車用空調裝置的製作方法

2023-06-02 15:44:36 1

本發明涉及一種對車輛的車室內進行空氣調節的熱泵式的空調裝置，特別地涉及一種適用於混合動力汽車和電動汽車的車用空調裝置。

背景技術：

因近年來環境問題的顯現，導致混合動力汽車及電動汽車普及。此外，作為能適用於這種車輛的空調裝置，研發了如下空調裝置，該空調裝置包括：壓縮機，該壓縮機將製冷劑壓縮後排出；散熱器(冷凝器)，該散熱器設於車室內側並使製冷劑散熱；吸熱器(蒸發器)，該吸熱器設於車室內側並使製冷劑吸熱；以及室外熱交換器，該室外熱交換器設於車室外側並使製冷劑散熱或吸熱，上述空調裝置能執行制熱模式、除溼模式及製冷模式的各模式，其中：在上述制熱模式下，使從壓縮機排出的製冷劑在散熱器中散熱，並使在上述散熱器中散熱後的製冷劑在室外熱交換器中吸熱；在上述除溼模式下，使從壓縮機排出的製冷劑在散熱器中散熱，並使在上述散熱器中散熱後的製冷劑在吸熱器中吸熱；在上述製冷模式下，使從壓縮機排出的製冷劑在室外熱交換器中散熱，並在吸熱器中吸熱(例如參照專利文獻1)。

此外，在專利文獻1中，設置有噴射迴路，在該噴射迴路中，將從散熱器流出的製冷劑分流，當對上述分流後的製冷劑進行減壓後，與從該散熱器流出的製冷劑進行熱交換並返回至壓縮機的壓縮中途，藉此，使壓縮機的排出製冷劑增加，能使由散熱器帶來的制熱能力提高。

現有技術文獻

專利文獻

專利文獻1：日本專利特許第3985384號公報

技術實現要素：

發明所要解決的技術問題

但是，在上述這樣的空調裝置中，當在室外熱交換器上結霜時，無法從外部氣體中吸熱，因此，存在無法獲得所需的制熱能力的問題。上述情況示於圖11。橫軸是室外熱交換器的製冷劑蒸發溫度TXO(或壓縮機的吸入製冷劑溫度Ts)，縱軸是散熱器實際產生的制熱能力(實際制熱能力)。此外，圖中，符號TXObase是在室外熱交換器上沒有結霜時的製冷劑蒸發溫度。

從該圖中可明確得知，在室外熱交換器上結霜時，製冷劑蒸發溫度TXO比無結霜時的製冷劑蒸發溫度TXObase降低(差ΔTXO＝TXObase-TXO)。隨之，在壓縮機的各轉速中，散熱器的制熱能力也降低。此外，通過使壓縮機的轉速降低，製冷劑蒸發溫度TXO升高。

此外，由於從散熱器排出的製冷劑的溫度低，因此，與被分流而發生減壓的製冷劑進行的熱交換量也變少。因而，為了在壓縮機的壓縮過程中噴射氣體，增加在噴射迴路中流動的製冷劑的量是存在界限的，存在無法充分增加壓縮機的排出製冷劑，結果無法獲得足夠的制熱能力的缺陷。

本發明為了解決上述現有的技術問題而作，其目的在於在所謂熱泵式的車用空調裝置中，準確地進行高效舒適的車室內製熱。

解決技術問題所採用的技術方案

本發明的車用空調裝置包括：壓縮機，該壓縮機對製冷劑進行壓縮；空氣流通管路，該空氣流通管路用於使供給至車室內的空氣流通；散熱器，該散熱器用於使製冷劑散熱來對從空氣流通管路供給至車室內的空氣進行加熱；吸熱器，該吸熱器用於使製冷劑吸熱來對從空氣流通管路供給至車室內的空氣進行冷卻；室外熱交換器，該室外熱交換器設於車室外，並使製冷劑散熱或吸熱；以及控制元件，上述汽車空調裝置利用上述控制元件至少執行制熱模式，在該制熱模式下，使從壓縮機排出的製冷劑在散熱器中散熱，在將散熱後的上述製冷劑減壓後，在室外熱交換器中進行吸熱，其特徵是，上述汽車空調裝置包括輔助加熱元件，該輔助加熱元件用於對從空氣流通管路供給至車室內的空氣進行加熱；控制元件根據所要求的散熱器的制熱能力即要求制熱能力TGQ和上述散熱器實際產生的實際制熱能力Qhp，計算出輔助加熱元件的要求制熱能力TGQhtr，該輔助加熱元件的要求制熱能力TGQhtr用於補足實際制熱能力Qhp相對於要求制熱能力TGQ不足的部分，並且根據室外熱交換器的製冷劑蒸發溫度TXO與無結霜時的該室外熱交換器的製冷劑蒸發溫度TXObase間的差ΔTXO，計算出由室外熱交換器的結霜引起的實際制熱能力Qhp的降低量ΔQhp，在輔助加熱元件的要求制熱能力TGQhtr上加上上述降低量ΔQhp，來執行由輔助加熱元件進行的加熱。

技術方案2的發明的車用空調裝置在上述發明的基礎上，其特徵是，控制元件根據上述差ΔTXO計算出室外熱交換器的結霜率，當上述結霜率達到規定值以上時，停止壓縮機，並且根據要求制熱能力TGQ來對輔助加熱元件進行控制。

技術方案3的發明的車用空調裝置在技術方案1的發明的基礎上，其特徵是，控制元件根據實際制熱能力的降低量ΔQhp計算出室外熱交換器的結霜率，當上述結霜率達到規定值以上時，停止壓縮機，並且根據要求制熱能力TGQ來對輔助加熱元件進行控制。

技術方案4的發明的車用空調裝置在技術方案1的發明的基礎上，其特徵是，控制元件計算出散熱器所能產生的最大制熱能力Qhpmax，根據上述差ΔTXO計算出由室外熱交換器的結霜引起的最大制熱能力Qhpmax的降低量ΔQhpmax，並且根據上述最大制熱能力的降低量ΔQhpmax計算出室外熱交換器的結霜率，當上述結霜率達到規定值以上時，停止壓縮機，此外，根據要求制熱能力TGQ來控制輔助加熱元件。

技術方案5的發明的車用空調裝置在技術方案1的發明的基礎上，其特徵是，控制元件計算出散熱器所能產生的最大制熱能力Qhpmax，並且根據上述差ΔTXO計算出由室外熱交換器的結霜引起的最大制熱能力Qhpmax的降低量ΔQhpmax，當上述降低量ΔQhpmax達到規定值以上時，停止上述壓縮機，根據要求制熱能力TGQ來對輔助加熱元件進行控制。

技術方案6的發明的車用空調裝置在技術方案1的發明的基礎上，其特徵是，當實際制熱能力的降低量ΔQhp達到規定值以上時，控制元件使壓縮機停止，根據要求制熱能力TGQ來對輔助加熱元件進行控制。

技術方案7的發明的車用空調裝置在上述各發明的基礎上，其特徵是，控制元件根據經過散熱器的空氣的風量Ga、外部氣體溫度Tam、壓縮機的上限轉速Ncmax計算出最大制熱能力Qhpmax，並且根據風量Ga、外部氣體溫度Tam和壓縮機的實際轉速Nc來計算出實際制熱能力Qhp。

技術方案8的發明的車用空調裝置在技術方案1至技術方案6的發明的基礎上，其特徵是，控制元件根據經過散熱器後的空氣溫度THout與上述散熱器的吸入空氣溫度Thin間的差(THout-Thin)、流入散熱器的空氣的比熱Ca以及經過散熱器的空氣的風量Ga，計算出實際制熱能力Qhp。

技術方案9的發明的車用控制裝置在技術方案7的發明的基礎上，其特徵是，當輔助加熱元件相對於散熱器和上述空氣流通管路的空氣的流動配置在上述散熱器的上遊側時，控制元件考慮了散熱器的吸入空氣溫度THin來計算出最大制熱能力Qhpmax和實際制熱能力Qhp。

技術方案10的發明的車用空調裝置在上述各發明的基礎上，其特徵是，包括熱介質循環迴路，該熱介質循環迴路具有熱介質－空氣熱交換器、電加熱器和循環元件，在上述熱介質循環迴路中，利用循環元件使通過電加熱器加熱後的熱介質循環至熱介質－空氣熱交換器，由熱介質－空氣熱交換器構成輔助加熱元件。

技術方案11的發明的車用空調裝置在技術方案1至9的發明的基礎上，其特徵是，由電加熱器來構成輔助加熱元件。

技術方案12的發明的車用空調裝置在技術方案1至技術方案8的發明的基礎上，其特徵是，將散熱器設置在空氣流通管路外，並且由熱介質循環迴路構成輔助加熱元件，上述熱介質循環迴路具有與上述散熱器進行熱交換的熱介質－製冷劑熱交換器、設置於空氣流通管路的熱介質－空氣熱交換器、電加熱器以及循環元件，在上述熱介質循環迴路中，利用循環元件使通過熱介質－製冷劑熱交換器和/或電加熱器加熱後的熱介質循環至熱介質－空氣熱交換器中。

發明效果

根據本發明，車用空調裝置包括：壓縮機，該壓縮機對製冷劑進行壓縮；空氣流通管路，該空氣流通管路用於使供給至車室內的空氣流通；散熱器，該散熱器用於使製冷劑散熱來對從空氣流通管路供給至車室內的空氣進行加熱；吸熱器，該吸熱器用於使製冷劑吸熱來對從空氣流通管路供給至車室內的空氣進行冷卻；室外熱交換器，該室外熱交換器設於車室外，並使製冷劑散熱或吸熱；以及控制元件，上述車用空調裝置利用上述控制元件至少執行制熱模式，在該制熱模式下，使從壓縮機排出的製冷劑在散熱器中散熱，在將散熱後的上述製冷劑減壓後，在室外熱交換器中進行吸熱，其特徵是，上述汽車空調裝置包括輔助加熱元件，該輔助加熱元件用於對從空氣流通管路供給至車室內的空氣進行加熱；控制元件根據所要求的散熱器的制熱能力即要求制熱能力TGQ和上述散熱器實際產生的實際制熱能力Qhp，計算出輔助加熱元件的要求制熱能力TGQhtr，該輔助加熱元件的要求制熱能力TGQhtr用於補足實際制熱能力Qhp相對於要求制熱能力TGQ不足的部分，以執行由輔助加熱元件進行的加熱，因此，當散熱器的實際制熱能力Qhp不足時，利用輔助加熱元件對供給至車室內的空氣進行加熱以補足制熱能力，從而能夠實現舒適的車室內製熱。

此外，在由散熱器進行的制熱能力不足的狀況下，執行由輔助加熱元件進行的加熱，因此，能夠最大程度地抑制伴隨著由輔助加熱單元進行的加熱的效率下降。藉此，特別是在電動汽車中，能有效地抑制續航距離降低這樣的不良情況。

特別是，控制元件計算出由室外熱交換器的結霜引起的實際制熱能力Qhp的降低量ΔQhp，在輔助加熱元件的要求制熱能力TGQhtr上加上上述降低量ΔQhp來執行由輔助加熱元件進行的加熱，因此，當在室外熱交換器上產生結霜而使實際制熱能力Qhp降低時，上述降低量ΔQhp也能夠通過輔助加熱元件補足，從而能進一步提高舒適度。

在這種情況下，控制元件根據室外熱交換器的製冷劑蒸發溫度TXO與無結霜時的上述室外熱交換器的製冷劑蒸發溫度TXObase間的差ΔTXO，計算出由室外熱交換器的結霜引起的實際制熱能力Qhp的降低量ΔQhp，因此，能高精度地計算出降低量ΔQhp，以準確地執行輔助加熱元件的控制。

此時，如技術方案2的發明那樣，只要控制元件根據上述差ΔTXO計算出室外熱交換器的結霜率，當上述結霜率達到規定值以上時，停止壓縮機，並且根據要求制熱能力TGQ來控制輔助加熱元件，則能夠從差ΔTXO來掌握結霜在室外熱交換器上的進行程度，在進行了結霜的情況下，能夠切換為僅由輔助加熱元件進行的車室內製熱。藉此，能防止室外熱交換器的結霜進一步成長，或是一邊促進結霜的融解，一邊由輔助加熱元件繼續進行車室內的制熱。

此外，如技術方案3的發明那樣，控制元件根據實際制熱能力的降低量ΔQhp計算出室外熱交換器的結霜率，當上述結霜率達到規定值以上時，停止壓縮機，並且根據要求制熱能力TGQ來對輔助加熱元件進行控制，這樣也可以從實際制熱能力的降低量ΔQhp來掌握結霜在室外熱交換器上的進行程度，在進行了結霜的情況下，能夠切換為僅由輔助加熱元件進行的車室內製熱。藉此，能同樣地防止室外熱交換器的結霜進一步成長，或是一邊促進結霜的融解，一邊由輔助加熱元件繼續進行車室內的制熱。

此外，如技術方案4的發明那樣，控制元件計算出散熱器所能產生的最大制熱能力Qhpmax，根據上述差ΔTXO計算出由室外熱交換器的結霜引起的最大制熱能力Qhpmax的降低量ΔQhpmax，並且根據上述最大制熱能力的降低量ΔQhpmax計算出室外熱交換器的結霜率，當上述結霜率達到規定值以上時，停止壓縮機，此時，根據要求制熱能力TGQ來對輔助加熱元件進行控制，這樣也可以從最大制熱能力的降低量ΔQhpmax來掌握結霜在室外熱交換器上的進行程度，在進行了結霜的情況下，能夠切換為僅由輔助加熱元件進行的車室內製熱。藉此，能同樣地防止室外熱交換器的結霜進一步成長，或是一邊促進結霜的融解，一邊由輔助加熱元件繼續進行車室內的制熱。

此外，如技術方案5的發明那樣，只要控制元件計算出散熱器所能產生的最大制熱能力Qhpmax，並根據上述差ΔTXO計算出由室外熱交換器的結霜引起的最大制熱能力Qhpmax的降低量ΔQhpmax，當上述降低量ΔQhpmax達到規定值以上時，停止壓縮機，並且根據要求制熱能力TGQ來對輔助加熱元件進行控制，也可以從最大制熱能力的降低量ΔQhpmax來直接判斷結霜在室外熱交換器上的進行程度，在進行了結霜的情況下，能夠切換為僅由輔助加熱元件進行的車室內製熱。藉此，能同樣地防止室外熱交換器的結霜進一步成長，或是一邊促進結霜的融解，一邊由輔助加熱元件繼續進行車室內的制熱。

此外，如技術方案6的發明那樣，當實際制熱能力的降低量ΔQhp達到規定值以上時，控制元件使壓縮機停止，根據要求制熱能力TGQ來對輔助加熱元件進行控制，這樣也可以從實際制熱能力的降低量ΔQhp來直接判斷結霜在室外熱交換器上的進行程度，在進行了結霜的情況下，能夠切換為僅由輔助加熱元件進行的車室內製熱。藉此，能同樣地防止室外熱交換器的結霜進一步成長，或是一邊促進結霜的融解，一邊由輔助加熱元件繼續進行車室內的制熱。

在這種情況下，如技術方案7的發明那樣，控制元件根據經過散熱器的空氣的風量Ga、外部氣體溫度Tam和壓縮機的上限轉速Ncmax計算出最大制熱能力Qhpmax，並且根據風量Ga、外部氣體溫度Tam和壓縮機的實際轉速Nc計算出實際制熱能力Qhp，藉此，能實現對由散熱器進行的制熱能力的判斷以及準確地對伴隨著由散熱器進行的制熱能力不足而產生的由輔助加熱元件進行的加熱。

此時，如技術方案9的發明那樣，當輔助加熱元件相對於散熱器和空氣流通管路的空氣的流動配置在上述散熱器的上遊側時，控制元件考慮了散熱器的吸入空氣溫度THin來計算出最大制熱能力Qhpmax和實際制熱能力Qhp，藉此，當通過輔助加熱元件加熱後的空氣流入散熱器時，考慮了隨之產生的熱量的變化量，來正確地計算出散熱器的最大制熱能力Qhpmax及實際制熱能力Qhp。

此外，如技術方案8的發明那樣，控制元件根據經過散熱器後的空氣溫度THout與上述散熱器的吸入空氣溫度Thin間的差(THout-THin)、流入散熱器的空氣的比熱Ca以及經過散熱器的空氣的風量Ga，計算出實際制熱能力Qhp，這樣也能準確地計算出散熱器的實際制熱能力Qhp，並控制由輔助加熱元件進行的加熱。

此外，如技術方案10的發明那樣，通過設置熱介質循環迴路，該熱介質循環迴路具有熱介質－空氣熱交換器、電加熱器和循環元件，在熱介質循環迴路中，利用循環元件使通過電加熱器加熱後的熱介質循環至熱介質－空氣熱交換器中，由熱介質－空氣熱交換器構成輔助加熱元件，藉此能實現電氣安全的車室內製熱。

另一方面，如技術方案11的發明那樣，只要由電加熱器來構成輔助加熱元件，則能夠實現結構的簡化。

此外，如技術方案12的發明那樣，將散熱器設置在空氣流通管路外，並且由熱介質循環迴路構成輔助加熱元件，上述熱介質循環迴路具有與上述散熱器進行熱交換的熱介質－製冷劑熱交換器、設置於空氣流通管路的熱介質－空氣熱交換器、電加熱器以及循環元件，在熱介質循環迴路中，利用循環元件使通過熱介質－製冷劑熱交換器和/或電加熱器加熱後的熱介質循環至熱介質－空氣熱交換器中。

附圖說明

圖1是適用本發明的一實施方式的車用空調裝置的結構圖。

圖2是圖1的車用空氣調節裝置的控制器的電路的框圖。

圖3是對ΔTXO與係數KΔQ間的關係進行說明的圖。

圖4是對ΔTXO與室外熱交換器的結霜率間的關係進行說明的圖。

圖5是對ΔQhpmax或ΔQhp與室外熱交換器的結霜率間的關係進行說明的圖。

圖6是適用本發明的另一實施方式的車用空調裝置的結構圖。

圖7是適用本發明的又一實施方式的車用空調裝置的結構圖。

圖8是適用本發明的再一實施方式的車用空調裝置的結構圖。

圖9是適用本發明的再一實施方式的車用空調裝置的結構圖。

圖10是適用本發明的再一實施方式的車用空調裝置的結構圖。

圖11是表示TXO或Ts與散熱器的制熱能力間的關係的圖。

具體實施方式

以下，基於附圖，對本發明的實施方式進行詳細說明。

圖1是表示本發明一實施例的車用空調裝置1的結構圖。適用本發明的實施例的車輛是沒有裝載發動機(內燃機)的電動汽車(EV)，其是通過利用蓄電池中儲存的電力對行駛用的電動機進行驅動而行駛的(均未圖示)，本發明的車用空調裝置1也設置成通過蓄電池的電力進行驅動。即，實施例的車用空調裝置1是在無法利用發動機廢熱進行制熱的電動汽車中，利用使用製冷劑迴路的熱泵運轉進行制熱，並且有選擇地執行除溼制熱、製冷除溼、製冷等各運轉模式。

另外，作為車輛，不局限於電動汽車，本發明在同時具有發動機和行駛用的電動機的所謂混合動力汽車中也是有效的，另外，本發明還能適用於通過發動機行駛的通常的汽車，這點是不言自明的。

實施例的車用空調裝置1是進行電動汽車的車室內的空氣調節(制熱、製冷、除溼及換氣)的裝置，其是通過製冷劑配管13將電動式的壓縮機2、散熱器4、室外膨脹閥6、室外熱交換器7、室內膨脹閥8、吸熱器9、蒸發能力控制閥11及儲罐12等依次連接，來構成製冷劑迴路R，其中：上述電動式的壓縮機2對製冷劑進行壓縮；上述散熱器4設置在用於對車室內空氣進行通氣循環的HVAC單元10的空氣流通管路3內，並使從壓縮機2排出的高溫高壓的製冷劑經由製冷劑配管13G流入，而使該製冷劑在車室內散熱；上述室外膨脹閥6在制熱時使製冷劑減壓膨脹，且由電動閥構成；上述室外熱交換器7以在製冷時起到散熱器的作用且在制熱時起到蒸發器的作用的方式在製冷劑與外部氣體間進行熱交換；室內膨脹閥8使製冷劑減壓膨脹，且由電動閥構成；吸熱器9，該吸熱器9設置在空氣流通管路3內，並在製冷時及除溼時使製冷劑從車室內外吸熱；上述蒸發能力控制閥11對吸熱器9中的蒸發能力進行調節。另外，在室外熱交換器7上設置有室外送風機15。上述室外送風機15是通過將外部氣體強制通風至室外熱交換器7來使外部氣體與製冷劑進行熱交換的構件，藉此，形成為在停車時(即、車速VSP為0km/h)外部氣體也會通風至室外熱交換器7。

此外，室外熱交換器7在製冷劑下遊側依次具有接收乾燥部14和過冷卻部16，從室外熱交換器7伸出的製冷劑配管13A經由在製冷時打開的電磁閥(開閉閥)17而與接收乾燥部14連接，過冷卻部16的出口經由止回閥18而與室內膨脹閥8連接。另外，接收乾燥部14及過冷卻部16在結構上構成室外熱交換器7的一部分，在止回閥18中將靠室內膨脹閥8一側設為正向。

此外，止回閥18和室內膨脹閥8之間的製冷劑配管13B設置成與從位於吸熱器9的出口側的蒸發能力控制閥11伸出的製冷劑配管13C發生熱交換的關係，由製冷劑配管13B和製冷劑配管13C構成內部熱交換器19。藉此，設置成經過製冷劑配管13B流入室內膨脹閥8的製冷劑從吸熱器9流出，並被經過蒸發能力控制閥11的低溫的製冷劑冷卻(過冷卻)的結構。

此外，從室外熱交換器7伸出的製冷劑配管13A發生分岔，上述分岔後的製冷劑配管13D經過在制熱時打開的電磁閥(開閉閥)21而與位於內部熱交換器19的下遊側的製冷劑配管13C連通連接。另外，散熱器4的出口側的製冷劑配管13E在室外膨脹閥6前方發生分岔，上述分岔後的製冷劑配管13F經由在除溼時打開的電磁閥(開閉閥)22而與位於止回閥18的下遊側的製冷劑配管13B連通連接。

此外，在室外膨脹閥6上並聯地連接有旁通配管13J，在該旁通配管13J中夾設有電磁閥(開閉閥)20，該電磁閥(開閉閥)20在製冷模式下打開，並用於使製冷劑繞過膨脹閥6而流過上述旁通配管13J。另外，將上述室外膨脹閥6及電磁閥20與室外熱交換器7間的配管設為符號13I。

此外，在位於吸熱器9的空氣上遊側的空氣流通管路3上形成有外部氣體吸入口和內部氣體吸入口的各吸入口(在圖1中用吸入口25來代表性地示出)，在上述吸入口25中設置有吸入切換擋板(日文：吸込切換ダンパ)26，該吸入切換擋板26能將導入空氣流通管路3內的空氣切換成車室內的空氣即內部氣體(內部氣體循環模式)和車室外的空氣即外部氣體(外部氣體導入模式)。另外，在上述吸入切換擋板26的空氣下遊側設置有用於將導入的內部氣體或外部氣體輸送至空氣流通管路3的室內送風機(鼓風扇)27。

此外，在圖1中，符號23表示設置在實施例的車用空調裝置1中的熱介質循環迴路。上述熱介質循環迴路23包括：循環泵30，該循環泵30構成循環元件；熱介質加熱電加熱器(在圖中用ECH表示)35；以及熱介質－空氣熱交換器40(本發明中的輔助加熱元件)，該熱介質－空氣熱交換器40相對於空氣流通管路3的空氣流動設置在位於散熱器4的空氣下遊側的空氣流通管路3內，上述循環泵30、熱介質加熱電加熱器35及熱介質－空氣熱交換器40通過熱介質配管23A依次呈環狀連接。另外，作為在上述熱介質循環迴路23內循環的熱介質，例如採用水、HFO－1234yf這樣的製冷劑、冷卻液等。

此外，構成為當循環泵30運轉，並對熱介質加熱電加熱器35通電而發熱時，被上述熱介質加熱電加熱器35加熱後的熱介質在熱介質－空氣熱交換器40中循環。即，上述熱介質循環迴路23的熱介質－空氣熱交換器40是所謂的加熱芯，對車室內的制熱進行補充。通過採用上述熱介質循環迴路23，從而能提高乘坐者的電安全性。

此外，在位於散熱器4的空氣上遊側的空氣流通路3內設置有空氣混合擋板28，該空氣混合擋板28對內部空氣或外部空氣向散熱器4的流通程度進行調節。另外，在位於散熱器4的空氣下遊側的空氣流通管路3上形成有吹腳(日文：フット)、自然風(日文：ベント)、前擋風除霧(日文：デフ)的各吹出口(在圖1中代表性地用吹出口29示出)，在上述吹出口29上設置有對空氣從上述各吹出口的吹出進行切換控制的吹出口切換擋板31。

接著，在圖3中，符號32是由微型計算機構成的作為控制元件的控制器(ECU)，上述控制器32的輸入端與外部氣體溫度傳感器33、外部氣體溼度傳感器34、HVAC吸入溫度傳感器36、內部氣體溫度傳感器37、內部氣體溼度傳感器38、室內CO2濃度傳感器39、吹出溫度傳感器41、排出壓力傳感器42、排出溫度傳感器43、吸入壓力傳感器44、散熱器溫度傳感器46、散熱器壓力傳感器47、吸熱器溫度傳感器48、吸熱器壓力傳感器49、例如光傳感器式的日照傳感器51、車速傳感器52、空氣調節(空調)操作部53、室外熱交換器溫度傳感器54、室外熱交換器壓力傳感器56的各輸出端連接，其中：上述外部氣體溫度傳感器33對車輛的外部氣體溫度進行檢測；上述外部氣體溼度傳感器34對車輛的外部氣體溼度進行檢測；上述HVAC吸入溫度傳感器36對從吸入口25吸入空氣流通管路3的空氣的溫度進行檢測；上述內部氣體溫度傳感器37對車室內的空氣(內部氣體)的溫度進行檢測；上述內部氣體溼度傳感器38對車室內的空氣的溼度進行檢測；上述室內CO2濃度傳感器39對車室內的二氧化碳濃度進行檢測；上述吹出溫度傳感器41對從吹出口29吹出至車室內的空氣的溫度進行檢測；上述排出壓力傳感器42對壓縮機2的排出製冷劑壓力進行檢測；上述排出溫度傳感器43對壓縮機2的排出製冷劑溫度進行檢測；上述吸入壓力傳感器44對壓縮機2的吸入製冷劑壓力進行檢測；上述散熱器溫度傳感器46對散熱器4的溫度(經過散熱器4的空氣的溫度、或散熱器4自身的溫度)進行檢測；上述散熱器壓力傳感器47對散熱器4的製冷劑壓力(散熱器4內或剛從散熱器4流出後的製冷劑的壓力)進行檢測；上述吸熱器溫度傳感器48對吸熱器9的溫度(經過吸熱器9的空氣的溫度、或吸熱器9自身的溫度)進行檢測；上述吸熱器壓力傳感器49對吸熱器9的製冷劑壓力(吸熱器9內或剛從吸熱器9流出的製冷劑的壓力)進行檢測；上述日照傳感器51用於對照向車室內的日照量進行檢測；上述車速傳感器52用於對車輛的移動速度(車速)進行檢測；上述空氣調節(空調)操作部53用於對設定溫度及運轉模式的切換進行設定；上述室外熱交換器溫度傳感器54對室外熱交換器7的溫度(剛從室外熱交換器7流出的製冷劑的溫度或室外熱交換器7自身的溫度)進行檢測；上述室外熱交換器壓力傳感器56對室外熱交換器7的製冷劑壓力(室外熱交換器7內的製冷劑的壓力、或剛從室外熱交換器7流出的製冷劑的壓力)進行檢測。

此外，在控制器32的輸入端也還與熱介質加熱電加熱器溫度傳感器50和熱介質－空氣熱交換器溫度傳感器55的各輸出端連接，其中：上述熱介質加熱電加熱器溫度傳感器50對熱介質循環迴路23的熱介質加熱電加熱器35的溫度(剛在熱介質加熱電加熱器35中加熱後的熱介質的溫度、或內置在熱介質加熱電加熱器35中的未圖示的電加熱器自身的溫度)進行檢測；上述熱介質－空氣熱交換器溫度傳感器55對熱介質－空氣熱交換器40的溫度(經過熱介質－空氣熱交換器40的空氣的溫度、或熱介質－空氣熱交換器40自身的溫度)進行檢測。

另一方面，控制器32的輸出端與上述壓縮機2、室外送風機15、室內送風機(鼓風扇)27、吸入切換擋板26、空氣混合擋板28、吹出口擋板31、室外膨脹閥6、室內膨脹閥8、各電磁閥22、17、21、20、循環泵30、熱介質加熱電加熱器35、蒸發能力控制閥11連接。此外，控制器32基於各傳感器的輸出和在空調操作部53中輸入的設定，對上述構件進行控制。

根據以上結構，接著對實施例的車用空氣調節裝置1的動作進行說明。在實施例中，控制器32粗分的話能切換執行制熱模式、除溼制熱模式、內部循環模式、除溼製冷模式、製冷模式的各運轉模式。首先，對各運轉模式中的製冷劑的流動進行說明。

(1)制熱模式的製冷劑的流動

當通過控制器32或通過對空氣調節操作部53的手動操作選擇制熱模式時，控制器32將電磁閥21打開，將電磁閥17、電磁閥22及電磁閥20關閉。接著，使壓縮機2及各送風機15、27運轉，空氣混合擋板28設置成使從室內送風機27吹出的空氣通風至散熱器4及熱介質－空氣熱交換器40的狀態。藉此，從壓縮機2排出的高溫高壓的氣體製冷劑流入散熱器4。由於在散熱器4中通有空氣流通管路3內的空氣，因此，空氣流通管路3內的空氣被散熱器4內的高溫製冷劑加熱，另一方面，散熱器4內的製冷劑被空氣奪取熱量而被冷卻並冷凝液化。

在散熱器4內液化後的製冷劑在從散熱器4流出後，經過製冷劑配管13E流動至室外膨脹閥6。另外，有關熱介質循環迴路23的動作及作用將在後文進行說明。流入室外膨脹閥6的製冷劑在其中被減壓後，流入室外熱交換器7。流入室外熱交換器7的製冷劑發生蒸發，通過行駛或是從利用室外送風機15送來的外部空氣中吸取熱量。即，製冷劑迴路R成為熱泵(在附圖中以HP表示)。接著，從室外熱交換器7中流出的低溫的製冷劑經過製冷劑配管13A、電磁閥21及製冷劑配管13D，而從製冷劑配管13C流入儲罐12，然後在進行氣液分離後，氣體製冷劑被吸入到壓縮機2，並且反覆進行上述循環。由於在散熱器4中加熱後的空氣經由熱介質－空氣熱交換器40從吹出口29吹出，藉此，進行車室內的制熱。

控制器32基於排出壓力傳感器42或散熱器壓力傳感器47所檢測出的製冷劑迴路R的高壓壓力來對壓縮機2的轉速進行控制，並且基於散熱器溫度傳感器46所檢測出的散熱器4的溫度及散熱器壓力傳感器47所檢測出的散熱器4的製冷劑壓力來對室外膨脹閥6的閥開度進行控制，並對散熱器4的出口處的製冷劑的過冷卻度進行控制。

(2)除溼制熱模式的製冷劑的流動

接著，在除溼制熱模式下，控制器32在上述制熱模式的狀態下將電磁閥22打開。藉此，經過散熱器4在製冷劑配管13E中流動的冷凝製冷劑的一部分被分流，經過電磁閥22並從製冷劑配管13F及13B經由內部熱交換器19流動至室內膨脹閥8。製冷劑在室內膨脹閥8中被減壓後，流入吸熱器9而發生蒸發。由於利用此時的吸熱作用使從室內送風機27吹出的空氣中的水分凝結並附著在吸熱器9上，因此，空氣被冷卻，且被除溼。

在吸熱器9中蒸發後的製冷劑在經過蒸發能力控制閥11、內部熱交換器19並通過製冷劑配管13C與來自製冷劑配管13D的製冷劑合流後，經過儲罐12被吸入至壓縮機2，並且反覆進行上述循環。在吸熱器9中除溼後的空氣由於在經過散熱器4的過程中被再加熱，藉此，進行車室內的除溼制熱。控制器32基於排出壓力傳感器42或散熱器壓力傳感器47所檢測出的製冷劑迴路R的高壓壓力來對壓縮機2的轉速進行控制，並且基於吸熱器溫度傳感器48所檢測出的吸熱器9的溫度來對室外膨脹閥6的閥開度進行控制。

(3)內部循環模式的製冷劑的流動

接著，在內部循環模式中，控制器32在上述除溼制熱模式的狀態下將室外膨脹閥6設置為全關(全關位置)，並且也關閉電磁閥20、21。通過關閉該室外膨脹閥6和電磁閥20、21，從而阻止製冷劑向室外熱交換器7的流入以及製冷劑從室外熱交換器7的流出，因此，經過散熱器4而在製冷劑配管13E中流動的冷凝製冷劑經過電磁閥22全部流動至製冷劑配管13F。接著，在製冷劑配管13F中流動的製冷劑從製冷劑配管13B開始，經過內部熱交換器19流入室內膨脹閥8。製冷劑在室內膨脹閥8中被減壓後，流入吸熱器9而發生蒸發。由於利用此時的吸熱作用使從室內送風機27吹出的空氣中的水分凝結並附著在吸熱器9上，因此，空氣被冷卻，且被除溼。

在吸熱器9中蒸發後的製冷劑在經過蒸發能力控制閥11、內部熱交換器19後在製冷劑配管13C中流動，經過儲罐12被吸入至壓縮機2，並且反覆進行上述循環。由於在吸熱器9中除溼後的空氣在通過散熱器4的過程中被再次加熱，由此進行車室內的除溼制熱，但是由於在上述內部循環模式下，使製冷劑在處於室內側的空氣流通管路3內的散熱器4(散熱)與吸熱器9(吸熱)之間循環，因此，不從外部氣體汲取熱，而發揮與壓縮機2的消耗動力相當的制熱能力。由於製冷劑全部在發揮除溼作用的吸熱器9中流動，因此，當與上述除溼制熱模式進行比較時，除溼能力較高，但是制熱能力降低。

控制器32基於吸熱器9的溫度或上述製冷劑迴路R的高壓壓力來對壓縮機2的轉速進行控制。此時，控制器32選擇通過吸熱器9的溫度獲得的或是通過高壓壓力獲得的從多個運算中得到的壓縮機目標轉速中的較低的壓縮機目標轉速，來對壓縮機2進行控制。

(4)除溼製冷模式的製冷劑的流動

接著，在除溼製冷模式中，控制器32將電磁閥17打開，並將電磁閥21、電磁閥22及電磁閥20關閉。接著，使壓縮機2及各送風機15、27運轉，空氣混合擋板28設置成使從室內送風機27吹出的空氣通風至散熱器4及熱介質－空氣熱交換器40的狀態。藉此，從壓縮機2排出的高溫高壓的氣體製冷劑流入散熱器4。由於在散熱器4中通有空氣流通管路3內的空氣，因此，空氣流通管路3內的空氣被散熱器4內的高溫製冷劑加熱，另一方面，散熱器4內的製冷劑被空氣奪取熱量而被冷卻並冷凝液化。

從散熱器4流出的製冷劑經過製冷劑配管13E流動至室外膨脹閥6，經過以稍許打開的方式控制的室外膨脹閥6而流入室外熱交換器7。流入室外熱交換器7的製冷劑然後通過行駛或是利用室外送風機15送來的外部氣體進行空氣冷卻，並散熱冷凝。從室外熱交換器7流出的製冷劑從製冷劑配管13A經過電磁閥17依次流入接收乾燥部14、過冷卻部16。在此，製冷劑被過冷卻。

從室外熱交換器7的過冷卻部16流出的製冷劑經過止回閥18流入製冷劑配管13B，並經由內部熱交換器19流動至室內膨脹閥8。製冷劑在室內膨脹閥8中被減壓後，流入吸熱器9而發生蒸發。由於利用此時的吸熱作用使從室內送風機27吹出的空氣中的水分凝結並附著在吸熱器9上，因此，空氣被冷卻，且被除溼。

在吸熱器9中蒸發後的製冷劑在經過蒸發能力控制閥11、內部熱交換器19後經由製冷劑配管13C流動至儲罐12，並經過儲罐12被吸入至壓縮機2，並且反覆進行上述循環。在吸熱器9中冷卻且除溼後的空氣在經過散熱器4的過程中被再加熱(散熱能力比制熱時低)，藉此，進行車室內的除溼製冷。控制器32基於吸熱器溫度傳感器48所檢測出的吸熱器9的溫度來對壓縮機2的轉速進行控制，並且基於上述製冷劑迴路R的高壓壓力來對室外膨脹閥6的閥開度進行控制，以對散熱器4的製冷劑壓力(散熱器壓力PCI)進行控制。

(5)製冷模式的製冷劑的流動

接著，在製冷模式下，控制器32在上述除溼製冷模式的狀態下將電磁閥20打開(在這種情況下，室外膨脹閥6也可以是包括全開(將閥開度控制到上限)在內的任意閥開度)，空氣混合擋板28設置成空氣不會通風至散熱器4及熱介質－空氣熱交換器40的狀態。藉此，從壓縮機2排出的高溫高壓的氣體製冷劑流入散熱器4。由於在散熱器4中沒有通有空氣流通管路3內的空氣，因此，在此製冷劑僅是流過散熱器4，從散熱器4流出的製冷劑經過製冷劑配管13E流動至電磁閥20及室外膨脹閥6。

此時，由於電磁閥20是打開著的，因此，製冷劑繞過室外膨脹閥6流過旁通配管13J，直接流入室外熱交換器7，然後通過行駛或是利用由室外送風機15送來的外部氣體進行空氣冷卻，並冷凝液化。從室外熱交換器7流出的製冷劑從製冷劑配管13A經過電磁閥17依次流入接收乾燥部14、過冷卻部16。在此，製冷劑被過冷卻。

從室外熱交換器7的過冷卻部16流出的製冷劑經過止回閥18流入製冷劑配管13B，並經由內部熱交換器19流動至室內膨脹閥8。製冷劑在室內膨脹閥8中被減壓後，流入吸熱器9而發生蒸發。由於利用此時的吸熱作用使從室內送風機27吹出的空氣中的水分凝結並附著在吸熱器9上，因此，空氣被冷卻。

在吸熱器9中蒸發後的製冷劑在經過蒸發能力控制閥11、內部熱交換器19後經由製冷劑配管13C流動至儲罐12，並經過儲罐12被吸入至壓縮機2，並且反覆進行上述循環。在吸熱器9中冷卻、除溼後的空氣不流過散熱器4，而是從吹出口29吹出至車室內，藉此進行車室內的製冷。在該製冷模式下，控制器32基於吸熱器溫度傳感器48所檢測出的吸熱器9的溫度來對壓縮機2的轉速進行控制。

(6)制熱模式及在該制熱模式下利用熱介質循環迴路進行的輔助加熱

接著，對上述制熱模式下的壓縮機2及室外膨脹閥6的控制及在該制熱模式下利用熱介質循環迴路23進行的輔助加熱進行說明。

(6－1)壓縮機及室外膨脹閥的控制

控制器32從下式(I)計算出目標吹出溫度TAO。上述目標吹出溫度TAO是從吹出口29吹出至車室內的空氣溫度的目標值。

TAO＝(Tset－Tin)×K+Tbal(f(Tset、SUN、Tam))··(I)

在此，Tset是在空氣調節操作部53中設定的車室內的設定溫度，Tin是內部氣體溫度傳感器37所檢測出的車室內空氣的溫度，K是係數，Tbal是從設定溫度Tset、日照傳感器51所檢測出的日照量SUN、外部氣體溫度傳感器33所檢測出的外部氣體溫度Tam計算出的平衡值。此外，一般來說，外部氣體溫度Tam越低，上述目標吹出溫度TAO越高，伴隨著外部氣體溫度Tam上升，上述目標吹出溫度TAO降低。

控制器32從上述目標吹出溫度TAO計算出目標散熱器溫度TCO，接著，基於上述目標散熱器溫度TCO，計算出目標散熱器壓力PCO。接著，基於上述目標散熱器壓力PCO和散熱器壓力傳感器47所檢測出的散熱器4的製冷劑壓力(散熱器壓力)Pci，控制器32計算出壓縮機2的轉速Nc，並以該轉速Nc使壓縮機2運轉。即，控制器32根據壓縮機2的轉速Nc對散熱器4的製冷劑壓力Pci進行控制。

此外，控制器32基於目標吹出溫度TAO計算出散熱器4的目標散熱器過冷卻度TGSC。另一方面，散熱器32基於散熱器壓力Pci和散熱器溫度傳感器46所檢測出的散熱器4的溫度(散熱器溫度Tci)，計算出散熱器4中的製冷劑的過冷卻度(散熱器過冷卻度SC)。接著，基於上述散熱器過冷卻度SC和目標散熱器過冷卻度TGSC，計算出室外膨脹閥6的目標閥開度(目標室外膨脹閥開度TGECCV)。然後，控制器32將室外膨脹閥6的閥開度控制成上述目標室外膨脹閥開度TGECCV。

控制器32朝目標吹出溫度TAO越高、越是提高目標散熱器過冷卻度TGSC的方向進行運算，但不局限於此，也可以基於後述的要求制熱能力TGQ與最大制熱能力Qhpmax間的差(能力差)及散熱器壓力Pci、目標散熱器壓力PCO與散熱器壓力Pci間的差(壓力差)來進行計算。在這種情況下，能力差越小、壓力差越小、室內送風機27的風量越小或是散熱器壓力Pci越小，則控制器32越是降低目標散熱器過冷卻度TGSC。

(6-2)熱介質循環迴路的控制1

此外，當在上述制熱模式下判斷為由散熱器4進行的制熱能力不足時，控制器32通過對熱介質加熱電加熱器35通電來使其發熱，並使循環泵30運轉，從而執行利用熱介質循環迴路23的熱介質－空氣熱交換器40進行的加熱。

當使熱介質循環迴路23的循環泵30運轉，並對熱介質加熱電加熱器35通電時，如上所述，由於通過熱介質加熱電加熱器35加熱後的熱介質(高溫的熱介質)會在熱介質－空氣熱交換器40中循環，因此，對經過空氣流通管路3的散熱器4的空氣進行加熱。因而，在制熱模式下，從熱介質－空氣熱交換器40排出且從吹出口29吹出的空氣的溫度的目標值為目標散熱器溫度TCO。

接著，對制熱模式下的熱介質循環迴路23的控制進行說明。控制器32使用式(II)、式(III)、式(IV)計算出所要求的散熱器4的制熱能力即要求制熱能力TGQ(kW)、散熱器4所能產生的最大制熱能力Qhpmax(kW)和散熱器4實際產生的實際制熱能力Qhp(kW)。最大制熱能力Qhpmax是在此時的外部氣體溫度Tam下，散熱器4所能產生的最大的制熱能力的預測值(即，熱泵的推定最大制熱能力)。此外，實際制熱能力Qhp是在此時的外部氣體溫度Tam和壓縮機2的轉速Nc下，散熱器4實際產生的制熱能力的預測值。

TGQ＝(TCO－Te)×Ca×ρ×Qair··(II)

Qhpmax＝kQhpest1×Ga+kQhpest2×Tam+kQhpest3×Ncmax+kQhpest4··(III)

Qhp＝kQhpest1×Ga+kQhpest2×Tam+kQhpest3×Nc+kQhpest4··(IV)

此外，Te是吸熱器溫度傳感器48所檢測出的吸熱器9的溫度，Ca是流入散熱器4的空氣的比熱[kj/m3·K]，ρ是流入散熱器4的空氣的密度(比體積)[kg/m3]，Qair是經過散熱器4的風量[m3/h](從室內送風機27的鼓風電壓BLV等推定)，Ga是經過散熱器4的空氣的風量(m3/s)，Ncmax是壓縮機2的上限轉速，Nc是壓縮機2的轉速(實際轉速)。此外，式(III)、式(IV)中的kQhpest1、kQhpest2、kQhpest3、kQhpest4是通過實測預先得到的係數。

接著，控制器32使用式(V)計算出要求制熱能力TGQ與散熱器4的最大制熱能力Qhpmax間的差，以此計算出熱介質循環迴路23(包含輔助加熱元件，即熱介質－空氣熱交換器40，下同)的要求制熱能力的推定值TGQhtr0。此外，控制器32使用式(VI)計算出散熱器4的最大制熱能力Qhpmax與實際制熱能力Qhp間的差，並計算出熱介質循環迴路23的要求制熱能力的修正值TGQhtrh。

TGQhtr0＝TGQ－Qhpmax··(V)

TGQhtrh＝Qhpmax－Qhp··(VI)

接著，控制器32通過式(VII)在要求制熱能力的推測值TGQhtr0上加上修正值TGQhtrh，從而計算出熱介質循環迴路23的要求制熱能力TGQhtr。

TGQhtr＝TGQthr0+TGQhtrh··(VII)

該式(VII)的右邊是式(V)的右邊和式(VI)的右邊之和，因此，要求制熱能力TGQhtr是散熱器4的要求制熱能力TGQ與散熱器4的實際制熱能力Qhp間的差(TGQ－Qhp)。上述散熱器4的要求制熱能力TGQ與實際制熱能力Qhp間的差(TGQ－Qhp)是實際制熱能力Qhp相對於散熱器4的要求制熱能力TGQ不足的部分，控制器32首先計算出熱介質循環迴路23的要求制熱能力TGQhtr，以作為實際制熱能力Qhp進行補足的制熱能力。

接著，控制器32根據室外熱交換器溫度傳感器54得到的室外熱交換器7的當前的製冷劑蒸發溫度TXO、在外部氣體為低溼環境且在室外熱交換器7上沒有結霜的無結霜時的上述室外熱交換器7的製冷劑蒸發溫度TXObase，來計算出由室外熱交換器7的結霜引起的散熱器4的實際制熱能力Qhp的降低量ΔQhp和最大制熱能力Qhpmax的降低量ΔQhpmax。這種情況下的控制器32使用下式(VIII)來確定無結霜時的室外熱交換器7的製冷劑蒸發溫度TXObase。

TXObase＝f(Tam、Nc、BLV、VSP)

＝k5×Tam+k6×Nc+k7×BLV+k8×VSP··(VIII)

在此，式(VIII)的參數中的Tam與上述同樣地是從外部氣體溫度傳感器33獲得的外部氣體溫度，Nc是壓縮機2的轉速，BLV是室內送風機27的鼓風電壓，VSP是從車速傳感器52獲得的車速，k5～k8是係數，預先通過實驗求得。

在這種情況下，具有外部氣體溫度Tam(室外熱交換器7的吸入空氣溫度)越低、則TXObase越低的趨勢。因而，係數k5為正值。此外，具有壓縮機2的轉速Nc越高(製冷劑流量越多)、則TXObase越低的趨勢。因而，係數k6為負值。此外，具有鼓風電壓BLV越高(散熱器4的經過風量越大)、則TXObase越低的趨勢。因而，係數k7為負值。此外，具有車速VSP越低(室外熱交換器7的經過風速越低)、則TXObase越低的趨勢。因而，係數k8為正值。

接著，控制器32計算出通過將當前的各參數的值代入式(VIII)而得到的無結霜時的製冷劑蒸發溫度TXObase與當前的製冷劑蒸發溫度TXO間的差ΔTXO(ΔTXO＝TXObase－TXO)，使用與上述差ΔTXO相關的係數KΔQ，如式(IX)和式(X)那樣，計算出因室外熱交換器7的結霜而降低的散熱器4的制熱能力Qhph和降低的最大制熱能力Qhpmaxh。

Qhph＝KΔQ×Qhp··(IX)

Qhpmaxh＝KΔQ×Qhpmax··(X)

在此，上述差ΔTXO與係數KΔQ間的關係示於圖3。由於隨著結霜在室外熱交換器7上的進行，使得製冷劑蒸發溫度TXO降低，因此，差ΔTXO越大，則室外熱交換器7的結霜率越大，散熱器4的制熱能力越是降低。圖3示出的差ΔTXO和係數KΔQ的關係通過實測而預先求得，差ΔTXO越大，即室外熱交換器7的結霜率越大，則係數KΔQ越小，Qhph及Qhpmaxh也越小。

此外，使用式(XI)和式(XII)，計算出因室外熱交換器7的結霜引起的散熱器4的實際制熱能力Qhp的降低量ΔQhp和最大制熱能力Qhpmax的降低量ΔQhpmax。

ΔQhp＝Qhp－Qhph··(XI)

ΔQhpmax＝Qhpmax－Qhpmaxh··(XII)

如上所述，因室外熱交換器7的結霜，而使散熱器4的實際制熱能力Qhp降低。因而，在室外熱交換器7上發生結霜時，即使利用如上所述從式(VII)得到的TGQhtr＝TGQ－Qhp來控制由熱介質循環迴路23進行的加熱，上述降低量ΔQhp部分的制熱能力也會不足。

因而，控制器32對TGQhtr進行修正，並對熱介質循環迴路23向熱介質加熱電加熱器35的通電以及循環泵30的運轉進行控制，從而將散熱器4的制熱能力的降低量ΔQhp與由上述式(VII)計算出的熱介質循環迴路23的要求制熱能力TGQgtr相加，來使熱介質－空氣熱交換器40(輔助加熱元件)的制熱能力達到(TGQhtr+ΔQhp)。

這樣，根據本發明，當散熱器4的實際制熱能力Qhp相對於散熱器4的要求制熱能力TGQ不足時，能夠通過熱介質循環迴路23的熱介質－空氣熱交換器40對供給至車室內的空氣進行加熱來補足制熱能力，從而能實現舒適的車室內製熱。

此外，在由散熱器4進行的制熱能力不足的狀況下，執行由熱介質循環迴路23的熱介質－空氣熱交換器40進行的加熱，因此，能夠最大程度地抑制伴隨著由熱介質循環迴路23進行的加熱而產生的效率下降。藉此，特別是在電動汽車中，能有效地抑制續航距離降低這樣的不良情況。

特別是，控制器32計算出由室外熱交換器7的結霜引起的實際制熱能力Qhp的降低量ΔQhp，在熱介質循環迴路23的要求制熱能力TGQhtr上加上降低量ΔQhp來執行由熱介質循環迴路23的熱介質－空氣熱交換器40進行的加熱，因此，當在室外熱交換器7上產生結霜而使實際制熱能力Qhp降低時，上述降低量ΔQhp也能夠通過熱介質循環迴路23進行補足，從而能進一步提高舒適度。

在這種情況下，控制器32根據室外熱交換器7的製冷劑蒸發溫度TXO與無結霜時的上述室外熱交換器7的製冷劑蒸發溫度TXObase間的差ΔTXO，來計算出由室外熱交換器7的結霜引起的實際制熱能力Qhp的降低量ΔQhp，因此，能高精度地計算出降低量ΔQhp，以準確地執行熱介質循環迴路23的控制。

此外，在上述實施例的式(IV)中，根據經過散熱器4的空氣的風量Ga、外部氣體溫度Tam及壓縮機2的轉速(實際轉速)Nc計算出散熱器4實際產生的制熱能力的預測值、即實際制熱能力Qhp，但也可以使用下述式(XIII)來計算實際制熱能力Qhp。

Qhp＝(THout－THin)×Ca×Ga··(XIII)

此外，THout是經過散熱器4之後的空氣溫度(℃)，THin是經過散熱器4之前的空氣溫度、即散熱器4的吸入空氣溫度(℃)。它們的差(THout－THin)是通過經過散熱器4而產生的空氣溫度的上升，通過將上述差與比熱Ca和風量Ga相乘，也能計算出散熱器4的實際制熱能力Qhp。

(6-3)熱介質循環迴路的控制2

在此，當室外熱交換器7的結霜增大時，即使使製冷劑迴路R的壓縮機2運轉，也無法進行來自外部氣體的吸熱(熱泵)，並且運轉效率也顯著降低。因而，控制器32根據上述無結霜時的室外熱交換器7的製冷劑蒸發溫度TXObase與當前的製冷劑蒸發溫度TXO間的差ΔTXO(ΔTXO＝TXObase－TXO)，來計算出室外熱交換器7的結霜率，當該結霜率達到規定值以上時，停止製冷劑迴路R的壓縮機2。

圖4表示根據上述差ΔTXO判斷室外熱交換器7的結霜率時的差ΔTXO與結霜率間的關係。控制器32在差ΔTXO為0時判斷為結霜率0。隨著差ΔTXO從上述狀態開始上升至10(度)，結霜率以規定的傾斜角度上升至100％。在實施例中，當結霜率達到規定值(例如100％)時，控制器32使壓縮機2停止。接著，運轉熱介質加熱電加熱器35及循環泵30，以使熱介質循環迴路23的熱介質－空氣熱交換器40產生要求制熱能力TGQ(TGQhtr＝TGQ)。

接著，在ΔTXO降低而低於9(度)時，隨著從此時開始降低至－1(度)，結霜率也以規定的傾斜角度降低至0(滯後1度)在結霜率低於規定值(例如100％)時，控制器32解除壓縮機2的啟動禁止，再次返回至由製冷劑迴路R的散熱器4和熱介質循環迴路23進行制熱的制熱模式。

這樣，根據差ΔTXO來掌握結霜在室外熱交換器7上的進行程度，當進行了結霜時，切換為僅由熱介質循環迴路23的熱介質－空氣熱交換器40進行的車室內製熱，因此，能防止製冷劑迴路R的室外熱交換器7的結霜進一步成長，或是能一邊促進結霜的融解，一邊由熱介質循環迴路23繼續進行車室內的制熱。

(6-4)熱介質循環迴路的控制3

接著，圖5示出了上述壓縮機2的停止控制的另一示例。在上述實施例(6-3)中，通過差TXO計算出室外熱交換器7的結霜率，但並不限定於此，也可以根據上述散熱器4的最大制熱能力Qhpmax的降低量ΔQhpmax、或是實際制熱能力Qhp的降低量ΔQhp計算出室外熱交換器7的結霜率，當該結霜率達到規定值以上時，停止製冷劑迴路R的壓縮機2。

圖5示出了根據上述降低量ΔQhpmax、ΔQhp對室外熱交換器7的結霜率進行判斷時的降低量ΔQhpmax、ΔQhp與結霜率間的關係。控制器32在將降低量ΔQhpmax、ΔQhp為0時判斷為結霜率0。隨著降低量ΔQhpmax、ΔQhp從上述狀態開始上升至1000(W)，結霜率以規定的傾斜角度上升至100％。在實施例中，當結霜率達到規定值(例如100％)時，控制器32使壓縮機2停止。接著，運轉熱介質加熱電加熱器35及循環泵30，以使熱介質循環迴路23的熱介質－空氣熱交換器40產生要求制熱能力TGQ。

接著，在降低量ΔQhpmax、ΔQhp降低而低於900(W)時，隨著從此時開始降低至－100(W)，結霜率也以規定的傾斜角度降低至0(滯後100W)在結霜率低於規定值(例如100％)時，控制器32解除壓縮機2的啟動禁止，再次返回至由製冷劑迴路R的散熱器4和熱介質循環迴路23進行制熱的制熱模式。

這樣，根據散熱器4的最大制熱能力Qhpmax的降低量ΔQhpmax、實際制熱能力Qhp的降低量ΔQhp來掌握在結霜在室外熱交換器7上的進行程度，當進行了結霜時，切換為僅由熱介質循環迴路23的熱介質－空氣熱交換器40進行的車室內製熱，因此，能防止製冷劑迴路R的室外熱交換器7的結霜進一步成長，或是能一邊促進結霜的融解，一邊由熱介質循環迴路23繼續進行車室內的制熱。

(6-5)熱介質循環迴路的控制4

此外，在上述各實施例中，根據差ΔTXO及散熱器4的最大制熱能力Qhpmax的降低量ΔQhpmax、實際制熱能力Qhp的降低量ΔQhp對室外熱交換器7的結霜率進行推斷，以使壓縮機2停止，但並不限定於此，也可以根據散熱器4的最大制熱能力Qhpmax的降低量ΔQhpmax、實際制熱能力Qhp的降低量ΔQhp來直接判斷室外熱交換器7的結霜程度，當各降低量ΔQhpmax或ΔQhp達到規定值以上時，判斷為室外熱交換器7已進行了結霜，從而使壓縮機2停止。

(7)另一結構例1

接著，圖6示出了本發明的車用空調裝置1的另一結構圖。在本實施例中，在室外熱交換器7上沒有設置接收乾燥部14和過冷卻部16，從室外熱交換器7伸出的製冷劑配管13A經由電磁閥17和止回閥18而與製冷劑配管13B連接。此外，從製冷劑配管13A分岔出的製冷劑配管13D同樣地經由電磁閥21而與位於內部熱交換器19下遊側的製冷劑配管13C連接。

其它與圖1的例子相同。這樣，本發明在採用不具有接收乾燥部14和過冷卻部16的室外熱交換器7的製冷劑迴路R的車用空調裝置1中也是有效的。

(8)另一結構例2

接著，圖7示出了本發明的車用空調裝置1的又一結構圖。在這種情況下，將圖6的熱介質循環迴路23替換為電加熱器73。在上述熱介質循環迴路23的情況下，將熱介質加熱電加熱器35設置在空氣流通管路3外的車室外，因此，電安全性得到確保，但是結構變得複雜。

另一方面，如圖7那樣，若將電加熱器73設置在空氣流通管路3中，則結構會明顯簡化。在這種情況下，電加熱器73成為輔助加熱元件，能通過控制器32實施上述控制。此外，本發明在採用了這樣的電加熱器73的製冷劑迴路R的車用空調裝置1中也是有效的。

(9)另一結構例3

接著，圖8示出了本發明的車用空調裝置1的再一結構圖。另外，本實施例的製冷劑迴路R與圖6相同。但是，在這種情況下，熱介質循環迴路23的熱介質－空氣熱交換器40相對於空氣流通管路3的空氣流動配置於散熱器4的上遊側且配置於空氣混合擋板28的下遊側。其它結構與圖6相同。

在這種情況下，由於在空氣流通管路3中熱介質－空氣熱交換器40位於散熱器4的上遊側，因此，在熱介質循環迴路23的動作過程中，空氣在熱介質－空氣熱交換器40中被加熱後流入散熱器4。這樣，本發明在將熱介質－空氣熱交換器40配置於散熱器4的上遊側的車用空調裝置1中也是有效的，特別是，在這種情況下，不會再產生因熱介質循環迴路23內的熱介質的溫度較低而引起的問題。藉此，容易實現與散熱器4的協同制熱，但經過熱介質－空氣熱交換器40的空氣流入散熱器4，因此，在上述散熱器4的最大制熱能力Qhpmax和實際制熱能力Qhp的計算式(III)、(IV)中，加上使散熱器4的吸入空氣溫度THin與規定的係數kOhpest5(也是根據實測預先得到的係數)相乘後的值。

上述散熱器4的吸入空氣溫度THin是熱介質－空氣熱交換器溫度傳感器55檢測出的經過熱介質－空氣熱交換器40的空氣的溫度。這樣，當熱介質循環迴路23的熱介質－空氣熱交換器40相對於散熱器4和空氣流通管路3的空氣的流動配置在該散熱器4的上遊側時，控制器32考慮了散熱器4的吸入空氣溫度THin來計算出最大制熱能力Qhpmax和實際制熱能力Qhp，從而當通過熱介質－空氣熱交換器40加熱後的空氣流入散熱器4時，能考慮了伴隨而來的熱量的變化量，正確地計算出散熱器4的最大制熱能力Qhpmax及實際制熱能力Qhp。

(10)另一結構例4

接著，圖9示出了本發明的車用空調裝置1的再一結構圖。在這種情況下，將圖8的熱介質循環迴路23替換為電加熱器73。本發明在採用了這樣的電加熱器73的製冷劑迴路R的車用空調裝置1中也是有效的。

(11)另一結構例5

接著，圖10示出了本發明的車用空調裝置1的再一結構圖。本實施例的製冷劑迴路R及熱介質循環迴路23(輔助加熱元件)的配管結構與圖1的情況基本相同，但散熱器4並非設置於空氣流通管路3，而是配置於空氣流通管路3的外側。對應地，此時的熱介質－製冷劑熱交換器74配置成與上述散熱器4發生熱交換關係。

上述熱介質－製冷劑熱交換器74是連接至熱介質循環迴路23的位於循環泵30與熱介質加熱電加熱器35之間的熱介質配管23A的構件，熱介質循環迴路23的熱介質－空氣熱交換器40設於空氣流通管路3。利用上述結構，從循環泵30排出的熱介質與在散熱器4中流動的製冷劑發生熱交換，並被該製冷劑加熱，接著在被熱介質加熱電加熱器35(被通電而發熱的情況)加熱後，通過在熱介質－空氣熱交換器40中散熱，從而對從空氣流通管路3供給至車室內的空氣進行加熱。

在這種結構的車用空調裝置1中，也能在利用散熱器4進行的制熱能力不足的情況下，通過對熱介質加熱電加熱器35通電以對在熱介質迴路23A內流動的熱介質進行加熱，來進行加熱輔助，同時與如上所述將電加熱器配置於空氣流通管路3的情況相比，能實現電安全性更高的車室內製熱。

另外，在實施例中，將本發明適用於切換並執行制熱模式、除溼制熱模式、除溼製冷模式、製冷模式的各運轉模式的車用空調裝置1，但不局限於此，本發明在僅進行制熱模式的車用空調裝置中也是有效的。

另外，在上述各實施例中說明的製冷劑迴路R的結構及各數值不限定於此，能在不脫離本發明的宗旨的範圍進行改變，這點是自不待言的。

符號說明

1 車用空調裝置

2 壓縮機

3 空氣流通管路

4 散熱器

6 室外膨脹閥

7 室外熱交換器

8 室內膨脹閥

9 吸熱器

11 蒸發能力控制閥

17、20、21、22 電磁閥

23 熱介質循環迴路(輔助加熱元件)

26 吸入切換擋板

27 室內送風機(鼓風扇)

28 空氣混合擋板

30 循環泵(循環元件)

32 控制器(控制元件)

35 熱介質加熱電加熱器(電加熱器)

40 熱介質-空氣熱交換器(輔助加熱元件)

70、74 熱介質－製冷劑熱交換器

73 電加熱器(輔助加熱元件)

R 製冷劑迴路。