冷却装置
【課題】装置のコスト低減と小型化とを達成できる、発熱源の冷却装置を提供する。
【解決手段】ＨＶ機器３１を冷却する冷却装置１は、冷媒を循環させるための圧縮機１２と、冷媒と外気との間で熱交換する熱交換器１４と、冷媒を減圧する膨張弁１６と、冷媒と空調用空気との間で熱交換する熱交換器１８と、膨張弁１６を経由して熱交換器１２と熱交換器１８との間を流通する冷媒の経路上に設けられ、冷媒を用いてＨＶ機器３１を冷却する冷却部３０と、圧縮機１２から熱交換器１４へ向かう冷媒の流れと圧縮機１２から熱交換器１８へ向かう冷媒の流れとを切り換える四方弁２８と、を備える。
【解決手段】ＨＶ機器３１を冷却する冷却装置１は、冷媒を循環させるための圧縮機１２と、冷媒と外気との間で熱交換する熱交換器１４と、冷媒を減圧する膨張弁１６と、冷媒と空調用空気との間で熱交換する熱交換器１８と、膨張弁１６を経由して熱交換器１２と熱交換器１８との間を流通する冷媒の経路上に設けられ、冷媒を用いてＨＶ機器３１を冷却する冷却部３０と、圧縮機１２から熱交換器１４へ向かう冷媒の流れと圧縮機１２から熱交換器１８へ向かう冷媒の流れとを切り換える四方弁２８と、を備える。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、冷却装置に関し、特に、蒸気圧縮式冷凍サイクルを利用して発熱源を冷却する冷却装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来の車両用空調装置に関し、たとえば特開平５−９６９４０号公報（特許文献１）には、車室内空気熱交換器を備え、四方切換え弁によって暖房モード運転および冷房モード運転が可能な、空気調和装置が開示されている。
【０００３】
近年、環境問題対策の一つとして、モータの駆動力により走行するハイブリッド車、燃料電池車、電気自動車などが注目されている。このような車両において、モータ、ジェネレータ、インバータ、コンバータおよびバッテリなどの電気機器は、電力の授受によって発熱する。そのため、これらの電気機器を冷却する必要がある。そこで、車両用空調装置として使用される蒸気圧縮式冷凍サイクルを利用して、発熱体を冷却する技術が提案されている。
【０００４】
たとえば特開２００７−６９７３３号公報（特許文献２）には、膨張弁から圧縮機へ至る冷媒通路に、空調用の空気と熱交換する熱交換器と、発熱体と熱交換する熱交換器と、を並列に配置し、空調装置用の冷媒を利用して発熱体を冷却するシステムが開示されている。特開２００１−３０９５０６号公報（特許文献３）には、車両走行モータを駆動制御するインバータ回路部の冷却部材に車両空調用冷凍サイクル装置の冷媒を還流させ、空調空気流の冷却が不要な場合に車両空調用冷凍サイクル装置のエバポレータによる空調空気流の冷却を抑止する、冷却システムが開示されている。
【０００５】
特開２０００−１９８３４７号公報（特許文献４）には、モータからの排熱を冷却水で回収し、冷却水から冷媒に熱を移動させることで暖房能力を向上させる、ヒートポンプ式空気調和装置が開示されている。特開２００５−９０８６２号公報（特許文献５）には、空調用の冷凍サイクルの減圧器、蒸発器および圧縮機をバイパスするバイパス通路に、発熱体を冷却するための発熱体冷却手段を設けた、冷却システムが開示されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００６】
【特許文献１】特開平５−９６９４０号公報
【特許文献２】特開２００７−６９７３３号公報
【特許文献３】特開２００１−３０９５０６号公報
【特許文献４】特開２０００−１９８３４７号公報
【特許文献５】特開２００５−９０８６２号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
特許文献２に開示されている冷却装置は、冷房運転時に使用される冷却用室内熱交換器と、暖房運転時に使用される加熱用室内熱交換器と、の両方を備える。冷却装置が二台の室内熱交換器を備えるので、冷却装置のコストが増大し、装置が大型化する問題がある。
【０００８】
本発明は上記の課題に鑑みてなされたものであり、その主たる目的は、装置のコスト低減と小型化とを達成できる、発熱源の冷却装置を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
本発明に係る冷却装置は、発熱源を冷却する冷却装置であって、冷媒を循環させるための圧縮機と、冷媒と外気との間で熱交換する第一熱交換器と、冷媒を減圧する減圧器と、冷媒と空調用空気との間で熱交換する第二熱交換器と、減圧器を経由して第一熱交換器と第二熱交換器との間を流通する冷媒の経路上に設けられ、冷媒を用いて発熱源を冷却する冷却部と、圧縮機から第一熱交換器へ向かう冷媒の流れと、圧縮機から第二熱交換器へ向かう冷媒の流れと、を切り換える四方弁と、を備える。
【００１０】
上記冷却装置において好ましくは、冷却部は、第一熱交換器と減圧器との間に設けられる。
【００１１】
上記冷却装置において好ましくは、冷却部と減圧器との間に設けられ、冷媒と外気との間で熱交換する第三熱交換器を備える。好ましくは、第一熱交換器は、冷媒から熱を放出させる放熱能力が第三熱交換器よりも高い。
【００１２】
上記冷却装置において好ましくは、冷却部に向けて流通する冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離する気液分離器と、四方弁による冷媒の流れの切り換えに対応して、第一熱交換器と第三熱交換器とのいずれか一方から気液分離器への冷媒の流れを切り換える切換弁と、を備える。
【００１３】
上記冷却装置において好ましくは、冷却部は、第一熱交換器と第二熱交換器との間に直列に接続されている。
【００１４】
上記冷却装置において好ましくは、第一熱交換器と第二熱交換器との間に並列に配置された第一通路および第二通路を備え、冷却部は、第二通路に設けられる。好ましくは、第一通路に配置され、第一通路を流れる冷媒の流量と第二通路を流れる冷媒の流量とを調節する、流量調整弁を備える。
【００１５】
上記冷却装置において好ましくは、エンジンと、エンジンとの間で熱の受け渡しを行なうヒータコアと、を備え、ヒータコアは、第二熱交換器に対し空調用空気の下流側に配置されている。好ましくは、ヒータコアへ流れる空調用空気の流量を調節する流量調整部を備える。
【００１６】
上記冷却装置において好ましくは、第二熱交換器に対し空調用空気の下流側に配置され、冷媒と空調用空気との間で熱交換する、第四熱交換器を備える。
【発明の効果】
【００１７】
本発明の冷却装置によると、装置のコスト低減と小型化とを達成することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１８】
【図１】実施の形態１の冷却装置の構成を示す模式図である。
【図２】実施の形態１の蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。
【図３】四方弁を切り換えた状態の冷却装置を示す模式図である。
【図４】実施の形態１の蒸気圧縮式冷凍サイクルの暖房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。
【図５】実施の形態２の冷却装置の構成を示す模式図である。
【図６】実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。
【図７】四方弁を切り換えた状態の実施の形態２の冷却装置を示す模式図である。
【図８】実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクルの暖房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。
【図９】実施の形態３の冷却装置の構成を示す模式図である。
【図１０】実施の形態４の冷却装置の構成を示す模式図である。
【図１１】四方弁を切り換えた状態の実施の形態４の冷却装置を示す模式図である。
【図１２】第一の例の切換弁が第一の設定位置にある状態を示す分解斜視図である。
【図１３】第一の例の切換弁が第二の設定位置にある状態を示す分解斜視図である。
【図１４】第二の例の切換弁が第一の設定位置にある状態を示す斜視図である。
【図１５】第二の例の切換弁が第二の設定位置にある状態を示す斜視図である。
【図１６】実施の形態５の冷却装置の構成を示す模式図である。
【図１７】ダンパを移動した状態の実施の形態５の冷却装置を示す模式図である。
【図１８】実施の形態６の冷却装置の構成を示す模式図である。
【図１９】実施の形態６の蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。
【図２０】四方弁を切り換えた状態の実施の形態６の冷却装置を示す模式図である。
【図２１】実施の形態６の蒸気圧縮式冷凍サイクルの暖房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。
【発明を実施するための形態】
【００１９】
以下、図面に基づいてこの発明の実施の形態を説明する。なお、以下の図面において、同一または相当する部分には同一の参照番号を付し、その説明は繰返さない。
【００２０】
（実施の形態１）
図１は、実施の形態１の冷却装置の構成を示す模式図である。図１に示すように、冷却装置１は、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を備える。蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、たとえば、車両の車内の冷暖房を行なうために、車両に搭載される。蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を用いた冷房は、たとえば、冷房を行なうためのスイッチがオンされた場合、または、自動的に車両の室内の温度を設定温度になるように調整する自動制御モードが選択されており、かつ、車室内の温度が設定温度よりも高い場合に行なわれる。蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を用いた暖房は、たとえば、暖房を行なうためのスイッチがオンされた場合、または、自動制御モードが選択されており、かつ、車室内の温度が設定温度よりも低い場合に行なわれる。
【００２１】
蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、圧縮機１２と、第一熱交換器としての熱交換器１４と、減圧器の一例としての膨張弁１６と、第二熱交換器としての熱交換器１８と、を含む。蒸気圧縮式冷凍サイクル１０はまた、四方弁２８を含む。四方弁２８は、圧縮機１２から熱交換器１４へ向かう冷媒の流れと、圧縮機１２から熱交換器１８へ向かう冷媒の流れと、を切り換え可能に配置されている。
【００２２】
圧縮機１２は、車両に搭載されたモータまたはエンジンを動力源として作動し、冷媒ガスを断熱的に圧縮して過熱状態冷媒ガスとする。圧縮機１２は、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の作動時に流通する気相冷媒を吸入圧縮して、高温高圧の気相冷媒を吐出する。圧縮機１２は、冷媒を吐出することで、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０に冷媒を循環させる。
【００２３】
熱交換器１４，１８は、冷媒を流通するチューブと、チューブ内を流通する冷媒と熱交換器１４，１８の周囲の空気との間で熱交換するためのフィンと、を含む。熱交換器１４，１８は、車両の走行によって発生する自然の通風によって供給された空気流れ、またはファンによって供給された空気流れと、冷媒と、の間で熱交換を行なう。
【００２４】
膨張弁１６は、高圧の液相冷媒を小さな孔から噴射させることにより膨張させて、低温
・低圧の霧状冷媒に変化させる。膨張弁１６は、凝縮された冷媒液を減圧して、気液混合状態の湿り蒸気とする。なお、冷媒液を減圧するための減圧器は、絞り膨張する膨張弁１６に限られず、毛細管であってもよい。
【００２５】
蒸気圧縮式冷凍サイクル１０はまた、冷媒通路２１〜２７を含む。蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、圧縮機１２、熱交換器１４、膨張弁１６および熱交換器１８が、冷媒通路２１〜２７によって連結されて構成される。
【００２６】
冷媒通路２１は、圧縮機１２と四方弁２８とを連通する。冷媒は、冷媒通路２１を経由して、圧縮機１２から四方弁２８へ向かって流通する。冷媒通路２２は、四方弁２８と熱交換器１４とを連通する。冷媒は、冷媒通路２２を経由して、四方弁２８と熱交換器１４との一方から他方へ向かって流通する。冷媒通路２３は、熱交換器１４と後述する冷却部３０とを連通する。冷媒は、冷媒通路２３を経由して、熱交換器１４と冷却部３０との一方から他方へ向かって流通する。冷媒通路２４は、冷却部３０と膨張弁１６とを連通する。冷媒は、冷媒通路２４を経由して、冷却部３０と膨張弁１６との一方から他方へ向かって流通する。
【００２７】
冷媒通路２５は、膨張弁１６と熱交換器１８とを連通する。冷媒は、冷媒通路２５を経由して、膨張弁１６と熱交換器１８との一方から他方へ向かって流通する。冷媒通路２６は、熱交換器１８と四方弁２８とを連通する。冷媒は、冷媒通路２６を経由して、熱交換器１８と四方弁２８との一方から他方へ向かって流通する。冷媒通路２７は、四方弁２８と圧縮機１２とを連通する。冷媒は、冷媒通路２７を経由して、四方弁２８から圧縮機１２へ向かって流通する。
【００２８】
なお、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の冷媒としては、たとえば二酸化炭素、プロパンやイソブタンなどの炭化水素、アンモニアまたは水などを用いることができる。
【００２９】
熱交換器１４と膨張弁１６との間を流通する冷媒の経路上には、冷却部３０が設けられている。冷却部３０が設けられるので、熱交換器１４と膨張弁１６との間の冷媒の経路は、冷却部３０よりも熱交換器１４に近接する側の冷媒通路２３と、冷却部３０よりも膨張弁１６に近接する側の冷媒通路２４と、に二分割されている。冷却部３０は、車両に搭載される電気機器であるＨＶ（Hybrid Vehicle）機器３１と、冷媒が流通する配管である冷却通路３２とを含む。ＨＶ機器３１は、発熱源の一例である。冷却通路３２の一方の端部は、冷媒通路２３に接続される。冷却通路３２の他方の端部は、冷媒通路２４に接続される。
【００３０】
熱交換器１４と膨張弁１６との間を流通する冷媒は、冷却通路３２を経由して流れる。冷媒は、冷却通路３２内を流通するとき、ＨＶ機器３１から熱を奪って、ＨＶ機器３１を冷却させる。冷却部３０は、冷却通路３２によってＨＶ機器３１と冷媒との間で熱交換が可能な構造を有するように設けられる。本実施の形態においては、冷却部３０は、たとえば、ＨＶ機器３１の筐体に冷却通路３２の外周面が直接接触するように形成された冷却通路３２を有する。冷却通路３２は、ＨＶ機器３１の筐体と隣接する部分を有する。当該部分において、冷却通路３２を流通する冷媒と、ＨＶ機器３１との間で、熱交換が可能となる。
【００３１】
ＨＶ機器３１は、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の熱交換器１４から膨張弁１６に至る冷媒の経路の一部を形成する冷却通路３２の外周面に直接接続されて、冷却される。冷却通路３２の外部にＨＶ機器３１が配置されるので、冷却通路３２の内部を流通する冷媒の流れにＨＶ機器３１が干渉することはない。そのため、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の圧力損失は増大しないので、圧縮機１２の動力を増大させることなく、ＨＶ機器３１を冷却す
ることができる。
【００３２】
代替的には、冷却部３０は、ＨＶ機器３１と冷却通路３２との間に介在して配置された任意の公知のヒートパイプを備えてもよい。この場合ＨＶ機器３１は、冷却通路３２の外周面にヒートパイプを介して接続され、ＨＶ機器３１から冷却通路３２へヒートパイプを経由して熱伝達することにより、冷却される。ＨＶ機器３１をヒートパイプの加熱部とし冷却通路３２をヒートパイプの冷却部とすることで、冷却通路３２とＨＶ機器３１との間の熱伝達効率が高められるので、ＨＶ機器３１の冷却効率を向上できる。たとえばウィック式のヒートパイプを使用することができる。
【００３３】
ヒートパイプによってＨＶ機器３１から冷却通路３２へ確実に熱伝達することができるので、ＨＶ機器３１と冷却通路３２との間に距離があってもよく、ＨＶ機器３１に冷却通路３２を接触させるために冷却通路３２を複雑に配置する必要がない。その結果、ＨＶ機器３１の配置の自由度を向上することができる。
【００３４】
ＨＶ機器３１は、電力の授受によって発熱する電気機器を含む。電気機器は、たとえば、直流電力を交流電力に変換するためのインバータ、回転電機であるモータジェネレータ、蓄電装置であるバッテリ、バッテリの電圧を昇圧させるためのコンバータ、バッテリの電圧を降圧するためのＤＣ／ＤＣコンバータなどの、少なくともいずれか一つを含む。バッテリは、リチウムイオン電池あるいはニッケル水素電池等の二次電池である。バッテリに代えてキャパシタが用いられてもよい。
【００３５】
熱交換器１８は、空気が流通するダクト４０の内部に配置されている。熱交換器１８は、冷媒とダクト４０内を流通する空調用空気との間で熱交換して、空調用空気の温度を調節する。ダクト４０は、ダクト４０に空調用空気が流入する入口であるダクト入口４１と、ダクト４０から空調用空気が流出する出口であるダクト出口４２と、を有する。ダクト４０の内部の、ダクト入口４１の近傍には、ファン４３が配置されている。
【００３６】
ファン４３が駆動することにより、ダクト４０内に空気が流通する。ファン４３が稼働すると、ダクト入口４１を経由してダクト４０の内部へ空調用空気が流入する。ダクト４０へ流入する空気は、外気であってもよく、車両の室内の空気であってもよい。図１，３中の矢印４５は、熱交換器１８を経由して流通し、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の冷媒と熱交換する空調用空気の流れを示す。冷房運転時には、熱交換器１８において空調用空気が冷却され、冷媒は空調用空気からの熱伝達を受けて加熱される。暖房運転時には、熱交換器１８において空調用空気が加熱され、冷媒は空調用空気へ熱伝達することにより冷却される。矢印４６は、熱交換器１８で温度調節され、ダクト出口４２を経由してダクト４０から流出する、空調用空気の流れを示す。
【００３７】
冷房運転時には、図１に示すＡ点、Ｂ点、Ｃ点、Ｄ点およびＥ点を順に通過するように蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を冷媒が流れ、圧縮機１２と熱交換器１４と膨張弁１６と熱交換器１８とに冷媒が循環する。冷媒は、圧縮機１２と熱交換器１４と膨張弁１６と熱交換器１８とが冷媒通路２１〜２７によって順次接続された冷媒循環流路を通って、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を循環する。
【００３８】
図２は、実施の形態１の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の冷房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。図２中の横軸は、冷媒の比エンタルピー（単位：ｋＪ／ｋｇ）を示し、縦軸は、冷媒の絶対圧力（単位：ＭＰａ）を示す。図中の曲線は、冷媒の飽和蒸気線および飽和液線である。図２中には、圧縮機１２から熱交換器１４を経由して冷媒通路２３へ流入し、ＨＶ機器３１を冷却し、冷媒通路２４から膨張弁１６、熱交換器１８を経由して圧縮機１２へ戻る、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０中の各点（すなわちＡ、Ｂ，Ｃ，Ｄ
およびＥ点）における冷媒の熱力学状態が示される。
【００３９】
図２に示すように、圧縮機１２に吸入された過熱蒸気状態の冷媒（Ａ点）は、圧縮機１２において等比エントロピー線に沿って断熱圧縮される。圧縮するに従って冷媒の圧力と温度とが上昇し、高温高圧の過熱度の大きい過熱蒸気になって（Ｂ点）、冷媒は熱交換器１４へと流れる。
【００４０】
熱交換器１４へ入った高圧の冷媒蒸気は、熱交換器１４において外気と熱交換して冷却される。冷媒は、等圧のまま過熱蒸気から乾き飽和蒸気になり、凝縮潜熱を放出し徐々に液化して気液混合状態の湿り蒸気になり、冷媒の全部が凝縮すると飽和液になり、さらに顕熱を放出して過冷却液になる（Ｃ点）。熱交換器１４は、圧縮機１２において圧縮された過熱状態冷媒ガスを、外部媒体へ等圧的に放熱させて冷媒液とする。圧縮機１２から吐出された気相冷媒は、熱交換器１４において周囲に放熱し冷却されることによって、凝縮（液化）する。熱交換器１４における熱交換によって、冷媒の温度は低下し冷媒は液化する。
【００４１】
熱交換器１４で液化した高圧の液相冷媒は、冷媒通路２３を経由して冷却部３０へ流れ、ＨＶ機器３１を冷却する。ＨＶ機器３１との熱交換により、冷媒の過冷却度が小さくなる。つまり、過冷却液の状態の冷媒の温度が上昇し、液冷媒の飽和温度に近づく（Ｄ点）。その後冷媒は、冷媒通路２４を経由して膨張弁１６に流入する。膨張弁１６において、過冷却液状態の冷媒は絞り膨張され、冷媒の比エンタルピーは変化せず温度と圧力とが低下して、低温低圧の気液混合状態の湿り蒸気となる（Ｅ点）。
【００４２】
膨張弁１６から出た湿り蒸気状態の冷媒は、冷媒通路２５を経由して熱交換器１８へ流入する。熱交換器１８のチューブ内には、湿り蒸気状態の冷媒が流入する。冷媒は、熱交換器１８のチューブ内を流通する際に、フィンを経由して車両の室内の空気の熱を蒸発潜熱として吸収することによって、等圧のまま蒸発する。全ての冷媒が乾き飽和蒸気になると、さらに顕熱によって冷媒蒸気は温度上昇して、過熱蒸気となる（Ａ点）。冷媒は、熱交換器１８において周囲から吸熱し加熱される。気化した冷媒は、冷媒通路２４を経由して圧縮機１２に吸入される。圧縮機１２は、熱交換器１８から流通する冷媒を圧縮する。冷媒はこのようなサイクルに従って、圧縮、凝縮、絞り膨張、蒸発の状態変化を連続的に繰り返す。
【００４３】
なお、上述した蒸気圧縮式冷凍サイクルの説明では、理論冷凍サイクルについて説明しているが、実際の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０では、圧縮機１２における損失、冷媒の圧力損失および熱損失を考慮する必要があるのは勿論である。
【００４４】
冷房運転時に、熱交換器１８は、その内部を流通する霧状冷媒が気化することによって、熱交換器１８に接触するように導入された周囲の空気の熱を吸収する。熱交換器１８は、膨張弁１６によって減圧された冷媒を用いて、冷媒の湿り蒸気が蒸発して冷媒ガスとなる際の気化熱を、車両の室内へ流通する空調用空気から吸収して、車両の室内の冷房を行なう。熱が熱交換器１８に吸収されることによって温度が低下した空調用空気が車両の室内に流入することによって、車両の室内の冷房が行なわれる。
【００４５】
蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の運転中に、冷媒は、熱交換器１８において気化熱を車両の室内の空気から吸収して、車室内の冷房を行なう。加えて、熱交換器１４から出た高圧の液冷媒が冷却部３０へ流通し、ＨＶ機器３１と熱交換することでＨＶ機器３１を冷却する。冷却装置１は、車両に搭載された発熱源であるＨＶ機器３１を、車両の室内の空調用の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を利用して、冷却する。なお、ＨＶ機器３１を冷却するために必要とされる温度は、少なくともＨＶ機器３１の温度範囲として目標となる温度範囲
の上限値よりも低い温度であることが望ましい。
【００４６】
図３は、四方弁２８を切り換えた状態の冷却装置１を示す模式図である。図１と図３とを比較して、四方弁２８が９０°回転することにより、圧縮機１２出口から四方弁２８へ流入した冷媒が四方弁２８を出る経路が切り換えられている。図１に示す冷房運転時には、圧縮機１２において圧縮された冷媒は、圧縮機１２から熱交換器１４へ向かって流れる。一方、図３に示す暖房運転時には、圧縮機１２において圧縮された冷媒は、圧縮機１２から熱交換器１８へ向かって流れる。
【００４７】
暖房運転時には、図３に示すＡ点、Ｂ点、Ｅ点、Ｄ点およびＣ点を順に通過するように蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を冷媒が流れ、圧縮機１２と熱交換器１８と膨張弁１６と熱交換器１４とに冷媒が循環する。冷媒は、圧縮機１２と熱交換器１８と膨張弁１６と熱交換器１４とが冷媒通路２１〜２７によって順次接続された冷媒循環流路を通って、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を循環する。
【００４８】
図４は、実施の形態１の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の暖房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。図４中の横軸は、冷媒の比エンタルピー（単位：ｋＪ／ｋｇ）を示し、縦軸は、冷媒の絶対圧力（単位：ＭＰａ）を示す。図中の曲線は、冷媒の飽和蒸気線および飽和液線である。図４中には、圧縮機１２から熱交換器１８、膨張弁１６を経由して冷媒通路２４へ流入し、ＨＶ機器３１を冷却し、冷媒通路２３から熱交換器１４を経由して圧縮機１２へ戻る、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０中の各点（すなわちＡ、Ｂ，Ｅ，ＤおよびＣ点）における冷媒の熱力学状態が示される。
【００４９】
図４に示すように、圧縮機１２に吸入された過熱蒸気状態の冷媒（Ａ点）は、圧縮機１２において等比エントロピー線に沿って断熱圧縮される。圧縮するに従って冷媒の圧力と温度とが上昇し、高温高圧の過熱度の大きい過熱蒸気になって（Ｂ点）、冷媒は熱交換器１８へと流れる。
【００５０】
熱交換器１８へ入った高圧の冷媒蒸気は、熱交換器１８において冷却され、等圧のまま過熱蒸気から乾き飽和蒸気になり、凝縮潜熱を放出し徐々に液化して気液混合状態の湿り蒸気になり、冷媒の全部が凝縮すると飽和液になり、さらに顕熱を放出して過冷却液になる（Ｅ点）。熱交換器１８は、圧縮機１２において圧縮された過熱状態冷媒ガスを、外部媒体へ等圧的に放熱させて冷媒液とする。圧縮機１２から吐出された気相冷媒は、熱交換器１８において周囲に放熱し冷却されることによって、凝縮（液化）する。熱交換器１８における熱交換によって、冷媒の温度は低下し冷媒は液化する。冷媒は、熱交換器１８において周囲へ放熱し冷却される。
【００５１】
熱交換器１８で液化した高圧の液相冷媒は、冷媒通路２５を経由して膨張弁１６に流入する。膨張弁１６において、過冷却液状態の冷媒は絞り膨張され、冷媒の比エンタルピーは変化せず温度と圧力とが低下して、低温低圧の気液混合状態の湿り蒸気となる（Ｄ点）。膨張弁１６において温度が下げられた冷媒は、冷媒通路２４を経由して冷却部３０の冷却通路３２へ流れ、ＨＶ機器３１を冷却する。ＨＶ機器３１との熱交換により、冷媒が加熱され、冷媒の乾き度が増大する。ＨＶ機器３１から潜熱を受け取って一部の冷媒が気化することにより、湿り蒸気状態の冷媒中に含まれる飽和蒸気の割合が増加する（Ｃ点）。
【００５２】
冷却部３０から出た湿り蒸気状態の冷媒は、冷媒通路２３を経由して熱交換器１４へ流入する。熱交換器１４のチューブ内には、湿り蒸気状態の冷媒が流入する。冷媒は、チューブ内を流通する際に、フィンを経由して外気の熱を蒸発潜熱として吸収することによって等圧のまま蒸発する。全ての冷媒が乾き飽和蒸気になると、さらに顕熱によって冷媒蒸気は温度上昇して、過熱蒸気となる（Ａ点）。気化した冷媒は、冷媒通路２２を経由して
圧縮機１２に吸入される。圧縮機１２は、熱交換器１４から流通する冷媒を圧縮する。冷媒はこのようなサイクルに従って、圧縮、凝縮、絞り膨張、蒸発の状態変化を連続的に繰り返す。
【００５３】
暖房運転時に、熱交換器１８は、その内部を流通する冷媒蒸気が凝縮することによって、熱交換器１８に接触するように導入された周囲の空気へ熱を加える。熱交換器１８は、圧縮機１２で断熱圧縮された高温高圧の冷媒を用いて、冷媒ガスが凝縮して冷媒の湿り蒸気となる際の凝縮熱を、車両の室内へ流通する空調用空気へ放出して、車両の室内の暖房を行なう。熱交換器１８から熱を受け取ることによって温度が上昇した空調用空気が車両の室内に流入することによって、車両の室内の暖房が行なわれる。
【００５４】
以上のように、本実施の形態の冷却装置１は、冷房運転時と暖房運転時とで蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内の冷媒の流れる方向を切り換える四方弁２８を備える。冷房運転中に、熱交換器１８において、膨張弁１６で絞り膨張された低温低圧の冷媒が空調用空気から熱を吸収して、車室内の冷房を行なう。暖房運転中に、熱交換器１８において、圧縮機１２で断熱圧縮された高温高圧の冷媒が空調用空気に熱を放出して、車室内の暖房を行なう。冷却装置１は、一台の熱交換器１８を使用して、冷房運転時と暖房運転時との両方の場合に、車両の室内へ流通する空調用空気の温度を適切に調節できる。したがって、空調用空気と熱交換する熱交換器を二台配置する必要がないので、冷却装置１のコストを低減することができ、加えて、冷却装置１を小型化することができる。
【００５５】
また冷媒は、冷却部３０へ流通し、ＨＶ機器３１と熱交換することでＨＶ機器３１を冷却する。冷却装置１は、車両に搭載された発熱源であるＨＶ機器３１を、車両の室内の空調用の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を利用して、冷却する。熱交換器１８において空調用空気と熱交換することで車両の室内の冷暖房を行なうために設けられた蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を利用して、ＨＶ機器３１の冷却が行なわれる。
【００５６】
ＨＶ機器３１の冷却のために、専用の水循環ポンプまたは冷却ファンなどの機器を設ける必要はない。そのため、ＨＶ機器３１の冷却装置１のために必要な構成を低減でき、装置構成を単純にできるので、冷却装置１の製造コストを低減することができる。加えて、ＨＶ機器３１の冷却のためにポンプや冷却ファンなどの動力源を運転する必要がなく、動力源を運転するための消費動力を必要としない。したがって、ＨＶ機器３１の冷却のための消費動力を低減することができる。
【００５７】
ＨＶ機器３１は、膨張弁１６を経由して熱交換器１４と熱交換器１８との間を流通する冷媒の経路の一部を形成する冷却通路３２の外周面に直接接続されて、冷却される。冷却通路３２の外部にＨＶ機器３１が配置されるので、冷却通路３２の内部を流通する冷媒の流れにＨＶ機器３１が干渉することはない。そのため、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の圧力損失は増大しないので、圧縮機１２の動力を増大させることなく、ＨＶ機器３１を冷却することができる。
【００５８】
冷房運転時に冷媒は、熱交換器１４において過冷却液になるまで冷却され、ＨＶ機器３１から顕熱を受けて飽和温度をわずかに下回る温度にまで加熱される。その後膨張弁１６を通過することで、冷媒は低温低圧の湿り蒸気になる。膨張弁１６の出口において、冷媒は、車両の室内の冷房のために本来必要とされる温度および圧力を有する。熱交換器１４は、冷媒を十分に冷却できる程度に、その放熱能力が定められている。
【００５９】
膨張弁１６を通過した後の低温低圧の冷媒をＨＶ機器３１の冷却に使用すると、熱交換器１８における空調用空気の冷却能力が減少して、車室用の冷房能力が低下する。これに対し、本実施の形態の冷却装置１では、熱交換器１４において冷媒を十分な過冷却状態に
まで冷却し、熱交換器１４の出口の高圧の冷媒をＨＶ機器３１の冷却に使用する。そのため、車室内の空気を冷却する冷房の能力に影響を与えることなく、ＨＶ機器３１を冷却することができる。
【００６０】
熱交換器１４の仕様（すなわち、熱交換器１４のサイズまたは熱交換性能）は、熱交換器１４を通過した後の液相冷媒の温度が車室内の冷房のために必要とされる温度よりも低下するように、定められる。熱交換器１４の仕様は、ＨＶ機器３１を冷却しない場合の蒸気圧縮式冷凍サイクルの熱交換器よりも、冷媒がＨＶ機器３１から受け取ると想定される熱量分だけ大きい放熱量を有するように、定められる。このような仕様の熱交換器１４を備える冷却装置１は、車両の室内の優れた冷房性能を維持しつつ、圧縮機１２の動力を増加させることなく、ＨＶ機器３１を適切に冷却できる。
【００６１】
暖房運転時に冷媒は、冷却部３０においてＨＶ機器３１から吸熱することにより加熱され、熱交換器１４において外気から吸熱することによりさらに加熱される。冷却部３０と熱交換器１４との両方で冷媒を加熱することにより、熱交換器１４の出口において冷媒を十分な過熱蒸気の状態にまで加熱できるので、車両の室内の優れた暖房性能を維持しつつ、ＨＶ機器３１を適切に冷却できる。冷却部３０で冷媒が加熱され、ＨＶ機器３１の廃熱を室内の暖房に有効利用できるので、成績係数が向上し、暖房運転時の圧縮機１２での冷媒の断熱圧縮のための消費動力を低減することができる。
【００６２】
（実施の形態２）
図５は、実施の形態２の冷却装置１の構成を示す模式図である。実施の形態２の冷却装置１は、冷却部３０と膨張弁１６との間の冷媒の経路の一部を形成する冷媒通路２４に、第三熱交換器としての熱交換器１５が配置されている点で、実施の形態１と異なっている。熱交換器１５が設けられるので、冷媒通路２４は、熱交換器１５よりも熱交換器１４に近接する側の冷媒通路２４ａと、熱交換器１５よりも膨張弁１６に近接する側の冷媒通路２４ｂと、に二分割されている。
【００６３】
冷房運転時には、図５に示すＡ点、Ｂ点、Ｃ点、Ｄ点、Ｆ点およびＥ点を順に通過するように蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を冷媒が流れ、圧縮機１２と熱交換器１４，１５と膨張弁１６と熱交換器１８とに冷媒が循環する。冷媒は、圧縮機１２と熱交換器１４，１５と膨張弁１６と熱交換器１８とが冷媒通路２１〜２７によって順次接続された冷媒循環流路を通って、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を循環する。
【００６４】
図６は、実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の冷房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。図６中の横軸は、冷媒の比エンタルピー（単位：ｋＪ／ｋｇ）を示し、縦軸は、冷媒の絶対圧力（単位：ＭＰａ）を示す。図中の曲線は、冷媒の飽和蒸気線および飽和液線である。図６中には、圧縮機１２から熱交換器１４を経由して冷媒通路２３へ流入し、ＨＶ機器３１を冷却し、冷媒通路２４ａから熱交換器１５を経由して冷媒通路２４ｂへ流入し、膨張弁１６、熱交換器１８を経由して圧縮機１２へ戻る、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０中の各点（すなわちＡ、Ｂ，Ｃ，Ｄ，ＦおよびＥ点）における冷媒の熱力学状態が示される。
【００６５】
実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、熱交換器１４から膨張弁１６へ至る系統を除いて、実施の形態１と同じである。つまり、図２に示すモリエル線図におけるＤ点からＥ点、Ａ点を経由してＢ点へ至る冷媒の状態と、図６に示すモリエル線図におけるＦ点からＥ点、Ａ点を経由してＢ点へ至る冷媒の状態と、は同じである。そのため、実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０に特有の、Ｂ点からＦ点へ至る冷媒の状態について、以下に説明する。
【００６６】
圧縮機１２によって断熱圧縮された高温高圧の過熱蒸気状態の冷媒（Ｂ点）は、熱交換器１４において冷却される。冷媒は、等圧のまま顕熱を放出して過熱蒸気から乾き飽和蒸気になり、凝縮潜熱を放出し徐々に液化して気液混合状態の湿り蒸気になり、冷媒の全部が凝縮して飽和液になる（Ｃ点）。
【００６７】
熱交換器１４から流出した飽和液状態の冷媒は、冷媒通路２３を経由して冷却部３０へ流れる。冷却部３０において、熱交換器１４を通過して凝縮された液冷媒に熱を放出することで、ＨＶ機器３１が冷却される。ＨＶ機器３１との熱交換により、冷媒が加熱され、冷媒の乾き度が増大する。冷媒は、ＨＶ機器３１から潜熱を受け取って一部気化することにより、飽和液と飽和蒸気とが混合した湿り蒸気となる（Ｄ点）。
【００６８】
その後冷媒は、熱交換器１５に流入する。冷媒の湿り蒸気は、熱交換器１５において外気と熱交換することで再度凝縮され、冷媒の全部が凝縮すると飽和液になり、さらに顕熱を放出して過冷却された過冷却液になる（Ｆ点）。その後膨張弁１６を通過することで、冷媒は低温低圧の湿り蒸気になる（Ｅ点）。
【００６９】
蒸気圧縮式冷凍サイクル１０において、圧縮機１２から吐出された高圧の冷媒は、熱交換器１４と熱交換器１５との両方によって凝縮される。熱交換器１５において十分に冷媒を冷却することにより、膨張弁１６の出口において、冷媒は、車両の室内の冷房のために本来必要とされる温度および圧力を有する。そのため、熱交換器１８において冷媒が蒸発するときに外部から受け取る熱量を十分に大きくすることができる。このように、冷媒を十分に冷却できる熱交換器１５の放熱能力を定めることにより、車室内の空気を冷却する冷房の能力に影響を与えることなく、ＨＶ機器３１を冷却することができる。したがって、ＨＶ機器３１の冷却能力と、車室用の冷房能力との両方を、確実に確保することができる。
【００７０】
実施の形態１の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０では、圧縮機１２と膨張弁１６との間に熱交換器１４が配置され、冷房運転時には、冷房とＨＶ機器３１冷却とに相当する分の熱交換を熱交換器１４で行なう必要がある。そのため、熱交換器１４において冷媒を飽和液の状態からさらに冷却し、冷媒が所定の過冷却度を有するまで冷却する必要があった。過冷却液の状態の冷媒を冷却すると、冷媒の温度が大気温度に近づき、冷媒の冷却効率が低下するので、熱交換器１４の容量を増大させる必要がある。その結果、熱交換器１４のサイズが増大し、車載用の冷却装置１として不利になるという問題がある。一方、車両へ搭載するために熱交換器１４を小型化すると、熱交換器１４の放熱能力も小さくなり、その結果、膨張弁１６の出口における冷媒の温度を十分に低くできず、車室用の冷房能力が不足する虞がある。
【００７１】
これに対し、実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０では、圧縮機１２と膨張弁１６との間に二段の熱交換器１４，１５を配置し、ＨＶ機器３１の冷却系である冷却部３０が熱交換器１４と熱交換器１５との間に設けられる。熱交換器１４では、図６に示すように、冷媒を飽和液の状態にまで冷却すればよい。ＨＶ機器３１から蒸発潜熱を受け取り一部気化した湿り蒸気の状態の冷媒は、熱交換器１５で再度冷却される。湿り蒸気状態の冷媒を凝縮させ完全に飽和液にするまで、冷媒は一定の温度で状態変化する。熱交換器１５はさらに、車両の室内の冷房のために必要な程度の過冷却度にまで、冷媒を冷却する。そのため、実施の形態１と比較して、冷媒の過冷却度を大きくする必要がなく、熱交換器１４，１５の容量を低減することができる。したがって、熱交換器１４，１５のサイズを低減することができ、小型化され車載用に有利な冷却装置１を得ることができる。
【００７２】
熱交換器１４から冷却部３０へ流れる冷媒は、ＨＶ機器３１を冷却するときに、ＨＶ機器３１から熱を受け取り加熱される。冷却部３０において加熱された冷媒が気化すると、
冷媒とＨＶ機器３１との熱交換量が減少してＨＶ機器３１を効率よく冷却できなくなり、また冷媒が配管内を流れる際の圧力損失が増大する。そのため、ＨＶ機器３１を冷却した後の冷媒を気化させない程度に、熱交換器１４において十分に冷媒を冷却するのが望ましい。
【００７３】
具体的には、熱交換器１４の出口における冷媒の状態を飽和液に近づけ、典型的には熱交換器１４の出口において冷媒が飽和液線上にある状態にする。このように冷媒を十分に冷却できる能力を熱交換器１４が有する結果、熱交換器１４の冷媒から熱を放出させる放熱能力は、熱交換器１５の放熱能力よりも高くなる。放熱能力が相対的に大きい熱交換器１４において冷媒を十分に冷却することにより、ＨＶ機器３１から熱を受け取った冷媒を湿り蒸気の状態に留めることができ、冷媒とＨＶ機器３１との熱交換量の減少を回避できるので、ＨＶ機器３１を十分に効率よく冷却することができる。ＨＶ機器３１を冷却した後の湿り蒸気の状態の冷媒は、熱交換器１５において効率よく再度冷却され、飽和温度をわずかに下回る程度の過冷却液の状態にまで冷却される。したがって、車室用の冷房能力とＨＶ機器３１の冷却能力との両方を確保した、冷却装置１を提供することができる。
【００７４】
図７は、四方弁２８を切り換えた状態の実施の形態２の冷却装置１を示す模式図である。図５と図７とを比較して、四方弁２８が９０°回転することにより、圧縮機１２出口から四方弁２８へ流入した冷媒が四方弁２８を出る経路が切り換えられている。図５に示す冷房運転時には、圧縮機１２において圧縮された冷媒は、圧縮機１２から熱交換器１４へ向かって流れる。一方、図７に示す暖房運転時には、圧縮機１２において圧縮された冷媒は、圧縮機１２から熱交換器１８へ向かって流れる。
【００７５】
暖房運転時には、図７に示すＡ点、Ｂ点、Ｅ点、Ｆ点、Ｄ点およびＣ点を順に通過するように蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を冷媒が流れ、圧縮機１２と熱交換器１８と膨張弁１６と熱交換器１５，１４とに冷媒が循環する。冷媒は、圧縮機１２と熱交換器１８と膨張弁１６と熱交換器１５，１４とが冷媒通路２１〜２７によって順次接続された冷媒循環流路を通って、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を循環する。
【００７６】
図８は、実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の暖房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。図８中の横軸は、冷媒の比エンタルピー（単位：ｋＪ／ｋｇ）を示し、縦軸は、冷媒の絶対圧力（単位：ＭＰａ）を示す。図中の曲線は、冷媒の飽和蒸気線および飽和液線である。図８中には、圧縮機１２から熱交換器１８、膨張弁１６、熱交換器１５を経由して冷媒通路２４ａへ流入し、ＨＶ機器３１を冷却し、冷媒通路２３から熱交換器１４を経由して圧縮機１２へ戻る、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０中の各点（すなわちＡ、Ｂ，Ｅ，Ｆ，ＤおよびＣ点）における冷媒の熱力学状態が示される。
【００７７】
実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、膨張弁１６から熱交換器１４へ至る系統を除いて、実施の形態１と同じである。つまり、図４に示すモリエル線図におけるＡ点からＢ点、Ｅ点を経由してＤ点へ至る冷媒の状態と、図８に示すモリエル線図におけるＡ点からＢ点、Ｅ点を経由してＦ点へ至る冷媒の状態と、は同じである。そのため、実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０に特有の、Ｆ点からＡ点へ至る冷媒の状態について、以下に説明する。
【００７８】
膨張弁１６において温度が下げられた冷媒（Ｆ点）は、冷媒通路２４ｂを経由して熱交換器１５へ流入する。熱交換器１５のチューブ内には、湿り蒸気状態の冷媒が流入する。冷媒は、チューブ内を流通する際に、フィンを経由して外気の熱を蒸発潜熱として吸収することによって等圧のまま蒸発する。熱交換器１５における外気との熱交換により、冷媒が加熱され、冷媒の乾き度が増大する。熱交換器１５において潜熱を受け取って一部の冷媒が気化することにより、湿り蒸気状態の冷媒中に含まれる飽和蒸気の割合が増加する（
Ｄ点）。
【００７９】
熱交換器１５から出た湿り蒸気状態の冷媒は、冷媒通路２４ａを経由して冷却部３０の冷却通路３２へ流れ、ＨＶ機器３１を冷却する。冷却部３０において、飽和液と飽和蒸気とが混合した湿り蒸気状態の冷媒に熱を放出することで、ＨＶ機器３１が冷却される。ＨＶ機器３１との熱交換により、冷媒が加熱され、冷媒の乾き度が増大する。ＨＶ機器３１から潜熱を受け取って一部の冷媒が気化することにより、湿り蒸気状態の冷媒中に含まれる飽和蒸気の割合がさらに増加する（Ｃ点）。
【００８０】
冷却部３０から出た湿り蒸気状態の冷媒は、冷媒通路２３を経由して熱交換器１４へ流入する。熱交換器１４のチューブ内には、湿り蒸気状態の冷媒が流入する。冷媒は、チューブ内を流通する際に、フィンを経由して外気の熱を蒸発潜熱として吸収することによって等圧のまま蒸発する。全ての冷媒が乾き飽和蒸気になると、さらに顕熱によって冷媒蒸気は温度上昇して、過熱蒸気となる（Ａ点）。
【００８１】
暖房運転時に冷媒は、熱交換器１４，１５の両方において外気から吸熱することにより加熱され、冷却部３０においてＨＶ機器３１から吸熱することによりさらに加熱される。冷却部３０と熱交換器１４，１５との両方で冷媒を加熱することにより、熱交換器１４の出口において冷媒を十分な過熱蒸気の状態にまで加熱できるので、車両の室内の優れた暖房性能を維持しつつ、ＨＶ機器３１を適切に冷却できる。冷却部３０で冷媒が加熱され、ＨＶ機器３１の廃熱を室内の暖房に有効利用できるので、暖房運転時の圧縮機１２での冷媒の断熱圧縮のための消費動力を低減することができる。
【００８２】
（実施の形態３）
図９は、実施の形態３の冷却装置１の構成を示す模式図である。実施の形態１，２では、冷却部３０が熱交換器１４と熱交換器１５との間に直列に接続されていた。これに対し、実施の形態３の冷却装置１では、熱交換器１４と熱交換器１５との間の冷媒の経路は、冷却部３０を経由しない経路である冷媒通路２９を含む。熱交換器１４と熱交換器１５との間の冷媒の経路は、第一通路としての冷媒通路２９を含む。
【００８３】
冷却装置１は、冷媒通路２９と並列に配置された第二通路としての、他の冷媒の経路を備える。当該他の冷媒の経路は、冷媒通路２３，２４ａ（図５も併せて参照）と、冷却部３０の冷却通路３２とを含む。冷却部３０は、第二通路に設けられている。冷媒通路２３，２４ａを経由して流れる冷媒は、冷却部３０を経由して流れ、発熱源としてのＨＶ機器３１から熱を奪って、ＨＶ機器３１を冷却させる。冷媒は、冷媒通路２３を経由して熱交換器１４と冷却部３０との間を流通し、冷媒通路２４ａを経由して冷却部３０と冷媒通路２４ａとの間を流通する。熱交換器１４と熱交換器１５との間の冷媒の経路が分岐して、冷媒の一部が冷却部３０へ流通する。
【００８４】
熱交換器１４と熱交換器１５との間を冷媒が流通する経路として、冷却部３０を通過する経路である冷媒通路２３，２４ａおよび冷却通路３２と、冷却部３０を通過しない経路である冷媒通路２９と、が並列に設けられる。そのため、熱交換器１４と熱交換器１５との間を流れる冷媒の一部のみが、冷却部３０へ流れる。冷却部３０においてＨＶ機器３１を冷却するために必要な量の冷媒を冷媒通路２３，２４ａへ流通させ、ＨＶ機器３１は適切に冷却される。したがって、ＨＶ機器３１が過冷却されることを防止できる。全ての冷媒が冷却部３０に流れないので、冷媒通路２３，２４ａおよび冷却通路３２の冷媒の流通に係る圧力損失を低減することができ、それに伴い、冷媒を循環させるための圧縮機１２の運転に必要な消費電力を低減することができる。
【００８５】
冷媒通路２９は、熱交換器１４と熱交換器１５との間に設けられている。冷媒通路２３
，２４ａを含むＨＶ機器３１の冷却系は、冷媒通路２９と並列に接続されている。熱交換器１４と熱交換器１５との間を冷却部３０を経由せずに流れる冷媒の経路と、熱交換器１４と熱交換器１５との間を冷却部３０を経由して流れる冷媒の経路と、を並列に設け、一部の冷媒のみを冷媒通路２３，２４ａへ流通させることで、ＨＶ機器３１の冷却系に冷媒が流れる際の圧力損失を低減することができる。
【００８６】
冷却装置１はさらに、流量調整弁５１を備える。流量調整弁５１は、冷媒通路２９に配置されている。流量調整弁５１は、その弁開度を変動させ、冷媒通路２９を流れる冷媒の圧力損失を増減させることにより、冷媒通路２９を流れる冷媒の流量と、冷媒通路２３，２４ａおよび冷却通路３２を流れる冷媒の流量と、を任意に調節する。
【００８７】
たとえば、流量調整弁５１を全閉にして弁開度を０％にすると、熱交換器１４と熱交換器１５との間を流れる冷媒の全量が冷媒通路２３，２４ａおよび冷却通路３２へ流入する。流量調整弁５１の弁開度を大きくすれば、熱交換器１４と熱交換器１５との間を流れる冷媒のうち、冷媒通路２９を経由して流れる流量が大きくなり、冷媒通路２３，２４ａおよび冷却通路３２を経由して流れＨＶ機器３１を冷却する冷媒の流量が小さくなる。流量調整弁５１の弁開度を小さくすれば、熱交換器１４と熱交換器１５との間を流れる冷媒のうち、冷媒通路２９を経由して流れる流量が小さくなり、冷媒通路２３，２４ａおよび冷却通路３２を経由して冷却部３０へ流れＨＶ機器３１を冷却する冷媒の流量が大きくなる。
【００８８】
流量調整弁５１の弁開度を大きくするとＨＶ機器３１を冷却する冷媒の流量が小さくなり、ＨＶ機器３１の冷却能力が低下する。流量調整弁５１の弁開度を小さくするとＨＶ機器３１を冷却する冷媒の流量が大きくなり、ＨＶ機器３１の冷却能力が向上する。流量調整弁５１を使用して、冷却部３０に流れる冷媒の量を最適に調節できるので、ＨＶ機器３１の過冷却を確実に防止することができ、加えて、冷媒通路２３，２４ａおよび冷却通路３２の冷媒の流通に係る圧力損失および冷媒を循環させるための圧縮機１２の消費電力を、確実に低減することができる。
【００８９】
（実施の形態４）
図１０は、実施の形態４の冷却装置１の構成を示す模式図である。図１１は、四方弁２８を切り換えた状態の実施の形態４の冷却装置１を示す模式図である。実施の形態４の冷却装置１は、冷却部３０に向けて流通する冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離する気液分離器６０を備える点で、実施の形態１〜３と異なっている。
【００９０】
図１０には、冷房運転時の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内の冷媒の流れが図示されている。熱交換器１４と冷却部３０との間を流通する冷媒の経路は、熱交換器１４に近接する側の冷媒通路２３ａと、冷却部３０に近接する側の冷媒通路２３ｂと、を含む。冷房運転時に、気液分離器６０は、熱交換器１４から流出して冷媒通路２３ａを流通する冷媒を、気相冷媒と液相冷媒とに分離する。
【００９１】
熱交換器１４の出口側において冷媒は、飽和液と飽和蒸気とが混合した気液二相状態の湿り蒸気の状態にある。熱交換器１４から流出した冷媒は、冷媒通路２３ａを通って気液分離器６０へ供給される。冷媒通路２３ａから気液分離器６０へ流入する気液二相状態の冷媒は、気液分離器６０の内部において気相と液相とに分離される。気液分離器６０は、熱交換器１４によって凝縮された冷媒を液体状の冷媒液６２とガス状の冷媒蒸気６１とに分離して、一時的に蓄える。
【００９２】
分離された冷媒液６２は、冷媒通路２３ｂを経由して、気液分離器６０の外部へ流出する。気液分離器６０内の液相中に配置された冷媒通路２３ｂの端部は、液相冷媒の気液分
離器６０からの流出口を形成する。気液分離器６０の内部では、冷媒液６２が下側、冷媒蒸気６１が上側に溜まる。気液分離器６０から冷媒液６２を導出する冷媒通路２３ｂの端部は、気液分離器６０の底部の近傍に配置されている。冷媒通路２３ｂの端部は、冷媒液６２中に浸漬されており、冷媒通路２３ｂを経由して気液分離器６０の底側から冷媒液６２のみが気液分離器６０の外部へ送り出される。これにより、気液分離器６０は、気相冷媒と液相冷媒との分離を確実に行なうことができる。
【００９３】
図１１には、暖房運転時の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内の冷媒の流れが図示されている。熱交換器１５と冷却部３０との間を流通する冷媒の経路は、熱交換器１５に近接する側の冷媒通路２４ａ１と、冷却部３０に近接する側の冷媒通路２４ａ２と、を含む。暖房運転時に、気液分離器６０は、熱交換器１５から流出して冷媒通路２４ａ１を流通する冷媒を、気相冷媒と液相冷媒とに分離する。
【００９４】
熱交換器１５の出口側において冷媒は、飽和液と飽和蒸気とが混合した気液二相状態の湿り蒸気の状態にある。熱交換器１５から流出した冷媒は、冷媒通路２４ａ１を通って気液分離器６０へ供給される。冷媒通路２４ａ１から気液分離器６０へ流入する気液二相状態の冷媒は、気液分離器６０の内部において気相と液相とに分離される。気液分離器６０は、熱交換器１５によって凝縮された冷媒を液体状の冷媒液６２とガス状の冷媒蒸気６１とに分離して、一時的に蓄える。
【００９５】
分離された冷媒液６２は、冷媒通路２４ａ２を経由して、気液分離器６０の外部へ流出する。気液分離器６０内の液相中に配置された冷媒通路２４ａ２の端部は、液相冷媒の気液分離器６０からの流出口を形成する。気液分離器６０の内部では、冷媒液６２が下側、冷媒蒸気６１が上側に溜まる。気液分離器６０から冷媒液６２を導出する冷媒通路２４ａ２の端部は、気液分離器６０の底部の近傍に配置されている。冷媒通路２４ａ２の端部は、冷媒液６２中に浸漬されており、冷媒通路２４ａ２を経由して気液分離器６０の底側から冷媒液６２のみが気液分離器６０の外部へ送り出される。これにより、気液分離器６０は、気相冷媒と液相冷媒との分離を確実に行なうことができる。
【００９６】
冷却装置１は、一台の気液分離器６０を備える。この一台の気液分離器６０を使用して、冷房運転時と暖房運転時との両方において、気液二相状態にある冷媒を気液分離し、気液分離器６０で分離された液相冷媒である冷媒液のみが冷却部３０に供給されてＨＶ機器３１を冷却する。この液相冷媒は、過不足の全くない真に飽和液状態の冷媒である。そのため、気液分離器６０から液相の冷媒のみを取り出し冷却部３０へ流すことにより、気液分離器６０の上流側に配置された熱交換器１４，１５の能力を最大限に活用してＨＶ機器３１を冷却することができるので、ＨＶ機器３１の冷却能力を向上させた冷却装置１を提供することができる。
【００９７】
気液分離器６０の出口で飽和液の状態にある冷媒をＨＶ機器３１を冷却する冷却通路３２に導入することにより、冷却通路３２を含むＨＶ機器３１の冷却系である上述した第二通路を流れる冷媒のうち、気相状態の冷媒を最小限に抑えることができる。そのため、第二通路を流れる冷媒蒸気の流速が早くなり圧力損失が増大することを抑制でき、冷媒を流通させるための圧縮機１２の消費電力を低減できるので、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の性能の悪化を回避することができる。
【００９８】
気液分離器６０の内部には、飽和液状態の冷媒液６２が貯留されている。気液分離器６０は、その内部に冷媒液６２を一時的に溜める蓄液器として機能する。気液分離器６０内に所定量の冷媒液６２が溜められることにより、冷房運転と暖房運転との切り換え時にも気液分離器６０から冷却部３０へ流れる冷媒の流量を維持できる。気液分離器６０が液だめ機能を有することにより、冷暖房切換の際に熱交換器１４，１５から気液分離器６０へ
流れる冷媒の流量が一時的に低下する冷媒流量の変動を吸収できる。したがって、冷暖房の切り換え時に冷却部３０への冷媒供給量が不足することを回避でき、ＨＶ機器３１の冷却性能を安定させることができる。
【００９９】
気液分離器６０が冷房運転時と暖房運転時との両方において冷媒の気液分離を行なうことを可能にするために、冷却装置１は、切換弁７０を備える。切換弁７０は、四方弁２８による冷媒の流れの切り換えに対応して、熱交換器１４と熱交換器１５とのいずれか一方から気液分離器６０への冷媒の流れを切り換える。
【０１００】
切換弁７０の例について説明する。図１２は、第一の例の切換弁７０が第一の設定位置にある状態を示す分解斜視図である。図１３は、第一の例の切換弁７０が第二の設定位置にある状態を示す分解斜視図である。図１２および図１３に示す第一の例では、気液分離器６０の天井側には、蓋部材６３が取付けられている。蓋部材６３は、気液分離器６０の上側を覆うように配置される。蓋部材６３には、蓋部材６３を厚み方向に貫通する四つの貫通孔６４〜６７が形成されている。貫通孔６４〜６７は、気液分離器６０の内部と外部とを連通する。気液分離器６０の内部には二本の直立管が設けられており、当該直立管の一端部は冷媒液６２中に浸漬され、直立管の他端部は貫通孔６５，６７にそれぞれ連結されている。
【０１０１】
蓋部材６３の上面に、切換弁７０が取付けられる。切換弁７０は、中実の弁本体を有する。切換弁７０には、弁本体の表面の一の部位から他の部位まで弁本体を貫通する、三つの貫通孔７１〜７３が形成されている。図１２，１３に示すように、弁本体は、円柱状の外形を有する。貫通孔７１は、弁本体の側面の一の部位に形成された開口部７１ａから側面の他の部位に形成された開口部７１ｂまで延びる。貫通孔７１は、直線状に形成されている。貫通孔７２は、弁本体の側面に形成された開口部７２ａから弁本体の下面に形成された開口部７２ｂまで延びる。貫通孔７２は、略Ｌ字状に形成されている。貫通孔７３は、弁本体の側面に形成された開口部７３ａから弁本体の仮面に形成された開口部７３ｂまで延びる。貫通孔７３は、略Ｌ字状に形成されている。
【０１０２】
図１２に示す、切換弁７０が第一の設定位置にある状態では、蓋部材６３の上面に切換弁７０が取り付けられると、貫通孔７２，７３が弁本体の下面側に開口する開口部７２ｂ，７３ｂは、それぞれ、蓋部材６３側の貫通孔６４，６５と位置を合わせられる。蓋部材６３の貫通孔６６，６７は、切換弁７０の弁本体の下面により閉塞される。そのため、貫通孔６４，７２を介して気液分離器６０の内部と外部とが連通され、また貫通孔６５，７３を介して気液分離器６０の内部と外部とが連通された状態となる。このとき、貫通孔７２の開口部７２ａが冷媒通路２３ａと位置を合わせられ、貫通孔７３の開口部７３ａが冷媒通路２３ｂと位置を合わせられる。
【０１０３】
その結果、冷房運転時に熱交換器１４から流出し冷媒通路２３ａを流通する冷媒は、貫通孔７２，６４を順に経由して、気液分離器６０の内部へ導入される。気液分離器６０内で気相冷媒と液相冷媒とが気液分離され、液体状の冷媒液６２が貫通孔６５，７３を順に経由して気液分離器６０から流出し、冷媒通路２３ｂを経由して冷却部３０へ流通する。したがって、冷房運転時には、切換弁７０を図１２に示す第一の設定位置に合わせることで、気液分離器６０で気液二相状態にある冷媒を気液分離し、気液分離器６０で分離された液相冷媒である冷媒液６２のみを冷却部３０に供給して、ＨＶ機器３１を効率よく冷却することができる。
【０１０４】
また、切換弁７０が第一の設定位置にある状態で、貫通孔７１の開口部７１ａ，７１ｂは、冷却部３０から熱交換器１５へ向かって流通する冷媒の経路である冷媒通路２４ａと位置を合わせられる。そのため冷房運転時には、冷却部３０においてＨＶ機器３１と熱交
換した後の、冷媒通路２４ａを流れる冷媒は、貫通孔７１を経由して流れ、気液分離器６０には供給されない。
【０１０５】
図１３に示す、切換弁７０が第二の設定位置にある状態では、蓋部材６３の上面に切換弁７０が取り付けられると、貫通孔７２，７３が弁本体の下面側に開口する開口部７２ｂ，７３ｂは、それぞれ、蓋部材６３側の貫通孔６７，６６と位置を合わせられる。蓋部材６３の貫通孔６４，６５は、切換弁７０の弁本体の下面により閉塞される。そのため、貫通孔６７，７２を介して気液分離器６０の内部と外部とが連通され、また貫通孔６６，７３を介して気液分離器６０の内部と外部とが連通された状態となる。このとき、貫通孔７２の開口部７２ａが冷媒通路２４ａ２と位置を合わせられ、貫通孔７３の開口部７３ａが冷媒通路２４ａ１と位置を合わせられる。
【０１０６】
その結果、暖房運転時に熱交換器１５から流出し冷媒通路２４ａ１を流通する冷媒は、貫通孔７３，６６を順に経由して、気液分離器６０の内部へ導入される。気液分離器６０内で気相冷媒と液相冷媒とが気液分離され、液体状の冷媒液６２が貫通孔６７，７２を順に経由して気液分離器６０から流出し、冷媒通路２４ａ２を経由して冷却部３０へ流通する。したがって、暖房運転時には、切換弁７０を図１３に示す第二の設定位置に合わせることで、気液分離器６０で気液二相状態にある冷媒を気液分離し、気液分離器６０で分離された液相冷媒である冷媒液６２のみを冷却部３０に供給して、ＨＶ機器３１を効率よく冷却することができる。
【０１０７】
また、切換弁７０が第二の設定位置にある状態で、貫通孔７１の開口部７１ａ，７１ｂは、冷却部３０から熱交換器１４へ向かって流通する冷媒の経路である冷媒通路２３と位置を合わせられる。そのため暖房運転時には、冷却部３０においてＨＶ機器３１と熱交換した後の、冷媒通路２３を流れる冷媒は、貫通孔７１を経由して流れ、気液分離器６０には供給されない。
【０１０８】
図１２に示す第一の設定位置と、図１３に示す第二の設定位置との間を、切換弁７０は回転移動可能に形成されている。切換弁７０を１８０°回転させることにより、第一の設定位置と第二の設定位置との一方から他方へと、切換弁７０の配置を変えることができる。
【０１０９】
図１４は、第二の例の切換弁７０が第一の設定位置にある状態を示す斜視図である。図１５は、第二の例の切換弁７０が第二の設定位置にある状態を示す斜視図である。第二の例の切換弁７０は中実円柱状の外形を有し、円柱の端面の一方から他方へ切換弁７０を貫通する四つの貫通孔７４〜７７が形成されている。図１４に示すように、貫通孔７４，７５は、切換弁７０の厚み方向（図中左右方向）に沿って直線的に延びている。一方図１５に示す貫通孔７６，７７は、切換弁７０の厚み方向（図中左右方向）に対してねじれている。
【０１１０】
切換弁７０には、熱交換器１４と冷却部３０との間の冷媒の経路である冷媒通路２３が連結される配管７８ａ，７８ｃと、切換弁７０から気液分離器６０へ流通する冷媒の経路である配管７８ｂと、冷却部３０と熱交換器１５との間の冷媒の経路である冷媒通路２４ａが連結される配管７９ａ，７９ｂと、が設けられている。冷媒は、配管７８ａ，７９ａのいずれかを経由して切換弁７０へ流通し、配管７８ｂから気液分離器６０の内部へ導入され、気液分離器６０内で気液分離された冷媒液６２が配管７８ｃを経由して冷却部３０へ流通する。冷却部３０においてＨＶ機器３１と熱交換した冷媒は、配管７９ｂを経由して切換弁７０へ再度流通し、配管７９ａ，７８ａのいずれかへ流れる。
【０１１１】
図１４に示す、切換弁７０が第一の設定位置にある状態では、貫通孔７４によって配管
７９ａ，７９ｂが連通され、貫通孔７５によって配管７８ａ，７８ｂが連通される。その結果、冷房運転時に熱交換器１４から流出し冷媒通路２３ａを流通する冷媒は、配管７８ａ，貫通孔７５および配管７８ｂを順に経由して、気液分離器６０の内部へ導入される。気液分離器６０内で気相冷媒と液相冷媒とが気液分離され、液体状の冷媒液６２が気液分離器６０から流出し、配管７８ｃを経由して冷却部３０へ流通する。冷却部３０でＨＶ機器３１を冷却した後の冷媒は、配管７９ｂ、貫通孔７４および配管７９ａを順に経由して、冷媒通路２４ａへ流通する。冷房運転時には、切換弁７０を図１４に示す第一の設定位置に合わせることで、気液分離器６０で分離された冷媒液６２のみを冷却部３０に供給して、ＨＶ機器３１を効率よく冷却することができる。
【０１１２】
図１５に示す、切換弁７０が第二の設定位置にある状態では、貫通孔７６によって配管７９ａ，７８ｂが連通され、貫通孔７７によって配管７８ａ，７９ｂが連通される。その結果、暖房運転時に熱交換器１５から流出し冷媒通路２４ａ１を流通する冷媒は、配管７９ａ，貫通孔７６および配管７８ｂを順に経由して、気液分離器６０の内部へ導入される。気液分離器６０内で気相冷媒と液相冷媒とが気液分離され、液体状の冷媒液６２が気液分離器６０から流出し、配管７８ｃを経由して冷却部３０へ流通する。冷却部３０でＨＶ機器３１を冷却した後の冷媒は、配管７９ｂ、貫通孔７７および配管７８ａを順に経由して、冷媒通路２３へ流通する。暖房運転時には、切換弁７０を図１５に示す第二の設定位置に合わせることで、気液二相状態にある冷媒を気液分離器６０で気液分離し、気液分離器６０で分離された液相冷媒である冷媒液６２のみを冷却部３０に供給して、ＨＶ機器３１を効率よく冷却することができる。
【０１１３】
図１４に示す第一の設定位置と、図１５に示す第二の設定位置との間を、切換弁７０は回転移動可能に形成されている。切換弁７０を９０°回転させることにより、第一の設定位置と第二の設定位置との一方から他方へと、切換弁７０の配置を変えることができる。
【０１１４】
（実施の形態５）
図１６は、実施の形態５の冷却装置１の構成を示す模式図である。実施の形態５の冷却装置１は、エンジン８０と、エンジン８０との間で熱の受け渡しを行なうヒータコア８２と、ヒータコア８２へ流れる空調用空気の流量を調節するダンパ８５とを備える点で、実施の形態１〜４と異なっている。
【０１１５】
空調用空気が流通するダクト４０内には、熱交換器１８に加えて、ヒータコア８２が配設されている。ヒータコア８２は、熱交換器１８に対して空調用空気の流れの下流側に配置されている。ダクト４０の外部に、エンジン８０が配置されている。循環経路８１，８３は、エンジン８０とヒータコア８２との間に配置され、エンジン８０とヒータコア８２との間で冷却水などの液冷媒を循環させる。
【０１１６】
ヒータコア８２に対して空調用空気の流れの上流側には、ヒータコア８２を通過する空調用空気の流量を調節する流量調整部の一例としての、ダンパ８５が設けられている。ダンパ８５は、ヒータコア８２へ流通する空調用空気の流路を開閉する。アクチュエータ８６は、ダンパ８５を駆動する。ダンパ８５は、アクチュエータ８６によって一端が支持され、当該一端を中心として両方向に揺動する。ダンパ８５の開閉に応じて、空調用空気がヒータコア８２を経由して流通する場合と、空調用空気がヒータコア８２をバイパスして流通する場合と、が切り換えられて、ダクト出口４２での空調用空気の温度が調節される。
【０１１７】
図１７は、ダンパ８５を移動した状態の実施の形態５の冷却装置１を示す模式図である。図１６と図１７とを比較して、図１６に示す状態では、ヒータコア８２へ流れる冷却用空気の流れをダンパ８５が遮蔽している。そのため、矢印４７に示すように、空調用空気
はヒータコア８２を通過せずにダクト４０内を流通する。図１７に示す状態では、ダンパ８５は冷却用空気の流れをヒータコア８２へ導く。そのため、矢印４７に示すように、空調用空気はヒータコア８２を通過してダクト４０内を流通する。
【０１１８】
エンジン８０の運転中の、エンジン８０の温度がヒータコア８２の温度よりも高いとき、エンジン８０で発生する熱は、循環経路８１，８３を経由してヒータコア８２に伝達され、ヒータコア８２で放熱される。これにより、エンジン８０は冷却される。エンジン８０が停止中に、ヒータコア８２の温度を高めることにより、ヒータコア８２から循環経路８１，８３を経由してエンジン８０に熱が伝達され、エンジン８０の暖気を行なうことができる。
【０１１９】
図１６に示す冷房運転中は、ダクト４０から流出する空調用空気の温度を低く保つことが必要とされる。そのため、ダンパ８５を操作して、空調用空気がヒータコア８２を通過しないように、ダクト４０内の空調用空気の経路を設定する。このようにすれば、ヒータコア８２が空調用空気を加熱することを抑制できるので、車両の室内を効率的に冷却することができ、冷房能力を確保することができる。
【０１２０】
図１７に示す暖房運転中は、ダクト４０から流出する空調用空気の温度を高くすることが必要とされる。そのため、ダンパ８５を操作して、空調用空気がヒータコア８２を通過するように、ダクト４０内の空調用空気の経路を設定する。このようにすれば、エンジン８０の廃熱を暖房に利用でき、車両の室内を効率的に暖めることができるので、暖房能力を向上することができる。
【０１２１】
また、エンジン８０の始動前または始動直後にエンジン８０の暖気が必要とされる場合にも、図１７に示す位置にダンパ８５を配置する。これにより、熱交換器１８で加熱された空調用空気がヒータコア８２を通過するように、ダクト４０内の空調用空気の経路が設定される。このようにすれば、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を利用して、ＨＶ機器３１の廃熱によりヒータコア８２の温度を高めることができる。したがって、ヒータコア８２からエンジン８０に熱を伝達させて、エンジン８０の暖気を早期に行なうことができる。
【０１２２】
上述した実施の形態５では、ヒータコア８２を通過する空調用空気の流量を調節するために、ダクト４０内にダンパ８５が配置される例について説明した。ヒータコア８２への空調用空気の流量を調整できる機能を有するのであれば、流量調整部はダンパ８５に限られるものではない。たとえば、ロールスクリーン状の流量調整部をダクト４０内に設置し、スクリーンの巻取り量を変化させることにより、ダクト４０内の空調用空気の流れを制御してもよい。
【０１２３】
（実施の形態６）
図１８は、実施の形態６の冷却装置１の構成を示す模式図である。実施の形態６の冷却装置１は、第四熱交換器としての熱交換器１９をさらに備える点で、実施の形態１〜５と異なっている。熱交換器１９は、ダクト４０内の、熱交換器１８に対し空調用空気の下流側に配置され、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を流通する冷媒とダクト４０内を流通する空調用空気と、の間で熱交換を行なう。
【０１２４】
図１９は、実施の形態６の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の冷房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。図１９中の横軸は、冷媒の比エンタルピー（単位：ｋＪ／ｋｇ）を示し、縦軸は、冷媒の絶対圧力（単位：ＭＰａ）を示す。図中の曲線は、冷媒の飽和蒸気線および飽和液線である。図１９中には、圧縮機１２から熱交換器１９，１４を経由して冷媒通路２３へ流入し、ＨＶ機器３１を冷却し、冷媒通路２４ａから熱交換器１５を経由して冷媒通路２４ｂへ流入し、膨張弁１６、熱交換器１８を経由して圧縮機１２へ戻る
、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０中の各点（すなわちＡ、Ｂ，Ｇ，Ｃ，Ｄ，ＦおよびＥ点）における冷媒の熱力学状態が示される。
【０１２５】
実施の形態６の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、圧縮機１２から熱交換器１４へ至る系統を除いて、実施の形態２と同じである。つまり、図６に示すモリエル線図におけるＣ点からＤ点、Ｆ点、Ｅ点、Ａ点を経由してＢ点へ至る冷媒の状態と、図１９に示すモリエル線図におけるＣ点からＤ点、Ｆ点、Ｅ点、Ａ点を経由してＢ点へ至る冷媒の状態と、は同じである。そのため、実施の形態６の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０に特有の、Ｂ点からＣ点へ至る冷媒の状態について、以下に説明する。
【０１２６】
圧縮機１２によって断熱圧縮された高温高圧の過熱蒸気状態の冷媒（Ｂ点）は、熱交換器１９において冷却される。冷媒は、等圧のまま顕熱を放出して過熱蒸気から乾き飽和蒸気になる（Ｇ点）。冷媒はさらに、熱交換器１４において冷却される。冷媒は、乾き飽和蒸気の状態から等圧のまま凝縮潜熱を放出し、徐々に液化して気液混合状態の湿り蒸気になり、冷媒の全部が凝縮して飽和液になる（Ｃ点）。
【０１２７】
蒸気圧縮式冷凍サイクル１０において、圧縮機１２から吐出された高圧の冷媒は、熱交換器１９と熱交換器１４との両方によって凝縮され、飽和液の状態になる。そのため、熱交換器１４の放熱能力を低減することが可能となり、熱交換器１４を小型化することができる。
【０１２８】
ダクト４０内を流通する空調用空気は、熱交換器１８において冷媒に熱を放出することで冷却される。その後空調用空気は、熱交換器１９において冷媒から熱を受け取り加熱される。熱交換器１９での加熱により、熱交換器１８で冷却された後の空調用空気の飽和水蒸気圧が調整される。そのため、空調用空気の湿度を低下させ、乾燥した空調用空気を車両の室内に導入することができるので、冷房運転に加えて、除湿運転が可能になる。
【０１２９】
図２０は、四方弁２８を切り換えた状態の実施の形態６の冷却装置１を示す模式図である。図１８と図２０とを比較して、四方弁２８が９０°回転することにより、圧縮機１２出口から熱交換器１９を経由して四方弁２８へ流入した冷媒が四方弁２８を出る経路が切り換えられている。図１８に示す冷房運転時には、圧縮機１２において圧縮された冷媒は、圧縮機１２から熱交換器１９を経由して熱交換器１４へ向かって流れる。一方、図２０に示す暖房運転時には、圧縮機１２において圧縮された冷媒は、圧縮機１２から熱交換器１９を経由して熱交換器１８へ向かって流れる。
【０１３０】
暖房運転時には、図２０に示すＡ点、Ｂ点、Ｇ点、Ｅ点、Ｆ点、Ｄ点およびＣ点を順に通過するように蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を冷媒が流れ、圧縮機１２と熱交換器１９，１８と膨張弁１６と熱交換器１５，１４とに冷媒が循環する。冷媒は、圧縮機１２と熱交換器１９，１８と膨張弁１６と熱交換器１５，１４とが冷媒通路２１〜２７によって順次接続された冷媒循環流路を通って、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を循環する。
【０１３１】
図２１は、実施の形態６の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の暖房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。図２１中の横軸は、冷媒の比エンタルピー（単位：ｋＪ／ｋｇ）を示し、縦軸は、冷媒の絶対圧力（単位：ＭＰａ）を示す。図中の曲線は、冷媒の飽和蒸気線および飽和液線である。図２１中には、圧縮機１２から熱交換器１９、熱交換器１８、膨張弁１６、熱交換器１５を経由して冷媒通路２４ａへ流入し、ＨＶ機器３１を冷却し、冷媒通路２３から熱交換器１４を経由して圧縮機１２へ戻る、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０中の各点（すなわちＡ、Ｂ，Ｇ，Ｅ，Ｆ，ＤおよびＣ点）における冷媒の熱力学状態が示される。
【０１３２】
実施の形態６の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、圧縮機１２から熱交換器１４へ至る系統を除いて、実施の形態２と同じである。つまり、図８に示すモリエル線図におけるＥ点からＦ点、Ｄ点、Ｃ点、Ａ点を経由してＢ点へ至る冷媒の状態と、図２１に示すモリエル線図におけるＥ点からＦ点、Ｄ点、Ｃ点、Ａ点を経由してＢ点へ至る冷媒の状態と、は同じである。そのため、実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０に特有の、Ｂ点からＥ点へ至る冷媒の状態について、以下に説明する。
【０１３３】
圧縮機１２によって断熱圧縮された高温高圧の過熱蒸気状態の冷媒（Ｂ点）は、熱交換器１９において冷却される。冷媒は、等圧のまま顕熱を放出して過熱蒸気から乾き飽和蒸気になる（Ｇ点）。冷媒はさらに、熱交換器１８において冷却される。冷媒は、乾き飽和蒸気の状態から等圧のまま凝縮潜熱を放出し、徐々に液化して気液混合状態の湿り蒸気になり、冷媒の全部が凝縮して飽和液になり、さらに顕熱を放出して過冷却液になる（Ｅ点）。
【０１３４】
蒸気圧縮式冷凍サイクル１０において、圧縮機１２から吐出された高圧の冷媒は、熱交換器１９と熱交換器１８との両方によって凝縮され、過冷却液の状態になる。そのため、熱交換器１８の放熱能力を低減することが可能となり、熱交換器１８を小型化することができる。
【０１３５】
ダクト４０内を流通する空調用空気は、熱交換器１８において冷媒から吸熱することで加熱される。その後空調用空気は、熱交換器１９においてさらに冷媒から吸熱して加熱される。熱交換器１８で冷却された後の空調用空気を、熱交換器１９でさらに加熱することにより、空調用空気の温度を高めることができる。そのため、より温度の高い空調用空気を車両の室内に送ることができるので、暖房能力をより向上させることができる。
【０１３６】
実施の形態６で説明した熱交換器１９は、ダクト４０内の断面の一部を占めるように配置されてもよく、このとき、熱交換器１９に対し空調用空気の流れの上流側に実施の形態５に示すダンパ８５を設置してもよい。このようにすれば、ダンパ８５を揺動させることにより、熱交換器１９を経由して流れる空調用空気の流量を任意に調節できるので、最適な除湿運転を行なうことが可能になる。
【０１３７】
なお、実施の形態１〜６においては、ＨＶ機器３１を例として車両に搭載された電気機器を冷却する冷却装置１について説明した。電気機器としては、少なくとも作動によって熱を発生させる電気機器であれば、インバータ、モータジェネレータなどの例示された電気機器に限定されるものではなく、任意の電気機器であってもよい。冷却の対象となる電気機器が複数個ある場合においては、複数の電気機器は、冷却の目標となる温度範囲が共通していることが望ましい。冷却の目標となる温度範囲は、電気機器を作動させる温度環境として適切な温度範囲である。
【０１３８】
さらに、本発明の冷却装置１により冷却される発熱源は、車両に搭載された電気機器に限られず、熱を発生する任意の機器、または任意の機器の発熱する一部分であってもよい。
【０１３９】
以上のように本発明の実施の形態について説明を行なったが、各実施の形態の構成を適宜組合せてもよい。また、今回開示された実施の形態はすべての点で例示であって、制限的なものではないと考えられるべきである。この発明の範囲は上記した説明ではなくて特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味、および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。
【産業上の利用可能性】
【０１４０】
本発明の冷却装置は、モータジェネレータおよびインバータなどの電気機器を搭載するハイブリッド車、燃料電池車、電気自動車などの車両における、車内の冷房を行なうための蒸気圧縮式冷凍サイクルを使用した電気機器の冷却に、特に有利に適用され得る。
【符号の説明】
【０１４１】
１ 冷却装置、１０ 蒸気圧縮式冷凍サイクル、１２ 圧縮機、１４，１５，１８，１９ 熱交換器、１６ 膨張弁、２１，２２，２３，２３ａ，２３ｂ，２４，２４ａ，２４ａ１，２４ａ２，２４ｂ，２５，２６，２７，２９ 冷媒通路、２８ 四方弁、３０ 冷却部、３１ ＨＶ機器、３２ 冷却通路、４０ ダクト、４１ ダクト入口、４２ ダクト出口、４３ ファン、４５，４６，４７ 矢印、５１ 流量調整弁、６０ 気液分離器、６３ 蓋部材、６４〜６７，７１〜７７ 貫通孔、７０ 切換弁、７１ａ，７１ｂ，７２ａ，７２ｂ，７３ａ，７３ｂ 開口部、７８ａ〜ｃ，７９ａ〜ｂ 配管、８０ エンジン、８２ ヒータコア、８５ ダンパ。
【技術分野】
【０００１】
本発明は、冷却装置に関し、特に、蒸気圧縮式冷凍サイクルを利用して発熱源を冷却する冷却装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来の車両用空調装置に関し、たとえば特開平５−９６９４０号公報（特許文献１）には、車室内空気熱交換器を備え、四方切換え弁によって暖房モード運転および冷房モード運転が可能な、空気調和装置が開示されている。
【０００３】
近年、環境問題対策の一つとして、モータの駆動力により走行するハイブリッド車、燃料電池車、電気自動車などが注目されている。このような車両において、モータ、ジェネレータ、インバータ、コンバータおよびバッテリなどの電気機器は、電力の授受によって発熱する。そのため、これらの電気機器を冷却する必要がある。そこで、車両用空調装置として使用される蒸気圧縮式冷凍サイクルを利用して、発熱体を冷却する技術が提案されている。
【０００４】
たとえば特開２００７−６９７３３号公報（特許文献２）には、膨張弁から圧縮機へ至る冷媒通路に、空調用の空気と熱交換する熱交換器と、発熱体と熱交換する熱交換器と、を並列に配置し、空調装置用の冷媒を利用して発熱体を冷却するシステムが開示されている。特開２００１−３０９５０６号公報（特許文献３）には、車両走行モータを駆動制御するインバータ回路部の冷却部材に車両空調用冷凍サイクル装置の冷媒を還流させ、空調空気流の冷却が不要な場合に車両空調用冷凍サイクル装置のエバポレータによる空調空気流の冷却を抑止する、冷却システムが開示されている。
【０００５】
特開２０００−１９８３４７号公報（特許文献４）には、モータからの排熱を冷却水で回収し、冷却水から冷媒に熱を移動させることで暖房能力を向上させる、ヒートポンプ式空気調和装置が開示されている。特開２００５−９０８６２号公報（特許文献５）には、空調用の冷凍サイクルの減圧器、蒸発器および圧縮機をバイパスするバイパス通路に、発熱体を冷却するための発熱体冷却手段を設けた、冷却システムが開示されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００６】
【特許文献１】特開平５−９６９４０号公報
【特許文献２】特開２００７−６９７３３号公報
【特許文献３】特開２００１−３０９５０６号公報
【特許文献４】特開２０００−１９８３４７号公報
【特許文献５】特開２００５−９０８６２号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
特許文献２に開示されている冷却装置は、冷房運転時に使用される冷却用室内熱交換器と、暖房運転時に使用される加熱用室内熱交換器と、の両方を備える。冷却装置が二台の室内熱交換器を備えるので、冷却装置のコストが増大し、装置が大型化する問題がある。
【０００８】
本発明は上記の課題に鑑みてなされたものであり、その主たる目的は、装置のコスト低減と小型化とを達成できる、発熱源の冷却装置を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
本発明に係る冷却装置は、発熱源を冷却する冷却装置であって、冷媒を循環させるための圧縮機と、冷媒と外気との間で熱交換する第一熱交換器と、冷媒を減圧する減圧器と、冷媒と空調用空気との間で熱交換する第二熱交換器と、減圧器を経由して第一熱交換器と第二熱交換器との間を流通する冷媒の経路上に設けられ、冷媒を用いて発熱源を冷却する冷却部と、圧縮機から第一熱交換器へ向かう冷媒の流れと、圧縮機から第二熱交換器へ向かう冷媒の流れと、を切り換える四方弁と、を備える。
【００１０】
上記冷却装置において好ましくは、冷却部は、第一熱交換器と減圧器との間に設けられる。
【００１１】
上記冷却装置において好ましくは、冷却部と減圧器との間に設けられ、冷媒と外気との間で熱交換する第三熱交換器を備える。好ましくは、第一熱交換器は、冷媒から熱を放出させる放熱能力が第三熱交換器よりも高い。
【００１２】
上記冷却装置において好ましくは、冷却部に向けて流通する冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離する気液分離器と、四方弁による冷媒の流れの切り換えに対応して、第一熱交換器と第三熱交換器とのいずれか一方から気液分離器への冷媒の流れを切り換える切換弁と、を備える。
【００１３】
上記冷却装置において好ましくは、冷却部は、第一熱交換器と第二熱交換器との間に直列に接続されている。
【００１４】
上記冷却装置において好ましくは、第一熱交換器と第二熱交換器との間に並列に配置された第一通路および第二通路を備え、冷却部は、第二通路に設けられる。好ましくは、第一通路に配置され、第一通路を流れる冷媒の流量と第二通路を流れる冷媒の流量とを調節する、流量調整弁を備える。
【００１５】
上記冷却装置において好ましくは、エンジンと、エンジンとの間で熱の受け渡しを行なうヒータコアと、を備え、ヒータコアは、第二熱交換器に対し空調用空気の下流側に配置されている。好ましくは、ヒータコアへ流れる空調用空気の流量を調節する流量調整部を備える。
【００１６】
上記冷却装置において好ましくは、第二熱交換器に対し空調用空気の下流側に配置され、冷媒と空調用空気との間で熱交換する、第四熱交換器を備える。
【発明の効果】
【００１７】
本発明の冷却装置によると、装置のコスト低減と小型化とを達成することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１８】
【図１】実施の形態１の冷却装置の構成を示す模式図である。
【図２】実施の形態１の蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。
【図３】四方弁を切り換えた状態の冷却装置を示す模式図である。
【図４】実施の形態１の蒸気圧縮式冷凍サイクルの暖房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。
【図５】実施の形態２の冷却装置の構成を示す模式図である。
【図６】実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。
【図７】四方弁を切り換えた状態の実施の形態２の冷却装置を示す模式図である。
【図８】実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクルの暖房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。
【図９】実施の形態３の冷却装置の構成を示す模式図である。
【図１０】実施の形態４の冷却装置の構成を示す模式図である。
【図１１】四方弁を切り換えた状態の実施の形態４の冷却装置を示す模式図である。
【図１２】第一の例の切換弁が第一の設定位置にある状態を示す分解斜視図である。
【図１３】第一の例の切換弁が第二の設定位置にある状態を示す分解斜視図である。
【図１４】第二の例の切換弁が第一の設定位置にある状態を示す斜視図である。
【図１５】第二の例の切換弁が第二の設定位置にある状態を示す斜視図である。
【図１６】実施の形態５の冷却装置の構成を示す模式図である。
【図１７】ダンパを移動した状態の実施の形態５の冷却装置を示す模式図である。
【図１８】実施の形態６の冷却装置の構成を示す模式図である。
【図１９】実施の形態６の蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。
【図２０】四方弁を切り換えた状態の実施の形態６の冷却装置を示す模式図である。
【図２１】実施の形態６の蒸気圧縮式冷凍サイクルの暖房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。
【発明を実施するための形態】
【００１９】
以下、図面に基づいてこの発明の実施の形態を説明する。なお、以下の図面において、同一または相当する部分には同一の参照番号を付し、その説明は繰返さない。
【００２０】
（実施の形態１）
図１は、実施の形態１の冷却装置の構成を示す模式図である。図１に示すように、冷却装置１は、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を備える。蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、たとえば、車両の車内の冷暖房を行なうために、車両に搭載される。蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を用いた冷房は、たとえば、冷房を行なうためのスイッチがオンされた場合、または、自動的に車両の室内の温度を設定温度になるように調整する自動制御モードが選択されており、かつ、車室内の温度が設定温度よりも高い場合に行なわれる。蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を用いた暖房は、たとえば、暖房を行なうためのスイッチがオンされた場合、または、自動制御モードが選択されており、かつ、車室内の温度が設定温度よりも低い場合に行なわれる。
【００２１】
蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、圧縮機１２と、第一熱交換器としての熱交換器１４と、減圧器の一例としての膨張弁１６と、第二熱交換器としての熱交換器１８と、を含む。蒸気圧縮式冷凍サイクル１０はまた、四方弁２８を含む。四方弁２８は、圧縮機１２から熱交換器１４へ向かう冷媒の流れと、圧縮機１２から熱交換器１８へ向かう冷媒の流れと、を切り換え可能に配置されている。
【００２２】
圧縮機１２は、車両に搭載されたモータまたはエンジンを動力源として作動し、冷媒ガスを断熱的に圧縮して過熱状態冷媒ガスとする。圧縮機１２は、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の作動時に流通する気相冷媒を吸入圧縮して、高温高圧の気相冷媒を吐出する。圧縮機１２は、冷媒を吐出することで、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０に冷媒を循環させる。
【００２３】
熱交換器１４，１８は、冷媒を流通するチューブと、チューブ内を流通する冷媒と熱交換器１４，１８の周囲の空気との間で熱交換するためのフィンと、を含む。熱交換器１４，１８は、車両の走行によって発生する自然の通風によって供給された空気流れ、またはファンによって供給された空気流れと、冷媒と、の間で熱交換を行なう。
【００２４】
膨張弁１６は、高圧の液相冷媒を小さな孔から噴射させることにより膨張させて、低温
・低圧の霧状冷媒に変化させる。膨張弁１６は、凝縮された冷媒液を減圧して、気液混合状態の湿り蒸気とする。なお、冷媒液を減圧するための減圧器は、絞り膨張する膨張弁１６に限られず、毛細管であってもよい。
【００２５】
蒸気圧縮式冷凍サイクル１０はまた、冷媒通路２１〜２７を含む。蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、圧縮機１２、熱交換器１４、膨張弁１６および熱交換器１８が、冷媒通路２１〜２７によって連結されて構成される。
【００２６】
冷媒通路２１は、圧縮機１２と四方弁２８とを連通する。冷媒は、冷媒通路２１を経由して、圧縮機１２から四方弁２８へ向かって流通する。冷媒通路２２は、四方弁２８と熱交換器１４とを連通する。冷媒は、冷媒通路２２を経由して、四方弁２８と熱交換器１４との一方から他方へ向かって流通する。冷媒通路２３は、熱交換器１４と後述する冷却部３０とを連通する。冷媒は、冷媒通路２３を経由して、熱交換器１４と冷却部３０との一方から他方へ向かって流通する。冷媒通路２４は、冷却部３０と膨張弁１６とを連通する。冷媒は、冷媒通路２４を経由して、冷却部３０と膨張弁１６との一方から他方へ向かって流通する。
【００２７】
冷媒通路２５は、膨張弁１６と熱交換器１８とを連通する。冷媒は、冷媒通路２５を経由して、膨張弁１６と熱交換器１８との一方から他方へ向かって流通する。冷媒通路２６は、熱交換器１８と四方弁２８とを連通する。冷媒は、冷媒通路２６を経由して、熱交換器１８と四方弁２８との一方から他方へ向かって流通する。冷媒通路２７は、四方弁２８と圧縮機１２とを連通する。冷媒は、冷媒通路２７を経由して、四方弁２８から圧縮機１２へ向かって流通する。
【００２８】
なお、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の冷媒としては、たとえば二酸化炭素、プロパンやイソブタンなどの炭化水素、アンモニアまたは水などを用いることができる。
【００２９】
熱交換器１４と膨張弁１６との間を流通する冷媒の経路上には、冷却部３０が設けられている。冷却部３０が設けられるので、熱交換器１４と膨張弁１６との間の冷媒の経路は、冷却部３０よりも熱交換器１４に近接する側の冷媒通路２３と、冷却部３０よりも膨張弁１６に近接する側の冷媒通路２４と、に二分割されている。冷却部３０は、車両に搭載される電気機器であるＨＶ（Hybrid Vehicle）機器３１と、冷媒が流通する配管である冷却通路３２とを含む。ＨＶ機器３１は、発熱源の一例である。冷却通路３２の一方の端部は、冷媒通路２３に接続される。冷却通路３２の他方の端部は、冷媒通路２４に接続される。
【００３０】
熱交換器１４と膨張弁１６との間を流通する冷媒は、冷却通路３２を経由して流れる。冷媒は、冷却通路３２内を流通するとき、ＨＶ機器３１から熱を奪って、ＨＶ機器３１を冷却させる。冷却部３０は、冷却通路３２によってＨＶ機器３１と冷媒との間で熱交換が可能な構造を有するように設けられる。本実施の形態においては、冷却部３０は、たとえば、ＨＶ機器３１の筐体に冷却通路３２の外周面が直接接触するように形成された冷却通路３２を有する。冷却通路３２は、ＨＶ機器３１の筐体と隣接する部分を有する。当該部分において、冷却通路３２を流通する冷媒と、ＨＶ機器３１との間で、熱交換が可能となる。
【００３１】
ＨＶ機器３１は、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の熱交換器１４から膨張弁１６に至る冷媒の経路の一部を形成する冷却通路３２の外周面に直接接続されて、冷却される。冷却通路３２の外部にＨＶ機器３１が配置されるので、冷却通路３２の内部を流通する冷媒の流れにＨＶ機器３１が干渉することはない。そのため、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の圧力損失は増大しないので、圧縮機１２の動力を増大させることなく、ＨＶ機器３１を冷却す
ることができる。
【００３２】
代替的には、冷却部３０は、ＨＶ機器３１と冷却通路３２との間に介在して配置された任意の公知のヒートパイプを備えてもよい。この場合ＨＶ機器３１は、冷却通路３２の外周面にヒートパイプを介して接続され、ＨＶ機器３１から冷却通路３２へヒートパイプを経由して熱伝達することにより、冷却される。ＨＶ機器３１をヒートパイプの加熱部とし冷却通路３２をヒートパイプの冷却部とすることで、冷却通路３２とＨＶ機器３１との間の熱伝達効率が高められるので、ＨＶ機器３１の冷却効率を向上できる。たとえばウィック式のヒートパイプを使用することができる。
【００３３】
ヒートパイプによってＨＶ機器３１から冷却通路３２へ確実に熱伝達することができるので、ＨＶ機器３１と冷却通路３２との間に距離があってもよく、ＨＶ機器３１に冷却通路３２を接触させるために冷却通路３２を複雑に配置する必要がない。その結果、ＨＶ機器３１の配置の自由度を向上することができる。
【００３４】
ＨＶ機器３１は、電力の授受によって発熱する電気機器を含む。電気機器は、たとえば、直流電力を交流電力に変換するためのインバータ、回転電機であるモータジェネレータ、蓄電装置であるバッテリ、バッテリの電圧を昇圧させるためのコンバータ、バッテリの電圧を降圧するためのＤＣ／ＤＣコンバータなどの、少なくともいずれか一つを含む。バッテリは、リチウムイオン電池あるいはニッケル水素電池等の二次電池である。バッテリに代えてキャパシタが用いられてもよい。
【００３５】
熱交換器１８は、空気が流通するダクト４０の内部に配置されている。熱交換器１８は、冷媒とダクト４０内を流通する空調用空気との間で熱交換して、空調用空気の温度を調節する。ダクト４０は、ダクト４０に空調用空気が流入する入口であるダクト入口４１と、ダクト４０から空調用空気が流出する出口であるダクト出口４２と、を有する。ダクト４０の内部の、ダクト入口４１の近傍には、ファン４３が配置されている。
【００３６】
ファン４３が駆動することにより、ダクト４０内に空気が流通する。ファン４３が稼働すると、ダクト入口４１を経由してダクト４０の内部へ空調用空気が流入する。ダクト４０へ流入する空気は、外気であってもよく、車両の室内の空気であってもよい。図１，３中の矢印４５は、熱交換器１８を経由して流通し、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の冷媒と熱交換する空調用空気の流れを示す。冷房運転時には、熱交換器１８において空調用空気が冷却され、冷媒は空調用空気からの熱伝達を受けて加熱される。暖房運転時には、熱交換器１８において空調用空気が加熱され、冷媒は空調用空気へ熱伝達することにより冷却される。矢印４６は、熱交換器１８で温度調節され、ダクト出口４２を経由してダクト４０から流出する、空調用空気の流れを示す。
【００３７】
冷房運転時には、図１に示すＡ点、Ｂ点、Ｃ点、Ｄ点およびＥ点を順に通過するように蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を冷媒が流れ、圧縮機１２と熱交換器１４と膨張弁１６と熱交換器１８とに冷媒が循環する。冷媒は、圧縮機１２と熱交換器１４と膨張弁１６と熱交換器１８とが冷媒通路２１〜２７によって順次接続された冷媒循環流路を通って、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を循環する。
【００３８】
図２は、実施の形態１の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の冷房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。図２中の横軸は、冷媒の比エンタルピー（単位：ｋＪ／ｋｇ）を示し、縦軸は、冷媒の絶対圧力（単位：ＭＰａ）を示す。図中の曲線は、冷媒の飽和蒸気線および飽和液線である。図２中には、圧縮機１２から熱交換器１４を経由して冷媒通路２３へ流入し、ＨＶ機器３１を冷却し、冷媒通路２４から膨張弁１６、熱交換器１８を経由して圧縮機１２へ戻る、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０中の各点（すなわちＡ、Ｂ，Ｃ，Ｄ
およびＥ点）における冷媒の熱力学状態が示される。
【００３９】
図２に示すように、圧縮機１２に吸入された過熱蒸気状態の冷媒（Ａ点）は、圧縮機１２において等比エントロピー線に沿って断熱圧縮される。圧縮するに従って冷媒の圧力と温度とが上昇し、高温高圧の過熱度の大きい過熱蒸気になって（Ｂ点）、冷媒は熱交換器１４へと流れる。
【００４０】
熱交換器１４へ入った高圧の冷媒蒸気は、熱交換器１４において外気と熱交換して冷却される。冷媒は、等圧のまま過熱蒸気から乾き飽和蒸気になり、凝縮潜熱を放出し徐々に液化して気液混合状態の湿り蒸気になり、冷媒の全部が凝縮すると飽和液になり、さらに顕熱を放出して過冷却液になる（Ｃ点）。熱交換器１４は、圧縮機１２において圧縮された過熱状態冷媒ガスを、外部媒体へ等圧的に放熱させて冷媒液とする。圧縮機１２から吐出された気相冷媒は、熱交換器１４において周囲に放熱し冷却されることによって、凝縮（液化）する。熱交換器１４における熱交換によって、冷媒の温度は低下し冷媒は液化する。
【００４１】
熱交換器１４で液化した高圧の液相冷媒は、冷媒通路２３を経由して冷却部３０へ流れ、ＨＶ機器３１を冷却する。ＨＶ機器３１との熱交換により、冷媒の過冷却度が小さくなる。つまり、過冷却液の状態の冷媒の温度が上昇し、液冷媒の飽和温度に近づく（Ｄ点）。その後冷媒は、冷媒通路２４を経由して膨張弁１６に流入する。膨張弁１６において、過冷却液状態の冷媒は絞り膨張され、冷媒の比エンタルピーは変化せず温度と圧力とが低下して、低温低圧の気液混合状態の湿り蒸気となる（Ｅ点）。
【００４２】
膨張弁１６から出た湿り蒸気状態の冷媒は、冷媒通路２５を経由して熱交換器１８へ流入する。熱交換器１８のチューブ内には、湿り蒸気状態の冷媒が流入する。冷媒は、熱交換器１８のチューブ内を流通する際に、フィンを経由して車両の室内の空気の熱を蒸発潜熱として吸収することによって、等圧のまま蒸発する。全ての冷媒が乾き飽和蒸気になると、さらに顕熱によって冷媒蒸気は温度上昇して、過熱蒸気となる（Ａ点）。冷媒は、熱交換器１８において周囲から吸熱し加熱される。気化した冷媒は、冷媒通路２４を経由して圧縮機１２に吸入される。圧縮機１２は、熱交換器１８から流通する冷媒を圧縮する。冷媒はこのようなサイクルに従って、圧縮、凝縮、絞り膨張、蒸発の状態変化を連続的に繰り返す。
【００４３】
なお、上述した蒸気圧縮式冷凍サイクルの説明では、理論冷凍サイクルについて説明しているが、実際の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０では、圧縮機１２における損失、冷媒の圧力損失および熱損失を考慮する必要があるのは勿論である。
【００４４】
冷房運転時に、熱交換器１８は、その内部を流通する霧状冷媒が気化することによって、熱交換器１８に接触するように導入された周囲の空気の熱を吸収する。熱交換器１８は、膨張弁１６によって減圧された冷媒を用いて、冷媒の湿り蒸気が蒸発して冷媒ガスとなる際の気化熱を、車両の室内へ流通する空調用空気から吸収して、車両の室内の冷房を行なう。熱が熱交換器１８に吸収されることによって温度が低下した空調用空気が車両の室内に流入することによって、車両の室内の冷房が行なわれる。
【００４５】
蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の運転中に、冷媒は、熱交換器１８において気化熱を車両の室内の空気から吸収して、車室内の冷房を行なう。加えて、熱交換器１４から出た高圧の液冷媒が冷却部３０へ流通し、ＨＶ機器３１と熱交換することでＨＶ機器３１を冷却する。冷却装置１は、車両に搭載された発熱源であるＨＶ機器３１を、車両の室内の空調用の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を利用して、冷却する。なお、ＨＶ機器３１を冷却するために必要とされる温度は、少なくともＨＶ機器３１の温度範囲として目標となる温度範囲
の上限値よりも低い温度であることが望ましい。
【００４６】
図３は、四方弁２８を切り換えた状態の冷却装置１を示す模式図である。図１と図３とを比較して、四方弁２８が９０°回転することにより、圧縮機１２出口から四方弁２８へ流入した冷媒が四方弁２８を出る経路が切り換えられている。図１に示す冷房運転時には、圧縮機１２において圧縮された冷媒は、圧縮機１２から熱交換器１４へ向かって流れる。一方、図３に示す暖房運転時には、圧縮機１２において圧縮された冷媒は、圧縮機１２から熱交換器１８へ向かって流れる。
【００４７】
暖房運転時には、図３に示すＡ点、Ｂ点、Ｅ点、Ｄ点およびＣ点を順に通過するように蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を冷媒が流れ、圧縮機１２と熱交換器１８と膨張弁１６と熱交換器１４とに冷媒が循環する。冷媒は、圧縮機１２と熱交換器１８と膨張弁１６と熱交換器１４とが冷媒通路２１〜２７によって順次接続された冷媒循環流路を通って、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を循環する。
【００４８】
図４は、実施の形態１の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の暖房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。図４中の横軸は、冷媒の比エンタルピー（単位：ｋＪ／ｋｇ）を示し、縦軸は、冷媒の絶対圧力（単位：ＭＰａ）を示す。図中の曲線は、冷媒の飽和蒸気線および飽和液線である。図４中には、圧縮機１２から熱交換器１８、膨張弁１６を経由して冷媒通路２４へ流入し、ＨＶ機器３１を冷却し、冷媒通路２３から熱交換器１４を経由して圧縮機１２へ戻る、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０中の各点（すなわちＡ、Ｂ，Ｅ，ＤおよびＣ点）における冷媒の熱力学状態が示される。
【００４９】
図４に示すように、圧縮機１２に吸入された過熱蒸気状態の冷媒（Ａ点）は、圧縮機１２において等比エントロピー線に沿って断熱圧縮される。圧縮するに従って冷媒の圧力と温度とが上昇し、高温高圧の過熱度の大きい過熱蒸気になって（Ｂ点）、冷媒は熱交換器１８へと流れる。
【００５０】
熱交換器１８へ入った高圧の冷媒蒸気は、熱交換器１８において冷却され、等圧のまま過熱蒸気から乾き飽和蒸気になり、凝縮潜熱を放出し徐々に液化して気液混合状態の湿り蒸気になり、冷媒の全部が凝縮すると飽和液になり、さらに顕熱を放出して過冷却液になる（Ｅ点）。熱交換器１８は、圧縮機１２において圧縮された過熱状態冷媒ガスを、外部媒体へ等圧的に放熱させて冷媒液とする。圧縮機１２から吐出された気相冷媒は、熱交換器１８において周囲に放熱し冷却されることによって、凝縮（液化）する。熱交換器１８における熱交換によって、冷媒の温度は低下し冷媒は液化する。冷媒は、熱交換器１８において周囲へ放熱し冷却される。
【００５１】
熱交換器１８で液化した高圧の液相冷媒は、冷媒通路２５を経由して膨張弁１６に流入する。膨張弁１６において、過冷却液状態の冷媒は絞り膨張され、冷媒の比エンタルピーは変化せず温度と圧力とが低下して、低温低圧の気液混合状態の湿り蒸気となる（Ｄ点）。膨張弁１６において温度が下げられた冷媒は、冷媒通路２４を経由して冷却部３０の冷却通路３２へ流れ、ＨＶ機器３１を冷却する。ＨＶ機器３１との熱交換により、冷媒が加熱され、冷媒の乾き度が増大する。ＨＶ機器３１から潜熱を受け取って一部の冷媒が気化することにより、湿り蒸気状態の冷媒中に含まれる飽和蒸気の割合が増加する（Ｃ点）。
【００５２】
冷却部３０から出た湿り蒸気状態の冷媒は、冷媒通路２３を経由して熱交換器１４へ流入する。熱交換器１４のチューブ内には、湿り蒸気状態の冷媒が流入する。冷媒は、チューブ内を流通する際に、フィンを経由して外気の熱を蒸発潜熱として吸収することによって等圧のまま蒸発する。全ての冷媒が乾き飽和蒸気になると、さらに顕熱によって冷媒蒸気は温度上昇して、過熱蒸気となる（Ａ点）。気化した冷媒は、冷媒通路２２を経由して
圧縮機１２に吸入される。圧縮機１２は、熱交換器１４から流通する冷媒を圧縮する。冷媒はこのようなサイクルに従って、圧縮、凝縮、絞り膨張、蒸発の状態変化を連続的に繰り返す。
【００５３】
暖房運転時に、熱交換器１８は、その内部を流通する冷媒蒸気が凝縮することによって、熱交換器１８に接触するように導入された周囲の空気へ熱を加える。熱交換器１８は、圧縮機１２で断熱圧縮された高温高圧の冷媒を用いて、冷媒ガスが凝縮して冷媒の湿り蒸気となる際の凝縮熱を、車両の室内へ流通する空調用空気へ放出して、車両の室内の暖房を行なう。熱交換器１８から熱を受け取ることによって温度が上昇した空調用空気が車両の室内に流入することによって、車両の室内の暖房が行なわれる。
【００５４】
以上のように、本実施の形態の冷却装置１は、冷房運転時と暖房運転時とで蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内の冷媒の流れる方向を切り換える四方弁２８を備える。冷房運転中に、熱交換器１８において、膨張弁１６で絞り膨張された低温低圧の冷媒が空調用空気から熱を吸収して、車室内の冷房を行なう。暖房運転中に、熱交換器１８において、圧縮機１２で断熱圧縮された高温高圧の冷媒が空調用空気に熱を放出して、車室内の暖房を行なう。冷却装置１は、一台の熱交換器１８を使用して、冷房運転時と暖房運転時との両方の場合に、車両の室内へ流通する空調用空気の温度を適切に調節できる。したがって、空調用空気と熱交換する熱交換器を二台配置する必要がないので、冷却装置１のコストを低減することができ、加えて、冷却装置１を小型化することができる。
【００５５】
また冷媒は、冷却部３０へ流通し、ＨＶ機器３１と熱交換することでＨＶ機器３１を冷却する。冷却装置１は、車両に搭載された発熱源であるＨＶ機器３１を、車両の室内の空調用の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を利用して、冷却する。熱交換器１８において空調用空気と熱交換することで車両の室内の冷暖房を行なうために設けられた蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を利用して、ＨＶ機器３１の冷却が行なわれる。
【００５６】
ＨＶ機器３１の冷却のために、専用の水循環ポンプまたは冷却ファンなどの機器を設ける必要はない。そのため、ＨＶ機器３１の冷却装置１のために必要な構成を低減でき、装置構成を単純にできるので、冷却装置１の製造コストを低減することができる。加えて、ＨＶ機器３１の冷却のためにポンプや冷却ファンなどの動力源を運転する必要がなく、動力源を運転するための消費動力を必要としない。したがって、ＨＶ機器３１の冷却のための消費動力を低減することができる。
【００５７】
ＨＶ機器３１は、膨張弁１６を経由して熱交換器１４と熱交換器１８との間を流通する冷媒の経路の一部を形成する冷却通路３２の外周面に直接接続されて、冷却される。冷却通路３２の外部にＨＶ機器３１が配置されるので、冷却通路３２の内部を流通する冷媒の流れにＨＶ機器３１が干渉することはない。そのため、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の圧力損失は増大しないので、圧縮機１２の動力を増大させることなく、ＨＶ機器３１を冷却することができる。
【００５８】
冷房運転時に冷媒は、熱交換器１４において過冷却液になるまで冷却され、ＨＶ機器３１から顕熱を受けて飽和温度をわずかに下回る温度にまで加熱される。その後膨張弁１６を通過することで、冷媒は低温低圧の湿り蒸気になる。膨張弁１６の出口において、冷媒は、車両の室内の冷房のために本来必要とされる温度および圧力を有する。熱交換器１４は、冷媒を十分に冷却できる程度に、その放熱能力が定められている。
【００５９】
膨張弁１６を通過した後の低温低圧の冷媒をＨＶ機器３１の冷却に使用すると、熱交換器１８における空調用空気の冷却能力が減少して、車室用の冷房能力が低下する。これに対し、本実施の形態の冷却装置１では、熱交換器１４において冷媒を十分な過冷却状態に
まで冷却し、熱交換器１４の出口の高圧の冷媒をＨＶ機器３１の冷却に使用する。そのため、車室内の空気を冷却する冷房の能力に影響を与えることなく、ＨＶ機器３１を冷却することができる。
【００６０】
熱交換器１４の仕様（すなわち、熱交換器１４のサイズまたは熱交換性能）は、熱交換器１４を通過した後の液相冷媒の温度が車室内の冷房のために必要とされる温度よりも低下するように、定められる。熱交換器１４の仕様は、ＨＶ機器３１を冷却しない場合の蒸気圧縮式冷凍サイクルの熱交換器よりも、冷媒がＨＶ機器３１から受け取ると想定される熱量分だけ大きい放熱量を有するように、定められる。このような仕様の熱交換器１４を備える冷却装置１は、車両の室内の優れた冷房性能を維持しつつ、圧縮機１２の動力を増加させることなく、ＨＶ機器３１を適切に冷却できる。
【００６１】
暖房運転時に冷媒は、冷却部３０においてＨＶ機器３１から吸熱することにより加熱され、熱交換器１４において外気から吸熱することによりさらに加熱される。冷却部３０と熱交換器１４との両方で冷媒を加熱することにより、熱交換器１４の出口において冷媒を十分な過熱蒸気の状態にまで加熱できるので、車両の室内の優れた暖房性能を維持しつつ、ＨＶ機器３１を適切に冷却できる。冷却部３０で冷媒が加熱され、ＨＶ機器３１の廃熱を室内の暖房に有効利用できるので、成績係数が向上し、暖房運転時の圧縮機１２での冷媒の断熱圧縮のための消費動力を低減することができる。
【００６２】
（実施の形態２）
図５は、実施の形態２の冷却装置１の構成を示す模式図である。実施の形態２の冷却装置１は、冷却部３０と膨張弁１６との間の冷媒の経路の一部を形成する冷媒通路２４に、第三熱交換器としての熱交換器１５が配置されている点で、実施の形態１と異なっている。熱交換器１５が設けられるので、冷媒通路２４は、熱交換器１５よりも熱交換器１４に近接する側の冷媒通路２４ａと、熱交換器１５よりも膨張弁１６に近接する側の冷媒通路２４ｂと、に二分割されている。
【００６３】
冷房運転時には、図５に示すＡ点、Ｂ点、Ｃ点、Ｄ点、Ｆ点およびＥ点を順に通過するように蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を冷媒が流れ、圧縮機１２と熱交換器１４，１５と膨張弁１６と熱交換器１８とに冷媒が循環する。冷媒は、圧縮機１２と熱交換器１４，１５と膨張弁１６と熱交換器１８とが冷媒通路２１〜２７によって順次接続された冷媒循環流路を通って、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を循環する。
【００６４】
図６は、実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の冷房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。図６中の横軸は、冷媒の比エンタルピー（単位：ｋＪ／ｋｇ）を示し、縦軸は、冷媒の絶対圧力（単位：ＭＰａ）を示す。図中の曲線は、冷媒の飽和蒸気線および飽和液線である。図６中には、圧縮機１２から熱交換器１４を経由して冷媒通路２３へ流入し、ＨＶ機器３１を冷却し、冷媒通路２４ａから熱交換器１５を経由して冷媒通路２４ｂへ流入し、膨張弁１６、熱交換器１８を経由して圧縮機１２へ戻る、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０中の各点（すなわちＡ、Ｂ，Ｃ，Ｄ，ＦおよびＥ点）における冷媒の熱力学状態が示される。
【００６５】
実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、熱交換器１４から膨張弁１６へ至る系統を除いて、実施の形態１と同じである。つまり、図２に示すモリエル線図におけるＤ点からＥ点、Ａ点を経由してＢ点へ至る冷媒の状態と、図６に示すモリエル線図におけるＦ点からＥ点、Ａ点を経由してＢ点へ至る冷媒の状態と、は同じである。そのため、実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０に特有の、Ｂ点からＦ点へ至る冷媒の状態について、以下に説明する。
【００６６】
圧縮機１２によって断熱圧縮された高温高圧の過熱蒸気状態の冷媒（Ｂ点）は、熱交換器１４において冷却される。冷媒は、等圧のまま顕熱を放出して過熱蒸気から乾き飽和蒸気になり、凝縮潜熱を放出し徐々に液化して気液混合状態の湿り蒸気になり、冷媒の全部が凝縮して飽和液になる（Ｃ点）。
【００６７】
熱交換器１４から流出した飽和液状態の冷媒は、冷媒通路２３を経由して冷却部３０へ流れる。冷却部３０において、熱交換器１４を通過して凝縮された液冷媒に熱を放出することで、ＨＶ機器３１が冷却される。ＨＶ機器３１との熱交換により、冷媒が加熱され、冷媒の乾き度が増大する。冷媒は、ＨＶ機器３１から潜熱を受け取って一部気化することにより、飽和液と飽和蒸気とが混合した湿り蒸気となる（Ｄ点）。
【００６８】
その後冷媒は、熱交換器１５に流入する。冷媒の湿り蒸気は、熱交換器１５において外気と熱交換することで再度凝縮され、冷媒の全部が凝縮すると飽和液になり、さらに顕熱を放出して過冷却された過冷却液になる（Ｆ点）。その後膨張弁１６を通過することで、冷媒は低温低圧の湿り蒸気になる（Ｅ点）。
【００６９】
蒸気圧縮式冷凍サイクル１０において、圧縮機１２から吐出された高圧の冷媒は、熱交換器１４と熱交換器１５との両方によって凝縮される。熱交換器１５において十分に冷媒を冷却することにより、膨張弁１６の出口において、冷媒は、車両の室内の冷房のために本来必要とされる温度および圧力を有する。そのため、熱交換器１８において冷媒が蒸発するときに外部から受け取る熱量を十分に大きくすることができる。このように、冷媒を十分に冷却できる熱交換器１５の放熱能力を定めることにより、車室内の空気を冷却する冷房の能力に影響を与えることなく、ＨＶ機器３１を冷却することができる。したがって、ＨＶ機器３１の冷却能力と、車室用の冷房能力との両方を、確実に確保することができる。
【００７０】
実施の形態１の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０では、圧縮機１２と膨張弁１６との間に熱交換器１４が配置され、冷房運転時には、冷房とＨＶ機器３１冷却とに相当する分の熱交換を熱交換器１４で行なう必要がある。そのため、熱交換器１４において冷媒を飽和液の状態からさらに冷却し、冷媒が所定の過冷却度を有するまで冷却する必要があった。過冷却液の状態の冷媒を冷却すると、冷媒の温度が大気温度に近づき、冷媒の冷却効率が低下するので、熱交換器１４の容量を増大させる必要がある。その結果、熱交換器１４のサイズが増大し、車載用の冷却装置１として不利になるという問題がある。一方、車両へ搭載するために熱交換器１４を小型化すると、熱交換器１４の放熱能力も小さくなり、その結果、膨張弁１６の出口における冷媒の温度を十分に低くできず、車室用の冷房能力が不足する虞がある。
【００７１】
これに対し、実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０では、圧縮機１２と膨張弁１６との間に二段の熱交換器１４，１５を配置し、ＨＶ機器３１の冷却系である冷却部３０が熱交換器１４と熱交換器１５との間に設けられる。熱交換器１４では、図６に示すように、冷媒を飽和液の状態にまで冷却すればよい。ＨＶ機器３１から蒸発潜熱を受け取り一部気化した湿り蒸気の状態の冷媒は、熱交換器１５で再度冷却される。湿り蒸気状態の冷媒を凝縮させ完全に飽和液にするまで、冷媒は一定の温度で状態変化する。熱交換器１５はさらに、車両の室内の冷房のために必要な程度の過冷却度にまで、冷媒を冷却する。そのため、実施の形態１と比較して、冷媒の過冷却度を大きくする必要がなく、熱交換器１４，１５の容量を低減することができる。したがって、熱交換器１４，１５のサイズを低減することができ、小型化され車載用に有利な冷却装置１を得ることができる。
【００７２】
熱交換器１４から冷却部３０へ流れる冷媒は、ＨＶ機器３１を冷却するときに、ＨＶ機器３１から熱を受け取り加熱される。冷却部３０において加熱された冷媒が気化すると、
冷媒とＨＶ機器３１との熱交換量が減少してＨＶ機器３１を効率よく冷却できなくなり、また冷媒が配管内を流れる際の圧力損失が増大する。そのため、ＨＶ機器３１を冷却した後の冷媒を気化させない程度に、熱交換器１４において十分に冷媒を冷却するのが望ましい。
【００７３】
具体的には、熱交換器１４の出口における冷媒の状態を飽和液に近づけ、典型的には熱交換器１４の出口において冷媒が飽和液線上にある状態にする。このように冷媒を十分に冷却できる能力を熱交換器１４が有する結果、熱交換器１４の冷媒から熱を放出させる放熱能力は、熱交換器１５の放熱能力よりも高くなる。放熱能力が相対的に大きい熱交換器１４において冷媒を十分に冷却することにより、ＨＶ機器３１から熱を受け取った冷媒を湿り蒸気の状態に留めることができ、冷媒とＨＶ機器３１との熱交換量の減少を回避できるので、ＨＶ機器３１を十分に効率よく冷却することができる。ＨＶ機器３１を冷却した後の湿り蒸気の状態の冷媒は、熱交換器１５において効率よく再度冷却され、飽和温度をわずかに下回る程度の過冷却液の状態にまで冷却される。したがって、車室用の冷房能力とＨＶ機器３１の冷却能力との両方を確保した、冷却装置１を提供することができる。
【００７４】
図７は、四方弁２８を切り換えた状態の実施の形態２の冷却装置１を示す模式図である。図５と図７とを比較して、四方弁２８が９０°回転することにより、圧縮機１２出口から四方弁２８へ流入した冷媒が四方弁２８を出る経路が切り換えられている。図５に示す冷房運転時には、圧縮機１２において圧縮された冷媒は、圧縮機１２から熱交換器１４へ向かって流れる。一方、図７に示す暖房運転時には、圧縮機１２において圧縮された冷媒は、圧縮機１２から熱交換器１８へ向かって流れる。
【００７５】
暖房運転時には、図７に示すＡ点、Ｂ点、Ｅ点、Ｆ点、Ｄ点およびＣ点を順に通過するように蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を冷媒が流れ、圧縮機１２と熱交換器１８と膨張弁１６と熱交換器１５，１４とに冷媒が循環する。冷媒は、圧縮機１２と熱交換器１８と膨張弁１６と熱交換器１５，１４とが冷媒通路２１〜２７によって順次接続された冷媒循環流路を通って、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を循環する。
【００７６】
図８は、実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の暖房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。図８中の横軸は、冷媒の比エンタルピー（単位：ｋＪ／ｋｇ）を示し、縦軸は、冷媒の絶対圧力（単位：ＭＰａ）を示す。図中の曲線は、冷媒の飽和蒸気線および飽和液線である。図８中には、圧縮機１２から熱交換器１８、膨張弁１６、熱交換器１５を経由して冷媒通路２４ａへ流入し、ＨＶ機器３１を冷却し、冷媒通路２３から熱交換器１４を経由して圧縮機１２へ戻る、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０中の各点（すなわちＡ、Ｂ，Ｅ，Ｆ，ＤおよびＣ点）における冷媒の熱力学状態が示される。
【００７７】
実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、膨張弁１６から熱交換器１４へ至る系統を除いて、実施の形態１と同じである。つまり、図４に示すモリエル線図におけるＡ点からＢ点、Ｅ点を経由してＤ点へ至る冷媒の状態と、図８に示すモリエル線図におけるＡ点からＢ点、Ｅ点を経由してＦ点へ至る冷媒の状態と、は同じである。そのため、実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０に特有の、Ｆ点からＡ点へ至る冷媒の状態について、以下に説明する。
【００７８】
膨張弁１６において温度が下げられた冷媒（Ｆ点）は、冷媒通路２４ｂを経由して熱交換器１５へ流入する。熱交換器１５のチューブ内には、湿り蒸気状態の冷媒が流入する。冷媒は、チューブ内を流通する際に、フィンを経由して外気の熱を蒸発潜熱として吸収することによって等圧のまま蒸発する。熱交換器１５における外気との熱交換により、冷媒が加熱され、冷媒の乾き度が増大する。熱交換器１５において潜熱を受け取って一部の冷媒が気化することにより、湿り蒸気状態の冷媒中に含まれる飽和蒸気の割合が増加する（
Ｄ点）。
【００７９】
熱交換器１５から出た湿り蒸気状態の冷媒は、冷媒通路２４ａを経由して冷却部３０の冷却通路３２へ流れ、ＨＶ機器３１を冷却する。冷却部３０において、飽和液と飽和蒸気とが混合した湿り蒸気状態の冷媒に熱を放出することで、ＨＶ機器３１が冷却される。ＨＶ機器３１との熱交換により、冷媒が加熱され、冷媒の乾き度が増大する。ＨＶ機器３１から潜熱を受け取って一部の冷媒が気化することにより、湿り蒸気状態の冷媒中に含まれる飽和蒸気の割合がさらに増加する（Ｃ点）。
【００８０】
冷却部３０から出た湿り蒸気状態の冷媒は、冷媒通路２３を経由して熱交換器１４へ流入する。熱交換器１４のチューブ内には、湿り蒸気状態の冷媒が流入する。冷媒は、チューブ内を流通する際に、フィンを経由して外気の熱を蒸発潜熱として吸収することによって等圧のまま蒸発する。全ての冷媒が乾き飽和蒸気になると、さらに顕熱によって冷媒蒸気は温度上昇して、過熱蒸気となる（Ａ点）。
【００８１】
暖房運転時に冷媒は、熱交換器１４，１５の両方において外気から吸熱することにより加熱され、冷却部３０においてＨＶ機器３１から吸熱することによりさらに加熱される。冷却部３０と熱交換器１４，１５との両方で冷媒を加熱することにより、熱交換器１４の出口において冷媒を十分な過熱蒸気の状態にまで加熱できるので、車両の室内の優れた暖房性能を維持しつつ、ＨＶ機器３１を適切に冷却できる。冷却部３０で冷媒が加熱され、ＨＶ機器３１の廃熱を室内の暖房に有効利用できるので、暖房運転時の圧縮機１２での冷媒の断熱圧縮のための消費動力を低減することができる。
【００８２】
（実施の形態３）
図９は、実施の形態３の冷却装置１の構成を示す模式図である。実施の形態１，２では、冷却部３０が熱交換器１４と熱交換器１５との間に直列に接続されていた。これに対し、実施の形態３の冷却装置１では、熱交換器１４と熱交換器１５との間の冷媒の経路は、冷却部３０を経由しない経路である冷媒通路２９を含む。熱交換器１４と熱交換器１５との間の冷媒の経路は、第一通路としての冷媒通路２９を含む。
【００８３】
冷却装置１は、冷媒通路２９と並列に配置された第二通路としての、他の冷媒の経路を備える。当該他の冷媒の経路は、冷媒通路２３，２４ａ（図５も併せて参照）と、冷却部３０の冷却通路３２とを含む。冷却部３０は、第二通路に設けられている。冷媒通路２３，２４ａを経由して流れる冷媒は、冷却部３０を経由して流れ、発熱源としてのＨＶ機器３１から熱を奪って、ＨＶ機器３１を冷却させる。冷媒は、冷媒通路２３を経由して熱交換器１４と冷却部３０との間を流通し、冷媒通路２４ａを経由して冷却部３０と冷媒通路２４ａとの間を流通する。熱交換器１４と熱交換器１５との間の冷媒の経路が分岐して、冷媒の一部が冷却部３０へ流通する。
【００８４】
熱交換器１４と熱交換器１５との間を冷媒が流通する経路として、冷却部３０を通過する経路である冷媒通路２３，２４ａおよび冷却通路３２と、冷却部３０を通過しない経路である冷媒通路２９と、が並列に設けられる。そのため、熱交換器１４と熱交換器１５との間を流れる冷媒の一部のみが、冷却部３０へ流れる。冷却部３０においてＨＶ機器３１を冷却するために必要な量の冷媒を冷媒通路２３，２４ａへ流通させ、ＨＶ機器３１は適切に冷却される。したがって、ＨＶ機器３１が過冷却されることを防止できる。全ての冷媒が冷却部３０に流れないので、冷媒通路２３，２４ａおよび冷却通路３２の冷媒の流通に係る圧力損失を低減することができ、それに伴い、冷媒を循環させるための圧縮機１２の運転に必要な消費電力を低減することができる。
【００８５】
冷媒通路２９は、熱交換器１４と熱交換器１５との間に設けられている。冷媒通路２３
，２４ａを含むＨＶ機器３１の冷却系は、冷媒通路２９と並列に接続されている。熱交換器１４と熱交換器１５との間を冷却部３０を経由せずに流れる冷媒の経路と、熱交換器１４と熱交換器１５との間を冷却部３０を経由して流れる冷媒の経路と、を並列に設け、一部の冷媒のみを冷媒通路２３，２４ａへ流通させることで、ＨＶ機器３１の冷却系に冷媒が流れる際の圧力損失を低減することができる。
【００８６】
冷却装置１はさらに、流量調整弁５１を備える。流量調整弁５１は、冷媒通路２９に配置されている。流量調整弁５１は、その弁開度を変動させ、冷媒通路２９を流れる冷媒の圧力損失を増減させることにより、冷媒通路２９を流れる冷媒の流量と、冷媒通路２３，２４ａおよび冷却通路３２を流れる冷媒の流量と、を任意に調節する。
【００８７】
たとえば、流量調整弁５１を全閉にして弁開度を０％にすると、熱交換器１４と熱交換器１５との間を流れる冷媒の全量が冷媒通路２３，２４ａおよび冷却通路３２へ流入する。流量調整弁５１の弁開度を大きくすれば、熱交換器１４と熱交換器１５との間を流れる冷媒のうち、冷媒通路２９を経由して流れる流量が大きくなり、冷媒通路２３，２４ａおよび冷却通路３２を経由して流れＨＶ機器３１を冷却する冷媒の流量が小さくなる。流量調整弁５１の弁開度を小さくすれば、熱交換器１４と熱交換器１５との間を流れる冷媒のうち、冷媒通路２９を経由して流れる流量が小さくなり、冷媒通路２３，２４ａおよび冷却通路３２を経由して冷却部３０へ流れＨＶ機器３１を冷却する冷媒の流量が大きくなる。
【００８８】
流量調整弁５１の弁開度を大きくするとＨＶ機器３１を冷却する冷媒の流量が小さくなり、ＨＶ機器３１の冷却能力が低下する。流量調整弁５１の弁開度を小さくするとＨＶ機器３１を冷却する冷媒の流量が大きくなり、ＨＶ機器３１の冷却能力が向上する。流量調整弁５１を使用して、冷却部３０に流れる冷媒の量を最適に調節できるので、ＨＶ機器３１の過冷却を確実に防止することができ、加えて、冷媒通路２３，２４ａおよび冷却通路３２の冷媒の流通に係る圧力損失および冷媒を循環させるための圧縮機１２の消費電力を、確実に低減することができる。
【００８９】
（実施の形態４）
図１０は、実施の形態４の冷却装置１の構成を示す模式図である。図１１は、四方弁２８を切り換えた状態の実施の形態４の冷却装置１を示す模式図である。実施の形態４の冷却装置１は、冷却部３０に向けて流通する冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離する気液分離器６０を備える点で、実施の形態１〜３と異なっている。
【００９０】
図１０には、冷房運転時の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内の冷媒の流れが図示されている。熱交換器１４と冷却部３０との間を流通する冷媒の経路は、熱交換器１４に近接する側の冷媒通路２３ａと、冷却部３０に近接する側の冷媒通路２３ｂと、を含む。冷房運転時に、気液分離器６０は、熱交換器１４から流出して冷媒通路２３ａを流通する冷媒を、気相冷媒と液相冷媒とに分離する。
【００９１】
熱交換器１４の出口側において冷媒は、飽和液と飽和蒸気とが混合した気液二相状態の湿り蒸気の状態にある。熱交換器１４から流出した冷媒は、冷媒通路２３ａを通って気液分離器６０へ供給される。冷媒通路２３ａから気液分離器６０へ流入する気液二相状態の冷媒は、気液分離器６０の内部において気相と液相とに分離される。気液分離器６０は、熱交換器１４によって凝縮された冷媒を液体状の冷媒液６２とガス状の冷媒蒸気６１とに分離して、一時的に蓄える。
【００９２】
分離された冷媒液６２は、冷媒通路２３ｂを経由して、気液分離器６０の外部へ流出する。気液分離器６０内の液相中に配置された冷媒通路２３ｂの端部は、液相冷媒の気液分
離器６０からの流出口を形成する。気液分離器６０の内部では、冷媒液６２が下側、冷媒蒸気６１が上側に溜まる。気液分離器６０から冷媒液６２を導出する冷媒通路２３ｂの端部は、気液分離器６０の底部の近傍に配置されている。冷媒通路２３ｂの端部は、冷媒液６２中に浸漬されており、冷媒通路２３ｂを経由して気液分離器６０の底側から冷媒液６２のみが気液分離器６０の外部へ送り出される。これにより、気液分離器６０は、気相冷媒と液相冷媒との分離を確実に行なうことができる。
【００９３】
図１１には、暖房運転時の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内の冷媒の流れが図示されている。熱交換器１５と冷却部３０との間を流通する冷媒の経路は、熱交換器１５に近接する側の冷媒通路２４ａ１と、冷却部３０に近接する側の冷媒通路２４ａ２と、を含む。暖房運転時に、気液分離器６０は、熱交換器１５から流出して冷媒通路２４ａ１を流通する冷媒を、気相冷媒と液相冷媒とに分離する。
【００９４】
熱交換器１５の出口側において冷媒は、飽和液と飽和蒸気とが混合した気液二相状態の湿り蒸気の状態にある。熱交換器１５から流出した冷媒は、冷媒通路２４ａ１を通って気液分離器６０へ供給される。冷媒通路２４ａ１から気液分離器６０へ流入する気液二相状態の冷媒は、気液分離器６０の内部において気相と液相とに分離される。気液分離器６０は、熱交換器１５によって凝縮された冷媒を液体状の冷媒液６２とガス状の冷媒蒸気６１とに分離して、一時的に蓄える。
【００９５】
分離された冷媒液６２は、冷媒通路２４ａ２を経由して、気液分離器６０の外部へ流出する。気液分離器６０内の液相中に配置された冷媒通路２４ａ２の端部は、液相冷媒の気液分離器６０からの流出口を形成する。気液分離器６０の内部では、冷媒液６２が下側、冷媒蒸気６１が上側に溜まる。気液分離器６０から冷媒液６２を導出する冷媒通路２４ａ２の端部は、気液分離器６０の底部の近傍に配置されている。冷媒通路２４ａ２の端部は、冷媒液６２中に浸漬されており、冷媒通路２４ａ２を経由して気液分離器６０の底側から冷媒液６２のみが気液分離器６０の外部へ送り出される。これにより、気液分離器６０は、気相冷媒と液相冷媒との分離を確実に行なうことができる。
【００９６】
冷却装置１は、一台の気液分離器６０を備える。この一台の気液分離器６０を使用して、冷房運転時と暖房運転時との両方において、気液二相状態にある冷媒を気液分離し、気液分離器６０で分離された液相冷媒である冷媒液のみが冷却部３０に供給されてＨＶ機器３１を冷却する。この液相冷媒は、過不足の全くない真に飽和液状態の冷媒である。そのため、気液分離器６０から液相の冷媒のみを取り出し冷却部３０へ流すことにより、気液分離器６０の上流側に配置された熱交換器１４，１５の能力を最大限に活用してＨＶ機器３１を冷却することができるので、ＨＶ機器３１の冷却能力を向上させた冷却装置１を提供することができる。
【００９７】
気液分離器６０の出口で飽和液の状態にある冷媒をＨＶ機器３１を冷却する冷却通路３２に導入することにより、冷却通路３２を含むＨＶ機器３１の冷却系である上述した第二通路を流れる冷媒のうち、気相状態の冷媒を最小限に抑えることができる。そのため、第二通路を流れる冷媒蒸気の流速が早くなり圧力損失が増大することを抑制でき、冷媒を流通させるための圧縮機１２の消費電力を低減できるので、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の性能の悪化を回避することができる。
【００９８】
気液分離器６０の内部には、飽和液状態の冷媒液６２が貯留されている。気液分離器６０は、その内部に冷媒液６２を一時的に溜める蓄液器として機能する。気液分離器６０内に所定量の冷媒液６２が溜められることにより、冷房運転と暖房運転との切り換え時にも気液分離器６０から冷却部３０へ流れる冷媒の流量を維持できる。気液分離器６０が液だめ機能を有することにより、冷暖房切換の際に熱交換器１４，１５から気液分離器６０へ
流れる冷媒の流量が一時的に低下する冷媒流量の変動を吸収できる。したがって、冷暖房の切り換え時に冷却部３０への冷媒供給量が不足することを回避でき、ＨＶ機器３１の冷却性能を安定させることができる。
【００９９】
気液分離器６０が冷房運転時と暖房運転時との両方において冷媒の気液分離を行なうことを可能にするために、冷却装置１は、切換弁７０を備える。切換弁７０は、四方弁２８による冷媒の流れの切り換えに対応して、熱交換器１４と熱交換器１５とのいずれか一方から気液分離器６０への冷媒の流れを切り換える。
【０１００】
切換弁７０の例について説明する。図１２は、第一の例の切換弁７０が第一の設定位置にある状態を示す分解斜視図である。図１３は、第一の例の切換弁７０が第二の設定位置にある状態を示す分解斜視図である。図１２および図１３に示す第一の例では、気液分離器６０の天井側には、蓋部材６３が取付けられている。蓋部材６３は、気液分離器６０の上側を覆うように配置される。蓋部材６３には、蓋部材６３を厚み方向に貫通する四つの貫通孔６４〜６７が形成されている。貫通孔６４〜６７は、気液分離器６０の内部と外部とを連通する。気液分離器６０の内部には二本の直立管が設けられており、当該直立管の一端部は冷媒液６２中に浸漬され、直立管の他端部は貫通孔６５，６７にそれぞれ連結されている。
【０１０１】
蓋部材６３の上面に、切換弁７０が取付けられる。切換弁７０は、中実の弁本体を有する。切換弁７０には、弁本体の表面の一の部位から他の部位まで弁本体を貫通する、三つの貫通孔７１〜７３が形成されている。図１２，１３に示すように、弁本体は、円柱状の外形を有する。貫通孔７１は、弁本体の側面の一の部位に形成された開口部７１ａから側面の他の部位に形成された開口部７１ｂまで延びる。貫通孔７１は、直線状に形成されている。貫通孔７２は、弁本体の側面に形成された開口部７２ａから弁本体の下面に形成された開口部７２ｂまで延びる。貫通孔７２は、略Ｌ字状に形成されている。貫通孔７３は、弁本体の側面に形成された開口部７３ａから弁本体の仮面に形成された開口部７３ｂまで延びる。貫通孔７３は、略Ｌ字状に形成されている。
【０１０２】
図１２に示す、切換弁７０が第一の設定位置にある状態では、蓋部材６３の上面に切換弁７０が取り付けられると、貫通孔７２，７３が弁本体の下面側に開口する開口部７２ｂ，７３ｂは、それぞれ、蓋部材６３側の貫通孔６４，６５と位置を合わせられる。蓋部材６３の貫通孔６６，６７は、切換弁７０の弁本体の下面により閉塞される。そのため、貫通孔６４，７２を介して気液分離器６０の内部と外部とが連通され、また貫通孔６５，７３を介して気液分離器６０の内部と外部とが連通された状態となる。このとき、貫通孔７２の開口部７２ａが冷媒通路２３ａと位置を合わせられ、貫通孔７３の開口部７３ａが冷媒通路２３ｂと位置を合わせられる。
【０１０３】
その結果、冷房運転時に熱交換器１４から流出し冷媒通路２３ａを流通する冷媒は、貫通孔７２，６４を順に経由して、気液分離器６０の内部へ導入される。気液分離器６０内で気相冷媒と液相冷媒とが気液分離され、液体状の冷媒液６２が貫通孔６５，７３を順に経由して気液分離器６０から流出し、冷媒通路２３ｂを経由して冷却部３０へ流通する。したがって、冷房運転時には、切換弁７０を図１２に示す第一の設定位置に合わせることで、気液分離器６０で気液二相状態にある冷媒を気液分離し、気液分離器６０で分離された液相冷媒である冷媒液６２のみを冷却部３０に供給して、ＨＶ機器３１を効率よく冷却することができる。
【０１０４】
また、切換弁７０が第一の設定位置にある状態で、貫通孔７１の開口部７１ａ，７１ｂは、冷却部３０から熱交換器１５へ向かって流通する冷媒の経路である冷媒通路２４ａと位置を合わせられる。そのため冷房運転時には、冷却部３０においてＨＶ機器３１と熱交
換した後の、冷媒通路２４ａを流れる冷媒は、貫通孔７１を経由して流れ、気液分離器６０には供給されない。
【０１０５】
図１３に示す、切換弁７０が第二の設定位置にある状態では、蓋部材６３の上面に切換弁７０が取り付けられると、貫通孔７２，７３が弁本体の下面側に開口する開口部７２ｂ，７３ｂは、それぞれ、蓋部材６３側の貫通孔６７，６６と位置を合わせられる。蓋部材６３の貫通孔６４，６５は、切換弁７０の弁本体の下面により閉塞される。そのため、貫通孔６７，７２を介して気液分離器６０の内部と外部とが連通され、また貫通孔６６，７３を介して気液分離器６０の内部と外部とが連通された状態となる。このとき、貫通孔７２の開口部７２ａが冷媒通路２４ａ２と位置を合わせられ、貫通孔７３の開口部７３ａが冷媒通路２４ａ１と位置を合わせられる。
【０１０６】
その結果、暖房運転時に熱交換器１５から流出し冷媒通路２４ａ１を流通する冷媒は、貫通孔７３，６６を順に経由して、気液分離器６０の内部へ導入される。気液分離器６０内で気相冷媒と液相冷媒とが気液分離され、液体状の冷媒液６２が貫通孔６７，７２を順に経由して気液分離器６０から流出し、冷媒通路２４ａ２を経由して冷却部３０へ流通する。したがって、暖房運転時には、切換弁７０を図１３に示す第二の設定位置に合わせることで、気液分離器６０で気液二相状態にある冷媒を気液分離し、気液分離器６０で分離された液相冷媒である冷媒液６２のみを冷却部３０に供給して、ＨＶ機器３１を効率よく冷却することができる。
【０１０７】
また、切換弁７０が第二の設定位置にある状態で、貫通孔７１の開口部７１ａ，７１ｂは、冷却部３０から熱交換器１４へ向かって流通する冷媒の経路である冷媒通路２３と位置を合わせられる。そのため暖房運転時には、冷却部３０においてＨＶ機器３１と熱交換した後の、冷媒通路２３を流れる冷媒は、貫通孔７１を経由して流れ、気液分離器６０には供給されない。
【０１０８】
図１２に示す第一の設定位置と、図１３に示す第二の設定位置との間を、切換弁７０は回転移動可能に形成されている。切換弁７０を１８０°回転させることにより、第一の設定位置と第二の設定位置との一方から他方へと、切換弁７０の配置を変えることができる。
【０１０９】
図１４は、第二の例の切換弁７０が第一の設定位置にある状態を示す斜視図である。図１５は、第二の例の切換弁７０が第二の設定位置にある状態を示す斜視図である。第二の例の切換弁７０は中実円柱状の外形を有し、円柱の端面の一方から他方へ切換弁７０を貫通する四つの貫通孔７４〜７７が形成されている。図１４に示すように、貫通孔７４，７５は、切換弁７０の厚み方向（図中左右方向）に沿って直線的に延びている。一方図１５に示す貫通孔７６，７７は、切換弁７０の厚み方向（図中左右方向）に対してねじれている。
【０１１０】
切換弁７０には、熱交換器１４と冷却部３０との間の冷媒の経路である冷媒通路２３が連結される配管７８ａ，７８ｃと、切換弁７０から気液分離器６０へ流通する冷媒の経路である配管７８ｂと、冷却部３０と熱交換器１５との間の冷媒の経路である冷媒通路２４ａが連結される配管７９ａ，７９ｂと、が設けられている。冷媒は、配管７８ａ，７９ａのいずれかを経由して切換弁７０へ流通し、配管７８ｂから気液分離器６０の内部へ導入され、気液分離器６０内で気液分離された冷媒液６２が配管７８ｃを経由して冷却部３０へ流通する。冷却部３０においてＨＶ機器３１と熱交換した冷媒は、配管７９ｂを経由して切換弁７０へ再度流通し、配管７９ａ，７８ａのいずれかへ流れる。
【０１１１】
図１４に示す、切換弁７０が第一の設定位置にある状態では、貫通孔７４によって配管
７９ａ，７９ｂが連通され、貫通孔７５によって配管７８ａ，７８ｂが連通される。その結果、冷房運転時に熱交換器１４から流出し冷媒通路２３ａを流通する冷媒は、配管７８ａ，貫通孔７５および配管７８ｂを順に経由して、気液分離器６０の内部へ導入される。気液分離器６０内で気相冷媒と液相冷媒とが気液分離され、液体状の冷媒液６２が気液分離器６０から流出し、配管７８ｃを経由して冷却部３０へ流通する。冷却部３０でＨＶ機器３１を冷却した後の冷媒は、配管７９ｂ、貫通孔７４および配管７９ａを順に経由して、冷媒通路２４ａへ流通する。冷房運転時には、切換弁７０を図１４に示す第一の設定位置に合わせることで、気液分離器６０で分離された冷媒液６２のみを冷却部３０に供給して、ＨＶ機器３１を効率よく冷却することができる。
【０１１２】
図１５に示す、切換弁７０が第二の設定位置にある状態では、貫通孔７６によって配管７９ａ，７８ｂが連通され、貫通孔７７によって配管７８ａ，７９ｂが連通される。その結果、暖房運転時に熱交換器１５から流出し冷媒通路２４ａ１を流通する冷媒は、配管７９ａ，貫通孔７６および配管７８ｂを順に経由して、気液分離器６０の内部へ導入される。気液分離器６０内で気相冷媒と液相冷媒とが気液分離され、液体状の冷媒液６２が気液分離器６０から流出し、配管７８ｃを経由して冷却部３０へ流通する。冷却部３０でＨＶ機器３１を冷却した後の冷媒は、配管７９ｂ、貫通孔７７および配管７８ａを順に経由して、冷媒通路２３へ流通する。暖房運転時には、切換弁７０を図１５に示す第二の設定位置に合わせることで、気液二相状態にある冷媒を気液分離器６０で気液分離し、気液分離器６０で分離された液相冷媒である冷媒液６２のみを冷却部３０に供給して、ＨＶ機器３１を効率よく冷却することができる。
【０１１３】
図１４に示す第一の設定位置と、図１５に示す第二の設定位置との間を、切換弁７０は回転移動可能に形成されている。切換弁７０を９０°回転させることにより、第一の設定位置と第二の設定位置との一方から他方へと、切換弁７０の配置を変えることができる。
【０１１４】
（実施の形態５）
図１６は、実施の形態５の冷却装置１の構成を示す模式図である。実施の形態５の冷却装置１は、エンジン８０と、エンジン８０との間で熱の受け渡しを行なうヒータコア８２と、ヒータコア８２へ流れる空調用空気の流量を調節するダンパ８５とを備える点で、実施の形態１〜４と異なっている。
【０１１５】
空調用空気が流通するダクト４０内には、熱交換器１８に加えて、ヒータコア８２が配設されている。ヒータコア８２は、熱交換器１８に対して空調用空気の流れの下流側に配置されている。ダクト４０の外部に、エンジン８０が配置されている。循環経路８１，８３は、エンジン８０とヒータコア８２との間に配置され、エンジン８０とヒータコア８２との間で冷却水などの液冷媒を循環させる。
【０１１６】
ヒータコア８２に対して空調用空気の流れの上流側には、ヒータコア８２を通過する空調用空気の流量を調節する流量調整部の一例としての、ダンパ８５が設けられている。ダンパ８５は、ヒータコア８２へ流通する空調用空気の流路を開閉する。アクチュエータ８６は、ダンパ８５を駆動する。ダンパ８５は、アクチュエータ８６によって一端が支持され、当該一端を中心として両方向に揺動する。ダンパ８５の開閉に応じて、空調用空気がヒータコア８２を経由して流通する場合と、空調用空気がヒータコア８２をバイパスして流通する場合と、が切り換えられて、ダクト出口４２での空調用空気の温度が調節される。
【０１１７】
図１７は、ダンパ８５を移動した状態の実施の形態５の冷却装置１を示す模式図である。図１６と図１７とを比較して、図１６に示す状態では、ヒータコア８２へ流れる冷却用空気の流れをダンパ８５が遮蔽している。そのため、矢印４７に示すように、空調用空気
はヒータコア８２を通過せずにダクト４０内を流通する。図１７に示す状態では、ダンパ８５は冷却用空気の流れをヒータコア８２へ導く。そのため、矢印４７に示すように、空調用空気はヒータコア８２を通過してダクト４０内を流通する。
【０１１８】
エンジン８０の運転中の、エンジン８０の温度がヒータコア８２の温度よりも高いとき、エンジン８０で発生する熱は、循環経路８１，８３を経由してヒータコア８２に伝達され、ヒータコア８２で放熱される。これにより、エンジン８０は冷却される。エンジン８０が停止中に、ヒータコア８２の温度を高めることにより、ヒータコア８２から循環経路８１，８３を経由してエンジン８０に熱が伝達され、エンジン８０の暖気を行なうことができる。
【０１１９】
図１６に示す冷房運転中は、ダクト４０から流出する空調用空気の温度を低く保つことが必要とされる。そのため、ダンパ８５を操作して、空調用空気がヒータコア８２を通過しないように、ダクト４０内の空調用空気の経路を設定する。このようにすれば、ヒータコア８２が空調用空気を加熱することを抑制できるので、車両の室内を効率的に冷却することができ、冷房能力を確保することができる。
【０１２０】
図１７に示す暖房運転中は、ダクト４０から流出する空調用空気の温度を高くすることが必要とされる。そのため、ダンパ８５を操作して、空調用空気がヒータコア８２を通過するように、ダクト４０内の空調用空気の経路を設定する。このようにすれば、エンジン８０の廃熱を暖房に利用でき、車両の室内を効率的に暖めることができるので、暖房能力を向上することができる。
【０１２１】
また、エンジン８０の始動前または始動直後にエンジン８０の暖気が必要とされる場合にも、図１７に示す位置にダンパ８５を配置する。これにより、熱交換器１８で加熱された空調用空気がヒータコア８２を通過するように、ダクト４０内の空調用空気の経路が設定される。このようにすれば、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を利用して、ＨＶ機器３１の廃熱によりヒータコア８２の温度を高めることができる。したがって、ヒータコア８２からエンジン８０に熱を伝達させて、エンジン８０の暖気を早期に行なうことができる。
【０１２２】
上述した実施の形態５では、ヒータコア８２を通過する空調用空気の流量を調節するために、ダクト４０内にダンパ８５が配置される例について説明した。ヒータコア８２への空調用空気の流量を調整できる機能を有するのであれば、流量調整部はダンパ８５に限られるものではない。たとえば、ロールスクリーン状の流量調整部をダクト４０内に設置し、スクリーンの巻取り量を変化させることにより、ダクト４０内の空調用空気の流れを制御してもよい。
【０１２３】
（実施の形態６）
図１８は、実施の形態６の冷却装置１の構成を示す模式図である。実施の形態６の冷却装置１は、第四熱交換器としての熱交換器１９をさらに備える点で、実施の形態１〜５と異なっている。熱交換器１９は、ダクト４０内の、熱交換器１８に対し空調用空気の下流側に配置され、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を流通する冷媒とダクト４０内を流通する空調用空気と、の間で熱交換を行なう。
【０１２４】
図１９は、実施の形態６の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の冷房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。図１９中の横軸は、冷媒の比エンタルピー（単位：ｋＪ／ｋｇ）を示し、縦軸は、冷媒の絶対圧力（単位：ＭＰａ）を示す。図中の曲線は、冷媒の飽和蒸気線および飽和液線である。図１９中には、圧縮機１２から熱交換器１９，１４を経由して冷媒通路２３へ流入し、ＨＶ機器３１を冷却し、冷媒通路２４ａから熱交換器１５を経由して冷媒通路２４ｂへ流入し、膨張弁１６、熱交換器１８を経由して圧縮機１２へ戻る
、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０中の各点（すなわちＡ、Ｂ，Ｇ，Ｃ，Ｄ，ＦおよびＥ点）における冷媒の熱力学状態が示される。
【０１２５】
実施の形態６の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、圧縮機１２から熱交換器１４へ至る系統を除いて、実施の形態２と同じである。つまり、図６に示すモリエル線図におけるＣ点からＤ点、Ｆ点、Ｅ点、Ａ点を経由してＢ点へ至る冷媒の状態と、図１９に示すモリエル線図におけるＣ点からＤ点、Ｆ点、Ｅ点、Ａ点を経由してＢ点へ至る冷媒の状態と、は同じである。そのため、実施の形態６の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０に特有の、Ｂ点からＣ点へ至る冷媒の状態について、以下に説明する。
【０１２６】
圧縮機１２によって断熱圧縮された高温高圧の過熱蒸気状態の冷媒（Ｂ点）は、熱交換器１９において冷却される。冷媒は、等圧のまま顕熱を放出して過熱蒸気から乾き飽和蒸気になる（Ｇ点）。冷媒はさらに、熱交換器１４において冷却される。冷媒は、乾き飽和蒸気の状態から等圧のまま凝縮潜熱を放出し、徐々に液化して気液混合状態の湿り蒸気になり、冷媒の全部が凝縮して飽和液になる（Ｃ点）。
【０１２７】
蒸気圧縮式冷凍サイクル１０において、圧縮機１２から吐出された高圧の冷媒は、熱交換器１９と熱交換器１４との両方によって凝縮され、飽和液の状態になる。そのため、熱交換器１４の放熱能力を低減することが可能となり、熱交換器１４を小型化することができる。
【０１２８】
ダクト４０内を流通する空調用空気は、熱交換器１８において冷媒に熱を放出することで冷却される。その後空調用空気は、熱交換器１９において冷媒から熱を受け取り加熱される。熱交換器１９での加熱により、熱交換器１８で冷却された後の空調用空気の飽和水蒸気圧が調整される。そのため、空調用空気の湿度を低下させ、乾燥した空調用空気を車両の室内に導入することができるので、冷房運転に加えて、除湿運転が可能になる。
【０１２９】
図２０は、四方弁２８を切り換えた状態の実施の形態６の冷却装置１を示す模式図である。図１８と図２０とを比較して、四方弁２８が９０°回転することにより、圧縮機１２出口から熱交換器１９を経由して四方弁２８へ流入した冷媒が四方弁２８を出る経路が切り換えられている。図１８に示す冷房運転時には、圧縮機１２において圧縮された冷媒は、圧縮機１２から熱交換器１９を経由して熱交換器１４へ向かって流れる。一方、図２０に示す暖房運転時には、圧縮機１２において圧縮された冷媒は、圧縮機１２から熱交換器１９を経由して熱交換器１８へ向かって流れる。
【０１３０】
暖房運転時には、図２０に示すＡ点、Ｂ点、Ｇ点、Ｅ点、Ｆ点、Ｄ点およびＣ点を順に通過するように蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を冷媒が流れ、圧縮機１２と熱交換器１９，１８と膨張弁１６と熱交換器１５，１４とに冷媒が循環する。冷媒は、圧縮機１２と熱交換器１９，１８と膨張弁１６と熱交換器１５，１４とが冷媒通路２１〜２７によって順次接続された冷媒循環流路を通って、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を循環する。
【０１３１】
図２１は、実施の形態６の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の暖房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。図２１中の横軸は、冷媒の比エンタルピー（単位：ｋＪ／ｋｇ）を示し、縦軸は、冷媒の絶対圧力（単位：ＭＰａ）を示す。図中の曲線は、冷媒の飽和蒸気線および飽和液線である。図２１中には、圧縮機１２から熱交換器１９、熱交換器１８、膨張弁１６、熱交換器１５を経由して冷媒通路２４ａへ流入し、ＨＶ機器３１を冷却し、冷媒通路２３から熱交換器１４を経由して圧縮機１２へ戻る、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０中の各点（すなわちＡ、Ｂ，Ｇ，Ｅ，Ｆ，ＤおよびＣ点）における冷媒の熱力学状態が示される。
【０１３２】
実施の形態６の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、圧縮機１２から熱交換器１４へ至る系統を除いて、実施の形態２と同じである。つまり、図８に示すモリエル線図におけるＥ点からＦ点、Ｄ点、Ｃ点、Ａ点を経由してＢ点へ至る冷媒の状態と、図２１に示すモリエル線図におけるＥ点からＦ点、Ｄ点、Ｃ点、Ａ点を経由してＢ点へ至る冷媒の状態と、は同じである。そのため、実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０に特有の、Ｂ点からＥ点へ至る冷媒の状態について、以下に説明する。
【０１３３】
圧縮機１２によって断熱圧縮された高温高圧の過熱蒸気状態の冷媒（Ｂ点）は、熱交換器１９において冷却される。冷媒は、等圧のまま顕熱を放出して過熱蒸気から乾き飽和蒸気になる（Ｇ点）。冷媒はさらに、熱交換器１８において冷却される。冷媒は、乾き飽和蒸気の状態から等圧のまま凝縮潜熱を放出し、徐々に液化して気液混合状態の湿り蒸気になり、冷媒の全部が凝縮して飽和液になり、さらに顕熱を放出して過冷却液になる（Ｅ点）。
【０１３４】
蒸気圧縮式冷凍サイクル１０において、圧縮機１２から吐出された高圧の冷媒は、熱交換器１９と熱交換器１８との両方によって凝縮され、過冷却液の状態になる。そのため、熱交換器１８の放熱能力を低減することが可能となり、熱交換器１８を小型化することができる。
【０１３５】
ダクト４０内を流通する空調用空気は、熱交換器１８において冷媒から吸熱することで加熱される。その後空調用空気は、熱交換器１９においてさらに冷媒から吸熱して加熱される。熱交換器１８で冷却された後の空調用空気を、熱交換器１９でさらに加熱することにより、空調用空気の温度を高めることができる。そのため、より温度の高い空調用空気を車両の室内に送ることができるので、暖房能力をより向上させることができる。
【０１３６】
実施の形態６で説明した熱交換器１９は、ダクト４０内の断面の一部を占めるように配置されてもよく、このとき、熱交換器１９に対し空調用空気の流れの上流側に実施の形態５に示すダンパ８５を設置してもよい。このようにすれば、ダンパ８５を揺動させることにより、熱交換器１９を経由して流れる空調用空気の流量を任意に調節できるので、最適な除湿運転を行なうことが可能になる。
【０１３７】
なお、実施の形態１〜６においては、ＨＶ機器３１を例として車両に搭載された電気機器を冷却する冷却装置１について説明した。電気機器としては、少なくとも作動によって熱を発生させる電気機器であれば、インバータ、モータジェネレータなどの例示された電気機器に限定されるものではなく、任意の電気機器であってもよい。冷却の対象となる電気機器が複数個ある場合においては、複数の電気機器は、冷却の目標となる温度範囲が共通していることが望ましい。冷却の目標となる温度範囲は、電気機器を作動させる温度環境として適切な温度範囲である。
【０１３８】
さらに、本発明の冷却装置１により冷却される発熱源は、車両に搭載された電気機器に限られず、熱を発生する任意の機器、または任意の機器の発熱する一部分であってもよい。
【０１３９】
以上のように本発明の実施の形態について説明を行なったが、各実施の形態の構成を適宜組合せてもよい。また、今回開示された実施の形態はすべての点で例示であって、制限的なものではないと考えられるべきである。この発明の範囲は上記した説明ではなくて特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味、および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。
【産業上の利用可能性】
【０１４０】
本発明の冷却装置は、モータジェネレータおよびインバータなどの電気機器を搭載するハイブリッド車、燃料電池車、電気自動車などの車両における、車内の冷房を行なうための蒸気圧縮式冷凍サイクルを使用した電気機器の冷却に、特に有利に適用され得る。
【符号の説明】
【０１４１】
１ 冷却装置、１０ 蒸気圧縮式冷凍サイクル、１２ 圧縮機、１４，１５，１８，１９ 熱交換器、１６ 膨張弁、２１，２２，２３，２３ａ，２３ｂ，２４，２４ａ，２４ａ１，２４ａ２，２４ｂ，２５，２６，２７，２９ 冷媒通路、２８ 四方弁、３０ 冷却部、３１ ＨＶ機器、３２ 冷却通路、４０ ダクト、４１ ダクト入口、４２ ダクト出口、４３ ファン、４５，４６，４７ 矢印、５１ 流量調整弁、６０ 気液分離器、６３ 蓋部材、６４〜６７，７１〜７７ 貫通孔、７０ 切換弁、７１ａ，７１ｂ，７２ａ，７２ｂ，７３ａ，７３ｂ 開口部、７８ａ〜ｃ，７９ａ〜ｂ 配管、８０ エンジン、８２ ヒータコア、８５ ダンパ。
【特許請求の範囲】
【請求項１】
発熱源を冷却する冷却装置であって、
冷媒を循環させるための圧縮機と、
前記冷媒と外気との間で熱交換する第一熱交換器と、
前記冷媒を減圧する減圧器と、
前記冷媒と空調用空気との間で熱交換する第二熱交換器と、
前記減圧器を経由して前記第一熱交換器と前記第二熱交換器との間を流通する前記冷媒の経路上に設けられ、前記冷媒を用いて前記発熱源を冷却する冷却部と、
前記圧縮機から前記第一熱交換器へ向かう前記冷媒の流れと、前記圧縮機から前記第二熱交換器へ向かう前記冷媒の流れと、を切り換える四方弁と、を備える、冷却装置。
【請求項２】
前記冷却部は、前記第一熱交換器と前記減圧器との間に設けられる、請求項１に記載の冷却装置。
【請求項３】
前記冷却部と前記減圧器との間に設けられ、前記冷媒と外気との間で熱交換する第三熱交換器を備える、請求項２に記載の冷却装置。
【請求項４】
前記第一熱交換器は、前記冷媒から熱を放出させる放熱能力が前記第三熱交換器よりも高い、請求項３に記載の冷却装置。
【請求項５】
前記冷却部に向けて流通する前記冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離する気液分離器と、
前記四方弁による前記冷媒の流れの切り換えに対応して、前記第一熱交換器と前記第三熱交換器とのいずれか一方から前記気液分離器への前記冷媒の流れを切り換える切換弁と、を備える、請求項３または請求項４に記載の冷却装置。
【請求項６】
前記冷却部は、前記第一熱交換器と前記第二熱交換器との間に直列に接続されている、請求項１から請求項５のいずれかに記載の冷却装置。
【請求項７】
前記第一熱交換器と前記第二熱交換器との間に並列に配置された第一通路および第二通路を備え、
前記冷却部は、前記第二通路に設けられる、請求項１から請求項５のいずれかに記載の冷却装置。
【請求項８】
前記第一通路に配置され、前記第一通路を流れる前記冷媒の流量と前記第二通路を流れる前記冷媒の流量とを調節する、流量調整弁を備える、請求項７に記載の冷却装置。
【請求項９】
エンジンと、
前記エンジンとの間で熱の受け渡しを行なうヒータコアと、を備え、
前記ヒータコアは、前記第二熱交換器に対し前記空調用空気の下流側に配置されている、請求項１から請求項８のいずれかに記載の冷却装置。
【請求項１０】
前記ヒータコアへ流れる前記空調用空気の流量を調節する流量調整部を備える、請求項９に記載の冷却装置。
【請求項１１】
前記第二熱交換器に対し前記空調用空気の下流側に配置され、前記冷媒と前記空調用空気との間で熱交換する、第四熱交換器を備える、請求項１から請求項１０のいずれかに記載の冷却装置。
【請求項１】
発熱源を冷却する冷却装置であって、
冷媒を循環させるための圧縮機と、
前記冷媒と外気との間で熱交換する第一熱交換器と、
前記冷媒を減圧する減圧器と、
前記冷媒と空調用空気との間で熱交換する第二熱交換器と、
前記減圧器を経由して前記第一熱交換器と前記第二熱交換器との間を流通する前記冷媒の経路上に設けられ、前記冷媒を用いて前記発熱源を冷却する冷却部と、
前記圧縮機から前記第一熱交換器へ向かう前記冷媒の流れと、前記圧縮機から前記第二熱交換器へ向かう前記冷媒の流れと、を切り換える四方弁と、を備える、冷却装置。
【請求項２】
前記冷却部は、前記第一熱交換器と前記減圧器との間に設けられる、請求項１に記載の冷却装置。
【請求項３】
前記冷却部と前記減圧器との間に設けられ、前記冷媒と外気との間で熱交換する第三熱交換器を備える、請求項２に記載の冷却装置。
【請求項４】
前記第一熱交換器は、前記冷媒から熱を放出させる放熱能力が前記第三熱交換器よりも高い、請求項３に記載の冷却装置。
【請求項５】
前記冷却部に向けて流通する前記冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離する気液分離器と、
前記四方弁による前記冷媒の流れの切り換えに対応して、前記第一熱交換器と前記第三熱交換器とのいずれか一方から前記気液分離器への前記冷媒の流れを切り換える切換弁と、を備える、請求項３または請求項４に記載の冷却装置。
【請求項６】
前記冷却部は、前記第一熱交換器と前記第二熱交換器との間に直列に接続されている、請求項１から請求項５のいずれかに記載の冷却装置。
【請求項７】
前記第一熱交換器と前記第二熱交換器との間に並列に配置された第一通路および第二通路を備え、
前記冷却部は、前記第二通路に設けられる、請求項１から請求項５のいずれかに記載の冷却装置。
【請求項８】
前記第一通路に配置され、前記第一通路を流れる前記冷媒の流量と前記第二通路を流れる前記冷媒の流量とを調節する、流量調整弁を備える、請求項７に記載の冷却装置。
【請求項９】
エンジンと、
前記エンジンとの間で熱の受け渡しを行なうヒータコアと、を備え、
前記ヒータコアは、前記第二熱交換器に対し前記空調用空気の下流側に配置されている、請求項１から請求項８のいずれかに記載の冷却装置。
【請求項１０】
前記ヒータコアへ流れる前記空調用空気の流量を調節する流量調整部を備える、請求項９に記載の冷却装置。
【請求項１１】
前記第二熱交換器に対し前記空調用空気の下流側に配置され、前記冷媒と前記空調用空気との間で熱交換する、第四熱交換器を備える、請求項１から請求項１０のいずれかに記載の冷却装置。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【図１３】
【図１４】
【図１５】
【図１６】
【図１７】
【図１８】
【図１９】
【図２０】
【図２１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【図１３】
【図１４】
【図１５】
【図１６】
【図１７】
【図１８】
【図１９】
【図２０】
【図２１】
【公開番号】特開２０１２−２１４１７５（Ｐ２０１２−２１４１７５Ａ）
【公開日】平成２４年１１月８日（２０１２．１１．８）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２０１１−８２１１８（Ｐ２０１１−８２１１８）
【出願日】平成２３年４月１日（２０１１．４．１）
【出願人】（０００００４６９５）株式会社日本自動車部品総合研究所 (1,981)
【出願人】（０００００３２０７）トヨタ自動車株式会社 (59,920)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成２４年１１月８日（２０１２．１１．８）
【国際特許分類】
【出願日】平成２３年４月１日（２０１１．４．１）
【出願人】（０００００４６９５）株式会社日本自動車部品総合研究所 (1,981)
【出願人】（０００００３２０７）トヨタ自動車株式会社 (59,920)
【Ｆターム（参考）】
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