，從室內冷凝器12流出的制冷劑在低壓側開閉閥16b打開的情況下經固定節(jié)流閥迂回用通路18側流入室外熱交換器20，在低壓側開閉閥16b關閉的情況下經低段側固定節(jié)流閥17流入室外熱交換器20。這樣，低壓側開閉閥16b就可以切換熱泵循環(huán)10的制冷劑流路。所以，本實施方式的低壓側開閉閥16b與上述的中間壓側開閉閥16a —起構成制冷劑流路切換部。而且，作為此種制冷劑流路切換部，也可以采用電氣式的三通閥等，其對連接氣液分離器14的液相制冷劑流出端口 14d出口側與低段側固定節(jié)流閥17入口側的制冷劑回路、以及連接液相制冷劑流出端口 14d出口側與固定節(jié)流閥迂回用通路18入口側的制冷劑回路進行切換。室外熱交換器20配置于發(fā)動機罩內，使流過內部的制冷劑與從鼓風風扇21吹送的外氣進行熱交換。該室外熱交換器20是如下的熱交換器，即，至少在制熱運轉模式時，使低壓制冷劑蒸發(fā)而作為發(fā)揮吸熱作用的蒸發(fā)器發(fā)揮功能，在制冷運轉模式等時，作為使高壓制冷劑散熱的散熱器發(fā)揮功能。在室外熱交換器20的制冷劑出口側，連接著作為第三減壓部的制冷用膨脹閥22的制冷劑入口側。制冷用膨脹閥22是在制冷運轉模式等時使從室外熱交換器20流出并流入室內蒸發(fā)器23的制冷劑減壓的機構。該制冷用膨脹閥22的基本的構成與高段側膨脹閥13相同，利用從空調控制裝置40輸出的控制信號來控制其動作。在制冷用膨脹閥22的出口側連接著室內蒸發(fā)器23的制冷劑入口側。室內蒸發(fā)器23配置于室內空調組件30的空調箱31內的、室內冷凝器12的送風空氣氣流上游側，其是一種在制冷運轉模式、除濕制熱運轉模式等時通過使流過其內部的制冷劑蒸發(fā)而發(fā)揮吸熱作用來冷卻送風空氣的蒸發(fā)器(第二利用側熱交換器)。在室內蒸發(fā)器23的出口側連接著儲存器24的入口側。儲存器24是將流入其內部的制冷劑的氣液加以分離而存留剩余制冷劑的低壓側氣液分離器。此外，在儲存器24的 氣相制冷劑出口連接著壓縮機11的吸入端口 11a。所以，室內蒸發(fā)器23被以向壓縮機11的吸入端口 Ila側流出的方式連接。此外，在室外熱交換器20的制冷劑出口側連接著膨脹閥迂回用通路25，其使從室外熱交換器20流出的制冷劑繞過制冷用膨脹閥22及室內蒸發(fā)器23并導向儲存器24的入口側。在該膨脹閥迂回用通路25中，配置有對膨脹閥迂回用通路25進行開閉的制冷用開閉閥16c。制冷用開閉閥16c的基本的構成與低壓側開閉閥16b相同，利用從空調控制裝置40輸出的控制電壓來控制其開閉動作。另外，在制冷劑穿過制冷用開閉閥16c時產生的壓力損失相對于穿過制冷用膨脹閥22時產生的壓力損失來說極小。所以，從室外熱交換器20流出的制冷劑在制冷用開閉閥16c打開的情況下，經膨脹閥迂回用通路25流入儲存器24。此時，也可以將制冷用膨脹閥22的節(jié)流閥開度設為全閉。另外，在制冷用開閉閥16c打開的情況下，經制冷用膨脹閥22流入室內蒸發(fā)器23。這樣，制冷用開閉閥16c就可以切換熱泵循環(huán)10的制冷劑流路。所以，本實施方式的制冷用開閉閥16c與中間壓側開閉閥16a及低壓側開閉閥16b —起構成制冷劑流路切換部。下面，對室內空調組件30進行說明。室內空調組件30配置于車室內最前部的儀表盤(instrument panel)的內側,具有形成室內空調組件30的外殼并且在其內部形成向車室內吹送的送風空氣的空氣通路的空調箱31。此外，在該空氣通路中收容有鼓風機32、所述的室內冷凝器12、室內蒸發(fā)器23等。在空調箱31的空氣氣流最上游側配置有對車室內空氣(內氣)與車室外空氣(外氣)進行切換導入的內外氣切換裝置33。該內外氣切換裝置33是如下這樣一種內外氣調整部，即，通過利用內外氣切換風門連續(xù)地調整向空調箱31內導入內氣的內氣導入口及導入外氣的外氣導入口的開口面積，使內氣的風量與外氣的風量的風量比例連續(xù)地變化。在內外氣切換裝置33的空氣氣流下游側，配置有將經內外氣切換裝置33吸入的空氣向車室內吹送的鼓風機32。該鼓風機32是利用電動機驅動離心多葉片風扇(西洛克風扇)的電動鼓風機，由從空調控制裝置40輸出的控制電壓控制轉速(送風量)。在鼓風機32的空氣氣流下游側，所述的室內蒸發(fā)器23及室內冷凝器12相對于送風空氣的流動而言被以室內蒸發(fā)器23 —室內冷凝器12的順序配置。換言之，室內蒸發(fā)器23相對于室內冷凝器12被配置于空氣氣流上游側。另外，在空調箱31內，設有使穿過室內蒸發(fā)器23后的送風空氣繞過室內冷凝器12而流動的旁通通路35，在室內蒸發(fā)器23的空氣氣流下游側、且室內冷凝器12的空氣氣流上游側，配置有空氣混合風門(air mix door) 34。本實施方式的空氣混合風門34是如下這樣一種流量調整部，即，通過調整穿過室內蒸發(fā)器23后的送風空氣中的、穿過室內冷凝器12側的送風空氣的風量與穿過旁通通路35的風量的風量比例，由此來調整流入室內冷凝器12的送風空氣的流量(風量)，空氣混合風門34起到調整室內冷凝器12的熱交換能力的作用。另外，在室內冷凝器12及旁通通路35的空氣氣流下游側設有匯流空間36，匯流空間36是在室內冷凝器12與制冷劑熱交換而被加熱的送風空氣與穿過旁通通路35而未被加熱的送風空氣匯流的空間。 在空調箱31的空氣氣流最下游部，配置有將在匯流空間36匯流的送風空氣向作為冷卻對象空間的車室內吹出的開口孔。具體來說，作為該開口孔，設有向車輛前面窗玻璃內側面吹出空調風的除霜開口孔37a、向車室內的乘員的上半身吹出空調風的臉部開口孔37b、向乘員的腳下吹出空調風的腳部開口孔37c。所以，空氣混合風門34通過調整穿過室內冷凝器12的風量和穿過旁通通路35的風量的風量比例，從而對匯流空間36內的送風空氣進行溫度調整。而且，空氣混合風門34由未圖示的伺服電機驅動，該未圖示的伺服電機由從空調控制裝置40輸出的控制信號控制動作。此外，在除霜開口孔37a、臉部開口孔37b以及腳部開口孔37c的空氣氣流上游側，分別配置有調整除霜開口孔37a的開口面積的除霜門38a、調整臉部開口孔37b的開口面積的臉部門38b、調整腳部開口孔37c的開口面積的腳部門38c。所述除霜門38a、臉部門38b及腳部門38c對各開口孔37a 37c進行開閉，并構成切換吹出口模式的吹出口模式切換部，且借助連桿機構等由未圖示的伺服電機驅動，該未圖示的伺服電機由從空調控制裝置40輸出的控制信號控制其動作。另外，除霜開口孔37a、臉部開口孔37b以及腳部開口孔37c的空氣氣流下游側分別經形成空氣通路的導管，與設于車室內的臉部吹出口、腳部吹出口及除霜吹出口連接。而且，作為吹出口模式，有使臉部開口孔37b全開而從臉部吹出口向車室內乘員的上半身吹出空氣的臉部模式、使臉部開口孔37b和腳部開口孔37c雙方開口而向車室內乘員的上半身和腳下吹出空氣的雙向()模式、使腳部開口孔37c全開并且使除霜開口孔37a以小開度開口而主要從腳部吹出口吹出空氣的腳部模式等。下面，對本實施方式的電氣控制部進行說明?？照{控制裝置40由包括CPU、R0M以及RAM等在內的眾所周知的微機和其周邊電路構成，基于存儲于該ROM內的空調控制程序來進行各種運算、處理，并控制與輸出側連接的各種空調控制機器(壓縮機11、制冷劑流路切換部16a 16c、鼓風機32等)的動作。另外，在空調控制裝置40的輸入側，連接著檢測車室內溫度的內氣傳感器、檢測外氣溫度的外氣傳感器、檢測車室內的日照量的日照傳感器、檢測來自室內蒸發(fā)器23的流出空氣溫度(蒸發(fā)器溫度)Te的蒸發(fā)器溫度傳感器、檢測從壓縮機11噴出的高壓制冷劑壓力的噴出壓力傳感器、檢測從室內冷凝器12流出的制冷劑的溫度的冷凝器溫度傳感器、檢測吸入壓縮機11的吸入制冷劑壓力的吸入壓力傳感器等各種空調控制用的傳感器組41。此外，在空調控制裝置40的輸入側，連接有配置于車室內前部的儀表盤附近的未圖示的操作面板，輸入來自設于該操作面板上的各種空調操作開關的操作信號。作為設于操作面板上的各種空調操作開關，具體來說，設有車輛用空調裝置I的動作開關；設定車室內溫度的車室內溫度設定開關；選擇制冷運轉模式、除濕制熱運轉模式及制熱運轉模式的模式選擇開關等。而且，空調控制裝置40是將控制與其輸出側連接的各種空調控制機器的動作的控制部一體化構成的裝置，而控制各個控制對象機器的動作的結構(硬件及軟件)構成控制各個控制對象機器的動作的控制部。例如，在本實施方式中，控制壓縮機11的電動機的動作的結構構成噴出能力控制 部，控制制冷劑流路切換部16a 16c的動作的結構構成制冷劑流路控制部。此外，控制空氣混合風門34用的伺服電機的結構，也就是控制空氣混合風門34的動作的結構構成空氣混合風門控制部40a。而且，也可以將噴出能力控制部、制冷劑流路控制部及空氣混合風門控制部40a等相對于空調控制裝置40作為分立的控制裝置來構成。下面，使用圖4 圖15，對上述構成的本實施方式的車輛用空調裝置I的動作進行說明。圖4是表示作為本實施方式的車輛用空調裝置I的主程序的控制處理的流程圖。當車輛用空調裝置I的動作開關被接通(ON)時，該控制處理即開始。而且，各個流程圖中的各控制步驟構成空調控制裝置40所具有的各種功能實現(xiàn)部。首先，在步驟SI中，進行標記、計時器等的初始化、以及上述的各種電動促動器的初始對位等初始化處理(initialize)而前進到步驟S2。在該步驟SI的初始化處理中，也有將標記或運算值中的上次的車輛用空調裝置I的動作結束時存儲的值加以維持的處理。在步驟S2中，讀入利用車室內溫度設定開關設定的車室內的設定溫度Tset、及利用模式選擇開關選擇的運轉模式等操作面板的操作信號等后，前進到步驟S3。在步驟S3中，讀入空調控制所用的車輛環(huán)境狀態(tài)的信號，即，讀入上述的空調控制用的傳感器組41的檢測信號后，前進到步驟S4。在步驟S4中，算出從各種吹出口向車室內吹出的送風空氣的目標吹出溫度(目標溫度)TAO后，前進到步驟S5。具體來說，在步驟S4中，本實施方式的目標吹出溫度TAO是使用車室內設定溫度Tset、由內氣傳感器檢測出的車室內溫度(內氣溫度)Tr、由外氣傳感器檢測出的外氣溫度Tam、由日照傳感器檢出的日照量Ts而算出的。在步驟S5中，確定鼓風機32的送風能力(送風量)后，前進到步驟S6。具體來說，在步驟S5中，基于在步驟S4中確定的目標吹出溫度TA0，參照預先存儲于空調控制裝置40中的控制映射圖，確定鼓風機32的風量(具體來說是對電動機施加的鼓風機電機電壓)。更具體來說，本實施方式中，在TAO的極低溫度區(qū)域及極高溫度區(qū)域中將鼓風機電機電壓設為最大值附近的高電壓，將鼓風機32的風量控制為最大風量附近。另外，當TAO從極低溫度區(qū)域向中間溫度區(qū)域上升時，就與TAO的上升對應地減小鼓風機電機電壓，從而減小鼓風機32的風量。此外，當TAO從極高溫度區(qū)域向中間溫度區(qū)域降低時，就與TAO的降低對應地減小鼓風機電機電壓，從而減小鼓風機32的風量。另外，當TAO進入給定的中間溫度區(qū)域內時，就將鼓風機電機電壓設為最小值，從而將鼓風機32的風量設為最小值。在步驟S6中，基于操作面板的模式選擇開關的操作信號，確定運轉模式。這樣，在利用模式選擇開關選擇了制冷運轉模式時，前進到步驟S7，在選擇了除濕制熱運轉模式時，前進到步驟S8，此外，在選擇了制熱運轉模式時，前進到步驟S9，執(zhí)行各運轉模式的控制處理。在步驟S7 S9中，執(zhí)行與各運轉模式對應的控制處理，前進到步驟SlO。對于這些步驟S7 S9的控制處理的詳細內容將在后面敘述。在步驟SlO中，確定吸入口模式，即，確定內外氣切換裝置33的切換狀態(tài)后，前進到步驟S11。在步驟SlO中，基于TA0，參照預先存儲于空調控制裝置40中的控制映射圖來確定吸入口模式。在本實施方式中，基本上以導入外氣的外氣模式為優(yōu)先，然而在TAO為極低溫度區(qū)域而想要獲得高制冷性能等情況下，則選擇導入內氣的內氣模式。在步驟Sll中，確定吹出口模式后前進到步驟S12。在步驟Sll中，基于TA0，參照預先存儲于空調控制裝置40中的控制映射圖來確定吹出口模式。在本實施方式中，隨著TAO從高溫區(qū)域向低溫區(qū)域下降，將吹出口模式依次切換為腳部模式一雙向模式一臉部模式。在步驟S12中，為了獲得在上述的步驟S6 Sll中確定的控制狀態(tài)，從空調控制裝置40對與輸出側連接的各種控制對象機器輸出控制信號及控制電壓。在接下來的步驟S13中，在控制周期T的期間待機，當判定經過了控制周期I則返回步驟S2。如上所述，在圖4所示的主程序中，反復進行檢測信號及操作信號的讀入一各控制對象機器的控制狀態(tài)的確定一對各控制對象機器的控制信號及控制電壓的輸出，執(zhí)行該主程序直至要求車輛用空調裝置I的動作停止為止(例如動作開關被設為OFF)。下面，對步驟S7 S9中執(zhí)行的各運轉模式的詳情進行說明。(a)制冷運轉模式首先，對在步驟S7中執(zhí)行的制冷運轉模式進行說明。在制冷運轉模式中，空調控制裝置40將高段側膨脹閥13設為全開狀態(tài)，將制冷用膨脹閥22設為發(fā)揮減壓作用的節(jié)流狀態(tài)，此外，將中間壓側開閉閥16a設為閉閥狀態(tài)，將低壓側開閉閥16b設為開閥狀態(tài)，將制冷用開閉閥16c設為閉閥狀態(tài)。這樣，在圖4的步驟S12中，當對各控制對象機器輸出控制信號或控制電壓時，熱泵循環(huán)10就會如圖I的實線箭頭所示被切換為制冷劑流動的制冷劑流路。以該制冷劑流路的構成，基于在控制步驟S4算出的目標吹出溫度TAO及傳感器組的檢測信號，確定與空調控制裝置40的輸出側連接的各種空調控制機器的動作狀態(tài)。例如，對于壓縮機11的轉速Ne (即向壓縮機11的電動機輸出的控制信號)，如下所示地確定。首先，基于目標吹出溫度TA0，參照預先存儲于空調控制裝置40中的控制映射圖，確定室內蒸發(fā)器23的目標蒸發(fā)器吹出溫度TE0。為了防止室內蒸發(fā)器23的結霜，以達到比結霜溫度((TC )高的給定溫度(本實施方式中為TC )以上的方式來確定該目標蒸發(fā)器吹出溫度TEO。此后，基于該目標蒸發(fā)器吹出溫度TEO與由蒸發(fā)器溫度傳感器檢測出的來自室內蒸發(fā)器23的流出空氣溫度Te的偏差，使用反饋控制方法以使來自室內蒸發(fā)器23的流出空氣溫度Te接近目標蒸發(fā)器吹出溫度TEO的方式，確定壓縮機11的轉速Ne。、
另外，對于向制冷用膨脹閥22輸出的控制信號，以使流入制冷用膨脹閥22的制冷劑的過冷卻度接近目標過冷卻度的方式來確定，其中，目標過冷卻度是預先確定COP使其接近大致最大值的目標過冷卻度。另外，對于向空氣混合風門34的伺服電機輸出的控制信號，如下所示地確定。首先，利用以下的數學式F1，根據目標吹出溫度TA0、來自室內蒸發(fā)器23的流出空氣溫度Te、室內冷凝器12中的制冷劑溫度Th，算出目標開度SWd(% )，其中目標開度SWd (% )為穿過室內冷凝器12的風量與穿過旁通通路35的風量的風量比例(空氣混合開度SW)的目標值。Sffd = [TA0-(Te+a )]/[Th_(Te+a )]…Fl其中，數學式Fl中的a表示修正系數。而且，室內冷凝器12中的制冷劑溫度Th可以基于噴出壓力傳感器、以及冷凝器溫度傳感器的檢測值來算出。或者，也可以設置檢測室內冷凝器12的翅片溫度的溫度傳感器，將該溫度傳感器的檢測值作為制冷劑溫度Th。
另外，對于數學式Fl中表示的目標開度SWd，將使穿過室內蒸發(fā)器23后的送風空氣的全部流量穿過室內冷凝器12的最大制熱狀態(tài)設為100%，將使穿過室內蒸發(fā)器23后的送風空氣的全部流量穿過旁通通路35的最大制冷狀態(tài)設為0%。接下來，確定向空氣混合風門34的伺服電機輸出的控制信號，使得使用如以下的數學式F2中所示的反饋控制方法(本例中為比例控制(P控制))，以使穿過室內冷凝器12的風量與穿過旁通通路35的風量的風量比例達到目標開度SWd(% )。
u (t) = u (t_l)+K (SWd-SW)…F2其中，數學式F2中的u(t)表示本次的控制信號，u(t-l)表示上次的控制信號，K表示反饋增益，Sff表示當前的空氣混合開度(A/M開度)，Sffd表示空氣混合開度SW的目標開度。而且，在本實施方式中，無論熱泵循環(huán)10的運轉模式如何，都將反饋增益K設為一定。具體來說，在制冷運轉模式中，由于目標吹出溫度TAO變小，因此將空氣混合開度SW的目標開度SWd確定為最小開度(0%)附近。所以，對于向空氣混合風門34的伺服電機輸出的控制信號，以空氣混合風門34將室內冷凝器12的空氣通路閉塞、并使穿過室內蒸發(fā)器23后的送風空氣的全部流量穿過旁通通路35的方式進行確定。此后，將如上所述確定的控制信號等向各種空調控制機器輸出。其后，在圖4的步驟S6中，在每個給定控制周期中，反復進行上述的檢測信號及操作信號的讀入一目標吹出溫度TAO的算出一各種空調控制機器的動作狀態(tài)確定一控制電壓及控制信號的輸出這樣的控制程序，直至運轉模式被切換為除濕制熱運轉模式或者制熱運轉模式、或者直至通過操作面板的操作信號等要求車輛用空調裝置的動作停止。所以，在制冷運轉模式的熱泵循環(huán)10中，如圖5的莫里爾圖所示，從壓縮機11的噴出端口 Ilc噴出的高壓制冷劑(圖5的a5點)流入室內冷凝器12。此時，由于空氣混合風門34將室內冷凝器12的空氣通路閉塞，因此流入室內冷凝器12的制冷劑基本上不向送風空氣散熱，而從室內冷凝器12流出。從室內冷凝器12流出的制冷劑依照高段側膨脹閥13 —氣液分離器14 —低壓側開閉閥16b的順序流入室外熱交換器20。更具體來說，從室內冷凝器12流出的制冷劑由于高段側膨脹閥13為全開狀態(tài)，因此在高段側膨脹閥13基本上不會被減壓而流出，并從氣液分離器14的制冷劑流入端口 14b向氣液分離器14內流入。這里，在室內冷凝器12中，由于制冷劑基本上不會向送風空氣散熱，因此流入氣液分離器14的制冷劑為氣相狀態(tài)。所以，不會有在氣液分離器14中將制冷劑的氣液分離的情況，氣相制冷劑從液相制冷劑流出端口 14d流出。此外，由于中間壓側開閉閥16a為閉閥狀態(tài)，因此不會有氣相制冷劑從氣相制冷劑流出端口 14c流出的情況。由于低壓側開閉閥16b為開閥狀態(tài)，因此從液相制冷劑流出端口 14d流出的氣相制冷劑不會向低段側固定節(jié)流閥17側流入，而是經固定節(jié)流閥迂回用通路18流入室外熱交換器20。流入室外熱交換器20的低壓制冷劑與由鼓風風扇21吹送的外氣進行熱交換而散熱(圖5的a5點一b5點)。由于制冷用開閉閥16c為閉閥狀態(tài)，因此從室外熱交換器20流出的制冷劑被等焓地減壓膨脹(圖5的b5點一C5點)，直至流入處于節(jié)流狀態(tài)的制冷用膨脹閥22而成為低壓制冷劑為止。此后，由制冷用膨脹閥22減壓了的低壓制冷劑流入室內蒸發(fā)器23，并從由鼓風機32吹送的送風空氣中吸熱而蒸發(fā)(圖5的C5點一d5點)。這樣，送風空氣就被冷卻。
從室內蒸發(fā)器23流出的制冷劑流入儲存器24而被氣液分離。此后，分離出的氣相制冷劑被從壓縮機11的吸入端口 lla(圖5的e5點)吸入，然后依照低段側壓縮機構一高段側壓縮機構的順序被再次壓縮(圖5的e5點一al5點一a5點)。而且，圖5中d5點與e5點不同的理由是因為，在從儲存器24到壓縮機11的吸入端口 Ila的制冷劑配管中流通的氣相制冷劑產生了壓力損失。所以，在理想的循環(huán)中，最好d5點與e5點一致。這在以下的莫里爾圖中也是相同的。如上所述，在制冷運轉模式中，由于用空氣混合風門34將室內冷凝器12的空氣通路閉塞，因此可以將由室內蒸發(fā)器23冷卻了的送風空氣向車室內吹出。這樣，就可以實現(xiàn)車室內的制冷。另外，從上述的說明可以清楚地看到，在制冷運轉模式(冷卻運轉模式)中，使從作為第一利用側熱交換器的室內冷凝器12流出的制冷劑經作為第一減壓部的高段側膨脹閥13及氣液分離器14，依照室外熱交換器20 —作為第三減壓部的制冷用膨脹閥22 —作為第二利用側熱交換器的室內蒸發(fā)器23 —儲存器24的順序流動。(b)除濕制熱運轉模式下面，對在步驟S8中執(zhí)行的除濕制熱運轉模式進行說明。在除濕制熱運轉模式中，將高段側膨脹閥13設為全開狀態(tài)或節(jié)流狀態(tài)，將制冷用膨脹閥22設為全開狀態(tài)或節(jié)流狀態(tài)，此外，將中間壓側開閉閥16a設為閉閥狀態(tài)，將低壓側開閉閥16b設為開閥狀態(tài)，將制冷用開閉閥16c設為閉閥狀態(tài)。這樣，熱泵循環(huán)10就會如與制冷運轉模式相同的圖I的實線箭頭所示被切換為制冷劑流動的制冷劑流路。另外，對于壓縮機11的轉速Ne，以如下方式進行決定利用反饋控制方法等使從壓縮機11的噴出端口 Ilc到高段側膨脹閥13的入口側的熱泵循環(huán)10的高壓側制冷劑壓力Pd接近目標高壓TPd。該目標高壓Td是基于目標吹出溫度TA0，參照預先存儲于空調控制裝置40中的控制映射圖，以使向車室內吹出的送風空氣達到目標吹出溫度TAO的方式確定的。另外，在除濕制熱運轉模式中，由于基本上以使室內冷凝器12中的制冷劑溫度Th接近目標吹出溫度TAO的方式進行控制，因此將空氣混合開度SW的目標開度SWd確定為最大開度(100% )。所以，對于向空氣混合風門34的伺服電機輸出的控制信號，以使空氣混合風門34將旁通通路35閉塞，并使穿過室內蒸發(fā)器23后的送風空氣的全部流量穿過室內冷凝器12的方式進行確定。此外，在本實施方式的除濕制熱模式中，根據設定溫度與外氣溫度的溫差，使高段側膨脹閥13及制冷用膨脹閥22的節(jié)流閥開度變化。具體來說，隨著前述的目標吹出溫度TAO的上升，執(zhí)行從第一除濕制熱模式到第四除濕制熱模式的4階段的除濕制熱模式。(b)-l :第一除濕制熱模式在第一除濕制熱模式中，將高段側膨脹閥13設為全開狀態(tài)，將制冷用膨脹閥22設為節(jié)流狀態(tài)。所以，對于循環(huán)構成(制冷劑流路)而言，雖然與制冷運轉模式完全相同，然而由于空氣混合風門34是使室內冷凝器12的空氣通路全開的最大開度(100% )，因此對于在循環(huán)中循環(huán)的制冷劑的狀態(tài)來說如圖6的莫里爾圖所示那樣變化。S卩，如圖6所示，從壓縮機11的噴出端口 Ilc噴出的高壓制冷劑(圖6的&6點)流入室內冷凝器12，并與在室內蒸發(fā)器23中被冷卻、除濕了的送風空氣進行熱交換而散熱 (圖6的a6點一bl6點)。這樣，送風空氣被加熱。從室內冷凝器12流出的制冷劑與制冷運轉模式同樣，依照高段側膨脹閥13 —氣液分離器14—低壓側開閉閥16b的順序流動并流入室外熱交換器20。此后，流入室外熱交換器20的低壓制冷劑與由鼓風風扇21吹送的外氣進行熱交換而散熱(圖6的bl6點一b26點)。以后的動作與制冷運轉模式相同。如上所述，在第一除濕制熱模式時，可以將由室內蒸發(fā)器23冷卻并除濕了的送風空氣在室內冷凝器12加熱后向車室內吹出。這樣，就可以實現(xiàn)車室內的除濕制熱。(b)-2 :第二除濕制熱模式然后，在第一除濕制熱模式的執(zhí)行中，在目標吹出溫度TAO高于預先設定的第一基準溫度時，執(zhí)行第二除濕制熱模式。在第二除濕制熱模式中，將高段側膨脹閥13設為節(jié)流狀態(tài)，將制冷用膨脹閥22的節(jié)流閥開度設為比第一除濕制熱模式增加了的節(jié)流狀態(tài)。所以，在第二除濕制熱模式中，對于在循環(huán)中循環(huán)的制冷劑的狀態(tài)來說，如圖7的莫里爾圖所示那樣變化。S卩，如圖7所示，從壓縮機11的噴出端口 Ilc噴出的高壓制冷劑(圖7的a7點)與第一除濕制熱模式相同，流入室內冷凝器12，與在室內蒸發(fā)器23中被冷卻、除濕了的送風空氣進行熱交換而散熱(圖7的a7點一bl7點)。這樣，送風空氣就被加熱。從室內冷凝器12流出的制冷劑由處于節(jié)流狀態(tài)的高段側膨脹閥13被等焓地減壓(圖7的bl7點一b27點)，直至變?yōu)橹虚g壓制冷劑為止。由高段側膨脹閥13減壓了的中間壓制冷劑依照氣液分離器14 —低壓側開閉閥16b的順序流動而流入室外熱交換器20。此后，流入室外熱交換器20的低壓制冷劑與由鼓風風扇21吹送的外氣進行熱交換而散熱(圖7的b27點一b37點)。以后的動作與制冷運轉模式相同。如上所述，在第二除濕制熱模式中，與第一除濕制熱模式時相同，可以將在室內蒸發(fā)器23中被冷卻、除濕了的送風空氣在室內冷凝器12中加熱后向車室內吹出。這樣，就可以實現(xiàn)車室內的除濕制熱。此時，在第二除濕制熱模式中，由于將高段側膨脹閥13設為節(jié)流狀態(tài)，因此相對于第一除濕制熱模式，可以降低流過室外熱交換器20的制冷劑的溫度。所以，可以縮小室外熱交換器20中的制冷劑的溫度與外氣溫度的溫差，減少室外熱交換器20中的制冷劑的
散熱量。
其結果是，可以增加室內冷凝器12中的制冷劑的散熱量，與第一除濕制熱模式相比可以提聞室內冷凝器12的送風空氣的加熱能力。(b)-3:第三除濕制熱模式接下來，在第二除濕制熱模式的執(zhí)行中，在目標吹出溫度TAO高于預先設定的第二基準溫度時，執(zhí)行第三除濕制熱模式。在第三除濕制熱模式中，將高段側膨脹閥13的節(jié)流閥開度設為比第二除濕制熱模式縮小了的節(jié)流狀態(tài)，使制冷用膨脹閥22的節(jié)流閥開度比第二除濕制熱模式增加。所以，在第三除濕制熱模式中，對于在循環(huán)中循環(huán)的制冷劑的狀態(tài)來說，如圖8的莫里爾圖所示那樣變化。S卩，如圖8所示，從壓縮機11的噴出端口 Ilc噴出的高壓制冷劑(圖8的a8點)與第一、第二除濕制熱模式同樣，流入室內冷凝器12，與在室內蒸發(fā)器23中被冷卻、除濕了的送風空氣進行熱交換而散熱(圖8的a8點一b8點)。這樣，送風空氣就被加熱。
從室內冷凝器12流出的制冷劑由處于節(jié)流狀態(tài)的高段側膨脹閥13被等焓地減壓(圖8的b8點一Cl8點)，直至變?yōu)闇囟鹊陀谕鈿鉁囟鹊闹虚g壓制冷劑為止。由高段側膨脹閥13減壓了的中間壓制冷劑依照氣液分離器14—低壓側開閉閥16b的順序流動而流入室外熱交換器20。此后，流入室外熱交換器20的低壓制冷劑與由鼓風風扇21吹送的外氣進行熱交換而散熱(圖8的Cl8點一c28點)。繼而，從室外熱交換器20流出的制冷劑在制冷用膨脹閥22中被等焓地減壓(圖8的c28點一c38點)，流入室內蒸發(fā)器23。以后的動作與制冷運轉模式相同。如上所述，在第三除濕制熱模式中，與第一、第二除濕制熱模式時同樣，可以將在室內蒸發(fā)器23中被冷卻、除濕了的送風空氣在室內冷凝器12中加熱后向車室內吹出。這樣，就可以實現(xiàn)車室內的除濕制熱。此時，在第三除濕制熱模式中，由于通過減小高段側膨脹閥13的節(jié)流閥開度，使室外熱交換器20作為蒸發(fā)器而發(fā)揮作用，因此相對于第二除濕制熱模式而言，可以增加制冷劑從外氣中吸收的吸熱量，增加室內冷凝器12中的制冷劑的散熱量。其結果是，與第二除濕制熱模式相比，可以提高室內冷凝器12的送風空氣的加熱能力。(b)-4:第四除濕制熱模式然后，在第三除濕制熱模式的執(zhí)行中，在目標吹出溫度TAO高于預先設定的第三基準溫度時，執(zhí)行第四除濕制熱模式。在第四除濕制熱模式中，將高段側膨脹閥13的節(jié)流閥開度設為比第三除濕制熱模式縮小了的節(jié)流狀態(tài)，將制冷用膨脹閥22設為全開狀態(tài)。所以，在第四除濕制熱模式中，對于在循環(huán)中循環(huán)的制冷劑的狀態(tài)來說，如圖9的莫里爾圖所示那樣變化。S卩，如圖9所示，從壓縮機11的噴出端口 Ilc噴出的高壓制冷劑(圖9的a9點)與第一、第二除濕制熱模式同樣，流入室內冷凝器12，與在室內蒸發(fā)器23中被冷卻、除濕了的送風空氣進行熱交換而散熱(圖9的a9點一b9點)。這樣，送風空氣就被加熱。
從室內冷凝器12流出的制冷劑由處于節(jié)流狀態(tài)的高段側膨脹閥13被等焓地減壓(圖9的b9點一Cl9點)，直至變?yōu)闇囟鹊陀谕鈿鉁囟鹊牡蛪褐评鋭橹埂Ｓ筛叨蝹扰蛎涢y13減壓了的中間壓制冷劑依照氣液分離器14 —低壓側開閉閥16b的順序流動而流入室外熱交換器20。
此后，流入室外熱交換器20的低壓制冷劑與由鼓風風扇21吹送的外氣進行熱交換而散熱(圖9的Cl9點一c29點)。繼而，由于制冷用膨脹閥22為全開狀態(tài)，因此從室外熱交換器20流出的制冷劑不被減壓地流入室內蒸發(fā)器23。以后的動作與制冷運轉模式相同。如上所述，在第四除濕制熱模式中，與第一 第三除濕制熱模式時相同，可以將在室內蒸發(fā)器23中被冷卻、除濕了的送風空氣在室內冷凝器12中加熱后向車室內吹出。這樣，就可以實現(xiàn)車室內的除濕制熱。此時，在第四除濕制熱模式中，與第三除濕制熱模式相同，使室外熱交換器20作為蒸發(fā)器發(fā)揮作用，并且與第三除濕制熱模式相比縮小高段側膨脹閥13的節(jié)流閥開度，因此可以降低室外熱交換器20中的制冷劑蒸發(fā)溫度。所以，相對于第三除濕制熱模式而言，可以擴大室外熱交換器20中的制冷劑的溫 度與外氣溫度的溫差，增加在室外熱交換器20中制冷劑從外氣吸收的吸熱量。其結果是，與第三除濕制熱模式相比，可以增加室內冷凝器12中的制冷劑的散熱量，可以提高室內冷凝器12的送風空氣的加熱能力。(c)制熱運轉模式下面，使用圖10 圖15，對步驟S9中執(zhí)行的制熱運轉模式的詳情進行說明。而且，圖10 圖14是表示制熱運轉模式時執(zhí)行的控制流程的流程圖。首先，在圖10的步驟S91中，確定制熱運轉模式中的各膨脹閥13、22、空氣混合風門34、制冷劑流路切換部16a 16c等的控制狀態(tài)。具體來說，將高段側膨脹閥13設為使制冷劑減壓的節(jié)流狀態(tài)，將制冷用膨脹閥22設為全閉狀態(tài)，此外，將中間壓側開閉閥16a設為開閥狀態(tài)，將低壓側開閉閥16b設為閉閥狀態(tài)，將制冷用開閉閥16c設為開閥狀態(tài)。另外，對于壓縮機11的轉速Ne，以如下方式進行決定，即利用反饋控制方法等使從壓縮機11的噴出端口 Ilc到高段側膨脹閥13的入口側的熱泵循環(huán)10的高壓側制冷劑壓力Pd接近目標高壓TPd的方式。另外，在制熱運轉模式中，由于基本上以使室內冷凝器12中的制冷劑溫度Th接近目標吹出溫度TAO的方式進行控制，因此將空氣混合開度SW的目標開度SWd確定為最大開度(100% )。所以，對于向空氣混合風門34的伺服電機輸出的控制信號，以使空氣混合風門34將旁通通路35閉塞、并使穿過室內蒸發(fā)器23后的送風空氣的全部流量穿過室內冷凝器12的方式進行確定。這樣，在圖4的步驟S12中，當對各控制對象機器輸出控制信號或控制電壓時，熱泵循環(huán)10就如圖2的實線所示被切換為制冷劑流動的制冷劑流路。在接下來的步驟S92中，確定從壓縮機11的噴出端口 Ilc到高段側膨脹閥13的入口側的熱泵循環(huán)10的高壓側制冷劑壓力Pd的目標高壓TPd，前進到步驟S93。該目標高壓TPd是基于在圖4的步驟S4中確定的目標吹出溫度TA0，參照預先存儲于空調控制裝置40中的控制映射圖，以使送風空氣達到目標吹出溫度TAO的方式確定的。在步驟S93中，判定當前的壓縮機11的轉速Ne是否上升到根據壓縮機11的耐久性預先確定的最大轉速Ncmax,即，判定是否是Ne = Ncmax0在步驟S93中，在不是Ne =Ncmax的情況下,前進到步驟S94,執(zhí)行過冷控制。另一方面,在Ne = Ncmax的情況下,前進到步驟S95。這里，對于在步驟S94中執(zhí)行的過冷控制，使用圖11的流程圖進行說明。該過冷控制是在步驟S93中并非Ne = Ncmax的情況下，即，在可以使壓縮機11的制冷劑噴出能力比現(xiàn)在的能力進一步增加的情況下執(zhí)行的控制。也就是說，是對應于上述的以往技術的正?？刂频目刂?。首先，在圖11的步驟S941中，確定室內冷凝器12流出制冷劑的目標過冷卻度TSC,前進到步驟S942。具體來說，該目標過冷卻度TSC是基于室內冷凝器12流出制冷劑的溫度及壓力，以使循環(huán)效率(COP)達到最大的方式確定的。在步驟S942中，判定基于室內冷凝器12流出制冷劑的溫度及壓力而算出的當前的室內冷凝器12流出制冷劑的過冷卻度SC是否比目標過冷卻度TSC低。在步驟S942中， 在當前的過冷卻度SC比目標過冷卻度TSC低的情況下，前進到步驟S944，在當前的過冷卻度SC不低于目標過冷卻度TSC的情況下，前進到步驟S943。這里，本實施方式的過冷卻度SC是由當前的液相制冷劑的溫度與相同壓力的飽和液狀態(tài)的制冷劑的溫差的絕對值來定義的。所以，隨著過冷卻度SC的上升，實際的液相制冷劑的溫度就會降低。于是，在步驟S943中，使高段側膨脹閥13的閥開度相對于當前的閥開度增加預先設定的給定開度后返回步驟S98。這樣，過冷卻度SC就會降低而接近目標過冷卻度TSC。在步驟S944中，判定高段側膨脹閥13的當前的閥開度是否比最小閥開度大。在步驟S944中，在高段側膨脹閥13的當前的閥開度大于最小閥開度的情況下，前進到步驟S945，使高段側膨脹閥13的閥開度相對于當前的閥開度減少預先設定的給定開度，返回步驟S98。這樣，過冷卻度SC就會上升，接近目標過冷卻度TSC。另一方面，在步驟S944中，在高段側膨脹閥13的當前的閥開度不比最小閥開度大(即，當前的閥開度是最小閥開度)的情況下，由于無法比當前的值進一步減少閥開度，因此維持當前的閥開度，返回步驟S98。也就是說，在步驟S94中執(zhí)行的過冷控制中，在可以使壓縮機11的制冷劑噴出能力比現(xiàn)在的能力進一步增加的情況下，通過調整高段側膨脹閥13的閥開度而使過冷卻度SC接近目標過冷卻度TSC，由此來進行使循環(huán)效率接近最大的控制。然后，在圖10的步驟S95中，判定高段側膨脹閥13的當前的閥開度是否比最大閥開度(全開狀態(tài))小。在步驟S95中，在高段側膨脹閥13的當前的閥開度比最大閥開度小的情況下，前進到步驟S96，執(zhí)行干度控制，在不比最大閥開度小(即，當前的閥開度是最大閥開度)的情況下，前進到步驟S97，執(zhí)行空氣混合風量控制(A/M風量控制)。對于在步驟S96中執(zhí)行的干度控制，使用圖12的流程圖進行說明。該干度控制是在可以通過使高段側膨脹閥13的閥開度比當前的開度進一步增加從而可使室內冷凝器12流出制冷劑成為氣液二相狀態(tài)的情況下執(zhí)行的控制。也就是說，對應于上述的以往技術的能力不足時執(zhí)行的控制。首先，在步驟S961中，判定當前的高壓側制冷劑壓力Pd是否低于在步驟S92中確定的目標高壓TPd。在步驟S961中，在判定為當前的高壓側制冷劑壓力Pd低于目標高壓TPd的情況下，前進到步驟S962，在判定為當前的高壓側制冷劑壓力Pd不比目標高壓TPd低(即，當前的高壓側制冷劑壓力Pd是目標高壓TPd以上)的情況下，前進到步驟S964。
在步驟S962中，判定高段側膨脹閥13的當前的閥開度是否比最大閥開度(全開狀態(tài))小。在步驟S962中，在判定為高段側膨脹閥13的當前的閥開度比最大閥開度小的情況下，前進到步驟S963，使高段側膨脹閥13的閥開度相對于當前的閥開度增加預先設定的給定開度，然后返回步驟S98。另一方面，在步驟S962中，在判定為高段側膨脹閥13的當前的閥開度不比最大閥開度小(即，當前的閥開度是最大閥開度)的情況下，由于無法比現(xiàn)在的值進一步增加閥開度，因此維持當前的閥開度，返回步驟S98。另外，在步驟S964中，判定高段側膨脹閥13的當前的閥開度是否大于最小閥開度。在步驟S964中，在判定為高段側膨脹閥13的當前的閥開度大于最小閥開度的情況下，前進到步驟S965，使高段側膨脹閥13的閥開度相對于當前的閥開度減少預先確定的給定開度后，返回步驟S98。另一方面，在步驟S964中，在判定為高段側膨脹閥13的當前的閥開度不比最小閥 開度大(即，當前的閥開度是最小閥開度)的情況下，由于無法比現(xiàn)在的值進一步減少閥開度，因此維持當前的閥開度，返回步驟S98。也就是說，在步驟S96中執(zhí)行的干度控制中，在無法使壓縮機11的制冷劑噴出能力比當前的能力進一步增加的情況下，通過增加高段側膨脹閥13的閥開度，增加室內冷凝器12流出制冷劑的干度，從而增加從壓縮機11的中間壓端口 Ilb流入的制冷劑流量(注氣量)，將送風空氣升溫到目標吹出溫度TA0。下面，使用圖13的流程圖，對圖10的步驟S97中執(zhí)行的空氣混合風量控制進行說明。該空氣混合風量控制是在如下的情況下執(zhí)行的控制，即，壓縮機11的轉速Ne為最大轉速Ncmax，并且高段側膨脹閥13的當前的閥開度為最大閥開度的情況，也就是在壓縮機11的轉速控制及高段側膨脹閥13的閥開度控制中，無法使送風空氣升溫到目標吹出溫度TAO的情況。首先，在步驟S971中，判定當前的高壓側制冷劑壓力Pd是否高于在步驟S92中確定的目標高壓TPd。在步驟S971中，在判定為當前的高壓側制冷劑壓力Pd高于目標高壓TPd的情況下，前進到步驟S972，在判定為當前的高壓側制冷劑壓力Pd不在目標高壓TPd以上的情況下，前進到步驟S974。在步驟S972中，判定當前的空氣混合風門34的開度SW是否比預先設定的基準開度大。該基準開度例如被確定為在制熱運轉模式時實際上可被設定的最小的空氣混合開度(例如，50% )。而且，如果使空氣混合風門34減小開度SW，則穿過旁通通路35的送風空氣的風量就會增加，穿過室內冷凝器12的送風空氣的風量減少，如果使空氣混合風門34增加開度SW，則穿過旁通通路35的送風空氣的風量就會減少，穿過室內冷凝器12的送風空氣量增加。在步驟S972中，在判定為當前的空氣混合開度SW大于基準開度的情況下，前進到步驟S973，以使空氣混合風門開度SW減少預先設定的給定開度的方式變更目標開度SWd，返回步驟S98。具體來說，在步驟S973中，將相對于用數學式Fl算出的目標開度SWd來說小給定值的值變更為目標開度SWd’，以使空氣混合風門開度SW接近變更后的目標開度SWd’的方式，利用反饋控制方法確定對空氣混合風門34的伺服電機的控制信號。另一方面，在步驟S972中，在判定為當前的空氣混合開度SW不比基準開度大的情況下，相比于當前的值不減小空氣混合開度SW，維持當前的開度SW，返回步驟S98。另外，在步驟S974中，使空氣混合風門開度SW增加預先設定的給定開度，然后返回步驟S98。此后，在圖10的步驟S98中，以使高壓側制冷劑壓力Pd接近目標高壓TPd的方式，利用反饋控制方法確定壓縮機11的轉速Ne。對于壓縮機11的轉速Ne的確定，使用圖14的流程圖進行說明。首先，在步驟S981中，判定當前的高壓側制冷劑壓力Pd是否比在步驟S92中確定的目標高壓TPd低。在步驟S981中，在判定為當前的高壓側制冷劑壓力Pd低于目標高壓TPd的情況下，前進到步驟S982，判定當前的壓縮機11的轉速Ne是否低于最大轉速Ncmax。在步驟S982中，在判定為當前的壓縮機11的轉速Ne低于最大轉速Ncmax時，前進到步驟S983，使壓縮機11的轉速Ne增加預先設定的給定轉速，返回圖4的步驟S10。另一方面，在步驟S982中，在判定為當前的壓縮機11的轉速Ne不低于最大轉速 Ncmax(即，當前的壓縮機11的轉速是最大轉速Ncmax)時，由于無法比當前的值進一步增加壓縮機11的轉速Ne，因此維持當前的轉速Ne，返回圖4的步驟S10。另外，在步驟S981中，在判定為當前的高壓側制冷劑壓力Pd不低于目標高壓TPd的情況下，前進到步驟S984，使壓縮機11的轉速Ne減少預先設定的給定轉速，返回圖4的步驟SlO。在制熱運轉模式中，由于如上所述地執(zhí)行控制流程，因此在熱泵循環(huán)10中，制冷劑的狀態(tài)如圖15的莫里爾圖所示那樣變化。而且，在圖15中，將過冷控制時的制冷劑的狀態(tài)的變化用粗實線表示，將從過冷控制時轉移到干度控制時的制冷劑的狀態(tài)的變化用粗虛線表示，此外，將從干度控制轉移到空氣混合風量控制時的制冷劑的狀態(tài)的變化用粗單點劃線表示。首先，若在制熱運轉模式時執(zhí)行在控制步驟S94(圖11)中說明的過冷控制，則從壓縮機11的噴出端口 Ilc噴出的高壓制冷劑(圖15的a15點)就會流入室內冷凝器12。流入室內冷凝器12的制冷劑與由鼓風機32吹送而穿過室內蒸發(fā)器23的送風空氣進行熱交換而散熱(圖15的a15點一b15點)。這樣，送風空氣就被加熱。從室內冷凝器12流出的制冷劑在處于節(jié)流狀態(tài)的高段側膨脹閥13被等焓地減壓膨脹(圖15的b15點一Cl15點)，直至變?yōu)橹虚g壓制冷劑為止。此后，由高段側膨脹閥13減壓了的中間壓制冷劑在氣液分離器14中被氣液分離(圖15的Cl15點一c215點、Cl點
~^ c3i5 )。由于中間壓側開閉閥16a為開閥狀態(tài)，因此在氣液分離器14中分離出的氣相制冷劑經中間壓制冷劑通路15，流入壓縮機11的中間壓端口 llb(圖15的c215點一a215點)，與低段側壓縮機構噴出制冷劑(圖15的al15點)匯流，并被吸入高段側壓縮機構。另一方面，由于低壓側開閉閥16b為閉閥狀態(tài)，因此在氣液分離器14中分離出的液相制冷劑流入低段側固定節(jié)流閥17而被等焓地減壓膨脹(圖15的c315點一c415點)，直至變?yōu)榈蛪褐评鋭橹?。從低段側固定?jié)流閥17流出的制冷劑流入室外熱交換器20，并與由鼓風風扇21吹送的外氣進行熱交換而吸熱(圖15的c415點一d15點)。由于制冷用開閉閥16c為開閥狀態(tài)，因此從室外熱交換器20流出的制冷劑經膨脹閥迂回用通路25，流入儲存器24后被氣液分離。此后，被分離出的氣相制冷劑被從壓縮機11的吸入端口 lla(圖15的e15點)吸入而被再次壓縮。另一方面，被分離出的液相制冷劑被作為并非為發(fā)揮循環(huán)所被要求的冷凍能力而必需的剩余制冷劑而存留在儲存器24內。所以，在制熱運轉模式時的過冷控制中，可以在室內冷凝器12中使從壓縮機11中噴出的高溫高壓制冷劑所具有的熱向送風空氣放出，將加熱了的室內送風空氣向車室內吹出。這樣，就可以實現(xiàn)車室內的制熱。此時，在過冷控制中，以使室內冷凝器12流出制冷劑(圖15的b15點)成為過冷卻液相制冷劑的方式進行控制，可以使循環(huán)效率接近最大。此外，在過冷控制時，當即使將壓縮機11的轉速Ne增加到最大轉速Ne，也無法在室內冷凝器12中發(fā)揮出使向車室內吹出的送風空氣的溫度上升到目標吹出溫度TAO的加熱能力時，從過冷控制轉移到在控制步驟S96(圖12)中說明了的干度控制。當轉移到干度控制時，制冷劑的狀態(tài)即如圖15的粗虛線所示那樣變化。而且，在圖15中，作為干度控制時的制冷劑的狀態(tài)的符號，對與過冷控制相同的狀態(tài)的制冷劑的符號加上“’ ”后表不。在該干度控制中，由于使高段側膨脹閥13的閥開度增加，使室內冷凝器12流出制冷劑的干度增加，因此室內冷凝器12流出制冷劑的狀態(tài)向圖15的b’ 15點變化。此外，從壓縮機11的中間壓端口 Ilb流入的制冷劑壓力(圖15的c2’15點以外)以及從壓縮機11的噴出端口 Ilc噴出的制冷劑壓力(圖15的a’ 15點以外)相對于過冷控制時來說上升。所以，相對于過冷控制時，可以使壓縮機11噴出制冷劑的溫度上升，從而擴大流過室內冷凝器12的高壓制冷劑的溫度與流入室內冷凝器12的送風空氣的溫差，并且可以增加從壓縮機11的中間壓端口 Ilb流入的氣相制冷劑流量(注氣量)。其結果是，在干度控制時，相對于過冷控制時，可以提高室內冷凝器12中的送風空氣的加熱能力。但是，在干度控制中，雖然如上所述，有望向上增加室內冷凝器12中的加熱能力，然而相對于過冷控制時，室內冷凝器12的出入口間焓差降低(圖15的a15點與b15點的焓差一a’ 15點與b’ 15點的焓差)，因此當高段側膨脹閥13的開度從一定的值起進一步增加時，就會有無法增加加熱能力的情況。所以，在本實施方式中，在干度控制時，在即使使高段側膨脹閥13的閥開度增加到最大閥開度，也無法在室內冷凝器12中發(fā)揮出使向車室內吹出的送風空氣的溫度上升到目標吹出溫度TAO的加熱能力時，即，在干度控制時向車室內吹出的送風空氣的溫度達到目標吹出溫度TAO以下時，就從干度控制轉移到在控制步驟S97(圖13)中說明的空氣混合風量控制。當轉移到空氣混合風量控制時，制冷劑的狀態(tài)即如圖15的粗單點劃線所示那樣變化。而且，在圖15中，對與過冷控制相同的狀態(tài)的制冷劑的符號加上“””后表示。在該空氣混合風量控制中，使空氣混合風門34的開度SW減少，使穿過室內蒸發(fā)器23后的送風空氣的一部分流入旁通通路35側。這樣，相對于過冷控制及干度控制時，流入室內冷凝器12的送風空氣的風量減少，在室內冷凝器12中送風空氣所吸收的吸熱量、即在室內冷凝器12中制冷劑向送風空氣放出的散熱量暫時減少。由此，實質上室內冷凝器12的熱交換能力降低，熱泵循環(huán)10的循環(huán)平衡以使室內冷凝器12內的制冷劑壓力上升的方式取得平衡(圖15的a”15點、b”15點)。所以，壓縮機11噴出制冷劑的溫度上升，從而可以擴大流過室內冷凝器12的制冷劑的溫度與流入室內冷凝器12的送風空氣的溫差。此外，可以增加壓縮機11的高段側壓縮機構的壓縮行程(即，以圖15的a2’ 15點、—3”15點表示的、從中間壓端口 Ilb到噴出端口 IlC的范圍的壓縮行程)的壓縮功量，相對于干度控制，可以增大室內冷凝器12的出入口間焓差(圖15的Aic2’15— Aic2”15)。其結果是，在空氣混合風量控制時，相對于干度控制時，可以提高室內冷凝器12的送風空氣的加熱能力。對于由該空氣混合風量控制帶來的加熱能力的提高效果，使用圖16A、圖16B、圖17進行說明。而且，圖16A、16B是使用了圖I、圖2的室內空調組件30部分的說明圖。圖16A表示過冷控制時及干度控制時，16B表示空氣混合風量控制時。另外，圖17是表示從過冷控制向干度控制轉移時及從干度控制向空氣混合風量控制轉移時的、循環(huán)內的制冷劑的狀態(tài)的變化的圖。如圖16A所示，在過冷控制時及干度控制時，由于空氣混合風門34達到將旁通通路35閉塞的最大開度(100%)，因此與向車室內吹出送風空氣的各吹出口連通的匯流空間36內的送風空氣溫度(圖16A的以虛線表示的區(qū)域的送風空氣溫度)是與在室內冷凝器12中被加熱了的送風空氣等同的溫度。 另一方面，如圖16B所示，在空氣混合風量控制時，由于空氣混合風門34的開度SW減少，因此匯流空間36內的送風空氣溫度(圖16B的以虛線表示的區(qū)域的送風空氣溫度)是將在室內冷凝器12中被加熱了的高溫度的送風空氣與穿過旁通通路35的低溫度的送風空氣混合后的溫度。此時，在空氣混合風量控制時，如圖17的圖所示，可以增加在高段側壓縮機的吸入側制冷劑與噴出側制冷劑的焓差Aic2上乘以壓縮機11噴出流量(Grl+Gr2)而得的壓縮功量的增加量的散熱量。所以，可以使匯流空間36內的送風空氣溫度比過冷控制時或干度控制時上升。也就是說，在本實施方式的空氣混合風量控制時，相對于過冷控制時或干度控制時，可以在不減少流入匯流空間36的送風空氣的風量的情況下，即，在不減少向車室內吹出的送風空氣的風量的情況下，升高送風空氣的溫度，在這一點上極為有效。(第二實施方式)在本實施方式中，對相對于第一實施方式來說變更了制熱運轉模式(控制步驟S9)的控制形態(tài)的例子進行說明。具體來說，在本實施方式的步驟S9中，如圖18、圖19所示，執(zhí)行鼓風機風量控制。而且，圖18、圖19是分別對應于第一實施方式的圖10、圖13的流程圖，對進行與第一實施方式相同的控制處理的控制步驟，使用相同的符號。該做法在以下的流程圖中也相同。具體來說，在本實施方式的圖18所示的步驟S9中，將第一實施方式的步驟S97變更為步驟S970，執(zhí)行鼓風機風量控制。使用圖19的流程圖對該鼓風機風量控制進行說明。鼓風機風量控制是在無法用壓縮機11的轉速控制(過冷控制)及高段側膨脹閥13的閥開度控制(干度控制)使送風空氣升溫到目標吹出溫度TAO的情況下執(zhí)行的控制。首先，在步驟S971中，與第一實施方式相同，判定當前的高壓側制冷劑壓力Pd是否高于在步驟S92中確定的目標高壓TPd，在TPd < Pd的情況下，前進到步驟S9721，在不是TPd < Pd的情況下，前進到步驟S9741。在步驟S9721中，判定在步驟S5中確定的當前的鼓風機32的風量(目標風量)是否大于最小風量。在步驟S9721中，在判定為當前的鼓風機32的目標風量大于最小風量的情況下，前進到步驟S9731，使鼓風機32的目標風量減少預先設定的給定風量后，返回圖18的步驟S9701。另一方面，在步驟S9721中，在判定為當前的鼓風機32的目標風量不大于最小風量(即，當前的鼓風機32的目標風量是最小風量)的情況下，由于無法比當前的值進一步降低鼓風機32的風量，因此維持當前的目標風量，返回步驟S9701。另外，在步驟S9741中，使鼓風機32的目標風量增加預先設定的給定風量后，返回步驟S9701。此后，在步驟S9701中，將鼓風機32的目標風量變更為在步驟S970中確定的值。其他的構成及動作與第一實施方式相同。所以，在本實施方式中，鼓風機32構成對流入室內冷凝器12的送風空氣的流量(風量)進行調整的流量調整部，通過利用鼓風機風量控制來降低鼓風機32的風量，與過冷控制及干度控制相比，可以減少制冷劑在室內冷凝器12中向送風空氣放出的散熱量。
其結果是，雖然相對于第一實施方式的空氣混合風量控制來說，向車室內吹出的送風空氣的風量降低，然而相對于過冷控制及干度控制時來說，可以提高使從匯流空間36向車室內吹出的送風空氣的溫度上升的加熱能力。(第三實施方式)在本實施方式中，對相對于第一實施方式來說如圖20所示那樣變更了制熱運轉模式(控制步驟S9)的控制形態(tài)的例子進行說明。而且，圖20是對應于第一實施方式的圖10的流程圖。具體來說，在本實施方式的圖20所示的步驟S9中，將第一實施方式的步驟S95變更為步驟S950。
在該步驟S950中，判定當前的空氣混合風門34的開度SW是否比預先設定的基準開度(例如，50%)大。然后，在步驟S950中，在判定為當前的空氣混合開度SW大于基準開度的情況下，前進到步驟S97，執(zhí)行空氣混合風量控制。另一方面，在步驟S950中，在判定為當前的空氣混合開度SW不大于基準開度的情況下，相比于當前的值并不減少空氣混合開度SW而維持當前的開度SW，前進到步驟S96，執(zhí)行干度控制。其他的構成及動作與第一實施方式相同。所以，在本實施方式中，在過冷控制時，在即使將壓縮機11的轉速Ne增加到最大轉速Ne，也無法在室內冷凝器12中發(fā)揮出使向車室內吹出的送風空氣的溫度升高到目標吹出溫度TAO的加熱能力時，在干度控制之前轉移向空氣混合風量控制。此后，在空氣混合風量控制時，在即使將空氣混合開度SW減小到基準開度，也無法在室內冷凝器12中發(fā)揮出使向車室內吹出的送風空氣的溫度升高到目標吹出溫度TAO的加熱能力時，轉移向干度控制。也就是說，在本實施方式中，相對于第一實施方式來說，改變了干度控制和空氣混合風量控制的優(yōu)先順序。因此，即便使本實施方式的冷凍循環(huán)裝置動作，也可以獲得與第一實施方式相同的效果。換言之，在第一實施方式中，空氣混合風門(流量調整部)34在高段側膨脹閥(高段側減壓部)13增加節(jié)流閥開度后，降低流入室內冷凝器(利用側熱交換器)12的送風空氣(熱交換對象流體)的流量，在本實施方式中，高段側膨脹閥(高段側減壓部)13在空氣混合風門(流量調整部)34降低流入室內冷凝器(利用側熱交換器)12的送風空氣(熱交換對象流體)的流量后，增加節(jié)流閥開度。
而且，在第二實施方式中，在向車室內吹出的送風空氣的風量降低不成為問題的情況下，也可以與本實施方式相同，從過冷控制起，在干度控制之前轉移向鼓風機風量控制。(第四實施方式)在本實施方式中，對相對于第一實施方式來說變更了制熱運轉模式中的空氣混合風量控制(控制步驟S97)的控制形態(tài)的例子進行說明。根據第一實施方式中說明的空氣混合風量控制，通過減少空氣混合開度SW，室內冷凝器12內的制冷劑壓力就會上升，從而可以提高室內冷凝器12的加熱能力。這里，如圖21所示，在空氣混合風量控制時，在減少空氣混合開度SW后，在熱泵循 環(huán)10的循環(huán)平衡穩(wěn)定下來、且室內冷凝器12的送風空氣的加熱能力得到提高之前是需要時間的。在此期間(時間tl 時間t2)也會有穿過旁通通路35的低溫空氣的風量增加的情況，從而會有在匯流空間36中匯流的空氣的溫度降低而使向車室內吹出的吹出空氣的溫度急劇地降低的情況。該情況成為導致車室內的舒適性降低的要因。所以，在本實施方式的空氣混合風量控制中，在減少空氣混合風門34的開度時，與空氣混合風量控制的執(zhí)行時以外相比，減慢空氣混合風門34的響應性。具體來說，在本實施方式中，如圖22的流程圖所示，在步驟S972中，在判定為當前的空氣混合開度SW大于預先設定的基準開度(例如，50%)的情況下，前進到步驟S975，變更反饋增益K (參照數學式F2)。在該步驟S975中，設定使預先設定的反饋增益K減少了給定值后而得到的值作為本次的反饋增益K’(K > K’)。在接下來的步驟S973中，基于變更為相對于用數學式Fl算出的目標開度SWd小給定值的值的目標開度SWd’、以及在步驟S975中設定的反饋增益K’，來確定對空氣混合風門34的伺服電機的控制信號。這樣，空氣混合開度SW就會減少。而且，在確定了對空氣混合風門34的伺服電機的控制信號后，將在步驟S975中變更了的反饋增益K’再次設定為預先設定的反饋增益K。其他的構成及動作與第一實施方式相同。所以，在本實施方式中，與第一實施方式相同，在空氣混合風量控制時，相對于干度控制時來說，可以提高室內冷凝器12的送風空氣的加熱能力。特別是，在本實施方式中，如圖23的說明圖所示，在空氣混合風量控制中，在減少空氣混合開度SW時，減慢空氣混合風門34的動作的響應性(ATI — AT2、ATI < A T2)。這樣，在空氣混合風量控制時，即使減少了空氣混合開度SW，也抑制穿過旁通通路35的低溫空氣的風量的急劇的增加，因此可以抑制向車室內吹出的吹出空氣的溫度的急劇的降低。其結果是，可以抑制空氣混合風量控制時的車室內的舒適性的降低。而且，在第三實施方式中，也可以與本實施方式相同，在空氣混合風量控制時減小反饋增益。但是，雖然在本實施方式中，在制熱運轉模式的空氣混合風量控制時，減慢空氣混合風門34的動作的響應性，然而在變?yōu)橹茻徇\轉模式時，最好與其他的運轉模式相比減慢空氣混合風門34的動作的響應性。該情況下，例如只要使制熱運轉模式時的空氣混合風門34的控制的反饋增益比其他的運轉模式時的空氣混合風門34的控制的增益小即可。如果對其理由進行說明，則是因為，在制熱運轉模式中，與其他的運轉模式相比，在使流入室內冷凝器12的送風空氣的風量變化時，熱泵循環(huán)10的循環(huán)平衡達到穩(wěn)定的時間有變長的趨勢，在熱泵循環(huán)10的循環(huán)平衡穩(wěn)定之前的期間，向車室內吹出的吹出空氣的溫度很各易偏尚目標吹出溫度TAO。而且，下面說明在制熱運轉模式以及其他運轉模式時，改變流入室內冷凝器12的送風空氣的風量時的熱泵循環(huán)10的循環(huán)平衡達到穩(wěn)定之前的時間存在不同的理由。首先，在將中間壓側開閉閥16a設為閉閥狀態(tài)的運轉模式中，在室內蒸發(fā)器23中吸收的吸熱量與壓縮機11的壓縮功量(動力)在室內冷凝器12及室外熱交換器20中被放出。例如，如果減少流入室內冷凝器12的送風空氣的風量，則本來在室內冷凝器12中放出的部分的熱量就會在室外熱交換器20中被放出。由此，在將中間壓側開閉閥16a設為閉閥狀態(tài)的運轉模式中，即使改變了流入室內冷凝器12的送風空氣的風量，也會因室內冷凝器12及室外熱交換器20中的散熱量的比例發(fā)生變化，而使熱泵循環(huán)10的循環(huán)平衡不會大幅度變化。 與之不同，在將中間壓側開閉閥16a設為開閥狀態(tài)的制熱運轉模式中，在室外熱交換器20中吸收的吸熱量與壓縮機11中的壓縮功量(動力)僅在室內冷凝器12中被放出。例如，如果減少流入室內冷凝器12的送風空氣的風量，則因室內冷凝器12中的散熱量降低，而使室內冷凝器12內的制冷劑壓力上升，以使流入壓縮機11的中間壓端口 Ilb的流量增加的方式改變熱泵循環(huán)10的循環(huán)平衡。由此，在將中間壓側開閉閥16a設為開閥狀態(tài)的制熱運轉模式中，在改變流入室內冷凝器12的送風空氣的風量時，熱泵循環(huán)10的循環(huán)平衡會大幅度變化。像這樣，在制熱運轉模式中，由于與其他的運轉模式相比，改變流入室內冷凝器12的送風空氣的風量時熱泵循環(huán)10的循環(huán)平衡大幅度變化，因此熱泵循環(huán)10的循環(huán)平衡達到穩(wěn)定為止的時間很容易變長。(第五實施方式)在本實施方式中，對相對于第四實施方式變更了制熱運轉模式中的空氣混合風量控制(控制步驟S97)的控制形態(tài)的例子進行說明。在本實施方式的步驟S97中，為了進一步實現(xiàn)車室內的舒適性的提高，在減少空氣混合開度SW時，減慢空氣混合風門34的響應性，并且降低室內冷凝器12中的制冷劑與送風空氣的熱交換能力。這里，在將室內冷凝器12中的制冷劑與送風空氣的熱交換能力(空氣側的熱量變化)設為Qca時，可以用以下的數學式F3來表示熱交換能力Qca。Qca= cXCaXGcaX (Tcr—Tca) ...F3其中，數學式F3中的0 c表示室內冷凝器12的溫度效率，Ca表示空氣比熱，Gca表示流入室內冷凝器12的空氣的風量(流量)，Tcr表示室內冷凝器12內的制冷劑溫度，Tca表示流入室內冷凝器12的空氣的溫度。如數學式F3中所示，由于室內冷凝器12的熱交換能力與流入室內冷凝器12的空氣的風量Gca成比例地提高，因此可以通過減少鼓風機32的目標風量，來降低室內冷凝器12的熱交換能力。具體來說，在本實施方式中，如圖24的流程圖所示，在步驟S972中，在判定為當前的空氣混合開度SW大于預先設定的基準開度(例如，50%)的情況下，前進到步驟S975，變更反饋增益K (參照數學式F2)。此后，在步驟S973中，基于目標開度SWd’及反饋增益K’，以使空氣混合開度SW減少的方式，確定對空氣混合風門34的伺服電機的控制信號。
繼而，在步驟S976中，使鼓風機32的目標風量減小預先設定的給定風量后返回步驟S98。在當前的鼓風機32的目標風量為最小風量的情況下，由于無法比當前的值進一步降低鼓風機32的風量，因此維持當前的目標風量，返回步驟S98。這里，雖然未圖示，然而在減少空氣混合開度SW后，在室內冷凝器12內的制冷劑壓力超過給定的基準壓力時，將鼓風機32的目標風量恢復到在步驟S976中減少之前的目標風量。而且，對于基準壓力，只要在執(zhí)行空氣混合風量控制時，將熱泵循環(huán)10的循環(huán)平衡穩(wěn)定時的室內冷凝器12內的制冷劑壓力設定為基準即可。其他的構成及動作與第一實施方式相同。所以，在本實施方式中，可以獲得與第四實施方式相同的效果。此外，在本實施方式中，在減少空氣混合開度SW時，減少鼓風機32的目標風量，降低室內冷凝器12的制冷劑與送風空氣的熱交換能力。由此，根據本實施方式的空氣混合風量控制，室內冷凝器12內的制冷劑壓力的上升得到促進，與第四實施方式相比可以提高室內冷凝器12的送風空氣的加熱能力。其結果是，可以更為有效地抑制空氣混合風量控制時的車室內的舒適性的降低。而且，在本實施方式中，鼓風機32構成熱交換能力變更部。(第六實施方式)在本實施方式中，說明相對于第五實施方式變更了制熱運轉模式中的空氣混合風量控制(控制步驟S97)的控制形態(tài)的例子。在本實施方式的步驟S97中，在減少空氣混合開度SW時,通過將溫度高于外氣的內氣優(yōu)先導入室內冷凝器12,來降低室內冷凝器12的制冷劑與送風空氣的熱交換能力。而且，在本實施方式中，內外氣切換裝置33構成熱交換能 力變更部。這里，如第五實施方式中說明的數學式F3中所示，當流入室內冷凝器12的空氣的溫度Tca上升時，與室內冷凝器12內的制冷劑溫度Tcr的溫差就會縮小，室內冷凝器12的熱交換能力降低。也就是說，通過升高向室內冷凝器12中流入的空氣的溫度Tea，可以降低室內冷凝器12的熱交換能力Qca。具體來說，在本實施方式中，如圖25的流程圖所示，在步驟S972中，在判定為當前的空氣混合開度SW大于預先設定的基準開度(例如，50%)的情況下，前進到步驟S975，變更反饋增益K (參照數學式F2)。此后，在步驟S973中，基于目標開度SWd’及反饋增益K’，以使空氣混合開度SW減少的方式，確定對空氣混合風門34的伺服電機的控制信號。繼而，在步驟S977中，為了使溫度高于外氣的內氣流入室內冷凝器12，以使導入空調箱31內的、內氣相對于外氣的導入比例(內氣比例)增加的方式，確定內外氣切換裝置33的切換狀態(tài)，返回步驟S98。這里，雖然未圖示，然而在減少空氣混合開度SW后，在室內冷凝器12內的制冷劑壓力超過給定的基準壓力時，將內氣相對于外氣的導入比例恢復到步驟S977中增加之前的導入比例。而且，對于基準壓力，只要在執(zhí)行空氣混合風量控制時，將熱泵循環(huán)10的循環(huán)平衡達到穩(wěn)定時的室內冷凝器12內的制冷劑壓力設定為基準即可。其他的構成及動作與第一實施方式相同。所以在本實施方式中，可以獲得與第四實施方式相同的效果。另外，在本實施方式中，在減少空氣混合開度SW時，增加溫度比外氣高的內氣的導入比例，降低室內冷凝器12的制冷劑與送風空氣的熱交換能力。由此，利用本實施方式的空氣混合風量控制，也可以獲得與第五實施方式相同的效果。
而且，在空氣混合風量控制時，也可以在減少空氣混合開度SW時，減慢空氣混合風門34的響應性，并且減少鼓風機32的目標風量，此外，增加導入空調箱31內的、內氣相對于外氣的導入比例。(其他實施方式)本發(fā)明并不限定于上述的實施方式，在不脫離本發(fā)明的主旨的范圍內，可以如下所示地進行各種變形。(I)雖然在上述的實施方式中，對將本發(fā)明的制冷劑循環(huán)裝置應用于電動車用的車輛用空調裝置I中的例子進行了說明，然而將本發(fā)明的制冷劑循環(huán)裝置例如應用于如下的車輛中也是有效的，即，像從發(fā)動機(內燃機)及行駛用電動機獲得行駛用的驅動力的混合動力車輛那樣，有時發(fā)動機廢熱作為制熱用熱源來說不夠充分的車輛。
此外，本發(fā)明的制冷劑循環(huán)裝置例如也可以適用于固定型空調裝置、低溫貯存庫、液體加熱裝置等中。此外，在應用于液體加熱裝置中的情況下，也可以采用液體-制冷劑熱交換器作為利用側熱交換器，采用調整流入液體-制冷劑熱交換器的液體流量的液體泵或流量調整閥作為流量調整部。另外，雖然在上述的實施方式中，對可以通過切換制冷劑流路來實現(xiàn)各種運轉模式的制冷劑循環(huán)裝置進行了說明，然而只要是至少以注氣循環(huán)(上述的實施方式中是制熱運轉模式)的制冷劑流路進行動作的循環(huán)，就可以獲得本發(fā)明的利用側熱交換器的加熱能力提聞的效果。(2)雖然在上述的實施方式中，對在圖4的控制步驟S6中根據模式選擇開關確定制冷運轉模式、除濕制熱運轉模式及制熱運轉模式的例子進行了說明，然而各運轉模式的確定并不限定于此。例如，也可以在相對于外氣溫度來說設定溫度低的情況下確定執(zhí)行制冷運轉模式，在相對于外氣溫度來說設定溫度高的情況下確定執(zhí)行制熱運轉模式。(3)雖然在上述的實施方式中，通過恰當地設定作為低段側減壓部(第二減壓部)的低段側固定節(jié)流閥17的流量特性，在制熱運轉模式時，將流入室外熱交換器20的制冷劑的干度X設為0. I以下，然而低段側減壓部(第二減壓部)并不限定于固定節(jié)流閥。也就是說，作為低段側減壓部，也可以采用與高段側膨脹閥13相同的構成的可變節(jié)流機構。在該情況下，空調控制裝置40只要基于流入室外熱交換器20的制冷劑的溫度及壓力等，檢測流入室外熱交換器20的制冷劑的干度X，以使該檢測值為0. I以下的方式控制構成低段側減壓部的可變節(jié)流機構的開度即可。(4)雖然在上述的實施方式中，對在除濕制熱運轉模式時隨著目標吹出溫度TAO的上升從第一除濕制熱模式向第四除濕制熱模式階段性地切換的例子進行了說明，然而從第一除濕制熱模式向第四除濕制熱模式的切換并不限定于此。例如，也可以隨著目標吹出溫度TAO的增加，從第一除濕制熱模式連續(xù)地向第四除濕制熱模式切換。即，只要隨著目標吹出溫度TAO的上升，使高段側膨脹閥13縮小節(jié)流閥開度，而且增加制冷用膨脹閥22的節(jié)流閥開度即可。由于通過像這樣改變高段側膨脹閥13及制冷用膨脹閥22的節(jié)流閥開度，來調整室外熱交換器20中的制冷劑的壓力(溫度)，因此可以將室外熱交換器20自動地從作為散熱器發(fā)揮作用的狀態(tài)切換到作為蒸發(fā)器發(fā)揮作用的狀態(tài)。(5)雖然在上述的實施方式中，對通過比例控制(P控制)來確定向空氣混合風門34的伺服電機輸出的控制信號的例子進行了說明，然而并不限定于此，例如也可以通過PI控制或PID控制等反饋控制來確定。(6)雖然在上述的第四 第六實施方式中，對如下的例子進行了說明，即，在制熱運轉模式及空氣混合風量控制時，為了減慢空氣混合風門34的動作的響應性，變更空氣混合風門34的控制的反饋增益K，然而并不限定于此。例如，在制熱運轉模式及空氣混合風量 控制時，也可以不改變反饋增益K，而使對空氣混合風門34的伺服電機輸出的控制信號的控制周期比其他的控制對象機器長。這樣也可以減慢空氣混合風門34的動作的響應性。
權利要求
1.一種制冷劑循環(huán)裝置，其特征在于， 具備 壓縮機(11)，其對從吸入端口(Ila)吸入的低壓制冷劑進行壓縮并從噴出端口(Ilc)噴出高壓制冷劑，并且具有使循環(huán)內的中間壓制冷劑流入而與壓縮過程的制冷劑匯流的中間壓端口 (Ilb)； 利用側熱交換器(12)，其使從所述噴出端口(Ilc)噴出的高壓制冷劑與熱交換對象流體熱交換，并對所述熱交換對象流體進行加熱； 高段側減壓部(13)，其使從所述利用側熱交換器(12)流出的高壓制冷劑減壓為中間壓制冷劑； 氣液分離部(14)，其將由所述高段側減壓部(13)減壓了的中間壓制冷劑的氣液加以分離，使分離出的氣相制冷劑向所述中間壓端口(Ilb)側流出； 低段側減壓部(17)，其使由所述氣液分離部(14)分離出的液相制冷劑減壓為低壓制冷劑； 蒸發(fā)器(20)，其使由所述低段側減壓部(17)減壓了的低壓制冷劑蒸發(fā)，并向所述吸入端口 (Ila)側流出；以及 流量調整部(32、34)，其調整流入所述利用側熱交換器(12)的熱交換對象流體的流量， 其中所述流量調整部(32、34)在至少由所述利用側熱交換器(12)進行了溫度調整的所述熱交換對象流體的溫度達到所述熱交換對象流體的目標溫度(TAO)以下時，使流入所述利用側熱交換器(12)的熱交換對象流體的流量降低。
2.根據權利要求I所述的制冷劑循環(huán)裝置，其特征在于， 所述高段側減壓部(13)在至少由所述利用側熱交換器(12)進行了溫度調整的所述熱交換對象流體的溫度達到所述熱交換對象流體的目標溫度(TAO)以下時，增加節(jié)流閥開度。
3.根據權利要求I所述的制冷劑循環(huán)裝置，其特征在于， 所述制冷劑循環(huán)裝置是適用于車輛用空調裝置(I)的制冷劑循環(huán)裝置， 所述熱交換對象流體是向車室內吹送的送風空氣， 所述利用側熱交換器(12)配置于形成所述送風空氣的空氣通路的殼體(31)內， 在所述殼體(31)內，形成有使所述送風空氣繞過所述利用側熱交換器(12)流動的旁通通路(35)， 所述流量調整部由對所述送風空氣中的、穿過所述利用側熱交換器(12)側的送風空氣的風量與穿過所述旁通通路(35)側的送風空氣的風量的風量比例進行調整的空氣混合風門(34)構成。
4.根據權利要求3所述的制冷劑循環(huán)裝置，其特征在于， 所述制冷劑循環(huán)裝置具備控制所述空氣混合風門(34)的動作的空氣混合風門控制部(40a)， 所述空氣混合風門控制部(40a)在至少由所述利用側熱交換器(12)進行了溫度調整的所述送風空氣的溫度達到所述送風空氣的目標溫度(TAO)以下時，與由所述利用側熱交換器(12)進行了溫度調整的所述送風空氣的溫度高于所述送風空氣的目標溫度(TAO)時相比,減慢所述空氣混合風門(34)的動作的響應性。
5.根據權利要求4所述的制冷劑循環(huán)裝置，其特征在于， 所述制冷劑循環(huán)裝置具備變更所述利用側熱交換器(12)中的所述制冷劑與所述送風空氣的熱交換能力的熱交換能力變更部(32、33)， 所述熱交換能力變更部(32、33)在至少由所述利用側熱交換器(12)進行了溫度調整的所述送風空氣的溫度達到所述送風空氣的目標溫度(TAO)以下時，降低所述熱交換能力。
6.根據權利要求5所述的制冷劑循環(huán)裝置，其特征在于， 所述熱交換能力變更部由向所述利用側熱交換器(12)及所述旁通通路(35)吹送所述送風空氣的鼓風機(32)構成， 所述鼓風機(32)在至少由所述利用側熱交換器(12)進行了溫度調整的所述送風空氣的溫度達到所述送風空氣的目標溫度(TAO)以下時，降低穿過所述利用側熱交換器(12)及所述旁通通路(35)的所述送風空氣的風量。
7.根據權利要求5所述的制冷劑循環(huán)裝置，其特征在于， 所述熱交換能力變更部由改變導入所述殼體(31)內的車室外空氣及車室內空氣的導入比例的內外氣調整部(33)構成， 所述內外氣調整部(33)在至少由所述利用側熱交換器(12)進行了溫度調整的所述送風空氣的溫度達到所述送風空氣的目標溫度(TAO)以下時，增加所述車室內空氣相對于所述車室外空氣的導入比例。
8.根據權利要求I至7中任一項所述的制冷劑循環(huán)裝置，其特征在于， 所述制冷劑循環(huán)裝置是適用于車輛用空調裝置(I)的制冷劑循環(huán)裝置， 所述熱交換對象流體是向車室內吹送的送風空氣， 所述利用側熱交換器(12)配置于形成所述送風空氣的空氣通路的殼體(31)內， 所述流量調整部由向所述利用側熱交換器(12)吹送所述送風空氣的鼓風機(32)構成。
9.一種制冷劑循環(huán)裝置，其特征在于， 具備 壓縮機(11)，其對從吸入端口(Ila)吸入的低壓制冷劑進行壓縮并從噴出端口(Ilc)噴出高壓制冷劑，并且具有使循環(huán)內的中間壓制冷劑流入而與壓縮過程的制冷劑匯流的中間壓端口 (Ilb)； 利用側熱交換器(12)，其使從所述噴出端口(Ilc)噴出的高壓制冷劑與熱交換對象流體熱交換，并對所述熱交換對象流體進行加熱； 第二利用側熱交換器(23)，其使制冷劑與所述熱交換對象流體熱交換，并向所述吸入端口 (Ila)側流出； 室外熱交換器(20)，其使制冷劑與外氣熱交換； 第一減壓部(13)，其使從所述第一利用側熱交換器(12)流出的制冷劑減壓； 第二減壓部(17)，其使流入所述室外熱交換器(20)的制冷劑減壓； 第三減壓部(22)，其使流入所述第二利用側熱交換器(23)的制冷劑減壓； 氣液分離部(14)，其將從所述第一利用側熱交換器(12)流出的制冷劑的氣液加以分離； 中間壓制冷劑通路(15)，其將由所述氣液分離部(14)分離出的氣相制冷劑導向所述中間壓端口(11b)，并與壓縮過程的制冷劑匯流； 儲存器(24)，其將流入所述壓縮機(11)的吸入端口(Ila)的制冷劑的氣液加以分離，并使分離出的氣相制冷劑向所述壓縮機(11)的吸入端口(Ila)側流出； 流量調整部(32、34)，其調整流入所述利用側熱交換器(12)的熱交換對象流體的流量；以及 制冷劑流路切換部(16a、16b、16c)，其切換制冷劑所循環(huán)的制冷劑流路， 其中所述制冷劑流路切換部(16a、16b、16c)在冷卻所述熱交換對象流體的冷卻運轉模式時，使從所述第一利用側熱交換器(12)流出的制冷劑以所述第一減壓部(13)—所述氣液分離部(14)—所述室外熱交換器(20)—所述第三減壓部(22)—所述第二利用側熱 交換器(23)—所述儲存器(24)的順序流動；在加熱所述熱交換對象流體的加熱運轉模式時，使從所述第一利用側熱交換器(12)流出的制冷劑以所述第一減壓部(13)—所述氣液分離部(14)—所述第二減壓部(17)—所述室外熱交換器(20)—所述儲存器(24)的順序流動，并且使由所述氣液分離部(14)分離出的氣相制冷劑流入所述中間壓制冷劑通路(15)， 所述流量調整部(32、34)在所述加熱運轉模式時，且在至少由所述利用側熱交換器(12)進行了溫度調整的所述熱交換對象流體的溫度達到所述熱交換對象流體的目標溫度(TAO)以下時，降低流入所述利用側熱交換器(12)的熱交換對象流體的流量。
全文摘要
本發(fā)明提供一種制冷劑循環(huán)裝置，其在無法利用構成注氣循環(huán)的熱泵循環(huán)(10)的室內冷凝器(12)，將向空調對象空間吹出的送風空氣的溫度升溫到目標溫度TAO時，降低流入室內冷凝器(12)的送風空氣的風量。這樣，就會升高室內冷凝器(12)中的制冷劑冷凝溫度，并且增大壓縮機(11)的高段側壓縮行程的壓縮功量，從而抑制向空調對象空間吹出的送風空氣的加熱能力不足。
文檔編號F25B49/02GK102745039SQ20121011244
公開日2012年10月24日 申請日期2012年4月17日 優(yōu)先權日2011年4月21日
發(fā)明者伊藤誠司, 稻葉淳 申請人:株式會社電裝