冷却装置
【課題】冷暖房能力と発熱源の冷却能力とを確保しつつ圧縮機の消費動力を低減できる、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、圧縮機１２と熱交換器１４と膨張弁１６と熱交換器１８とを備える。冷却装置１はまた、冷暖房時で冷媒の流れを切り換える四方弁１３を備える。冷却装置１はまた、熱交換器１４と膨張弁１６との間に並列に接続された冷媒の経路である第一通路および第二通路と、第二通路上に設けられＨＶ機器３１を冷却する冷却部３０と、冷媒通路４１と、冷媒通路４３，４５と、を備える。冷媒通路４１は、圧縮機１２と熱交換器１４との間の冷媒の経路と、冷却部３０に対し熱交換器１４に近接する側の第二通路と、を連通する。冷媒通路４３，４５は、膨張弁１６と熱交換器１８との間の冷媒の経路と、冷却部３０に対し膨張弁１６に近接する側の第二通路と、を連通する。
【解決手段】ＨＶ機器３１を冷却する冷却装置１は、圧縮機１２と熱交換器１４と膨張弁１６と熱交換器１８とを備える。冷却装置１はまた、冷暖房時で冷媒の流れを切り換える四方弁１３を備える。冷却装置１はまた、熱交換器１４と膨張弁１６との間に並列に接続された冷媒の経路である第一通路および第二通路と、第二通路上に設けられＨＶ機器３１を冷却する冷却部３０と、冷媒通路４１と、冷媒通路４３，４５と、を備える。冷媒通路４１は、圧縮機１２と熱交換器１４との間の冷媒の経路と、冷却部３０に対し熱交換器１４に近接する側の第二通路と、を連通する。冷媒通路４３，４５は、膨張弁１６と熱交換器１８との間の冷媒の経路と、冷却部３０に対し膨張弁１６に近接する側の第二通路と、を連通する。
【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】
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。
【０００３】
たとえば特開平９−２９０６２２号公報（特許文献１）には、車両搭載の発熱部品からの廃熱を回収して、ガスインジェクション用の冷媒に吸熱させることにより、低外気温時における暖房能力を、消費電力の増大を抑制しつつ、効果的に向上する技術が開示されている。特開平１１−２２３４０６号公報（特許文献２）には、パワートランジスタなどの発熱体の廃熱をヒートポンプサイクルの冷媒に吸収させる構成が開示されている。特開２００７−６９７３３号公報（特許文献３）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。
【０００４】
特開２００５−９０８６２号公報（特許文献４）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。特開２００１−３０９５０６号公報（特許文献５）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。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】特開平９−２９０６２２号公報
【特許文献２】特開平１１−２２３４０６号公報
【特許文献３】特開２００７−６９７３３号公報
【特許文献４】特開２００５−９０８６２号公報
【特許文献５】特開２００１−３０９５０６号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
外気温が極めて低い場合に蒸気圧縮式冷凍サイクルを使用して暖房運転を行なうと、減圧器で減圧された冷媒の圧力が低くなり、圧縮機の圧縮比が増大して圧縮効率が低くなり消費動力が増大する。また圧縮機の吐出ガス温度も高くなり、内部の電線絶縁材や潤滑油が劣化し悪影響を与える問題がある。圧縮機の消費動力を悪化させないためには、暖房能力を犠牲にしなければならない問題がある。
【０００７】
上記特許文献１に記載の技術では、中間圧の冷媒を発熱部品の廃熱で蒸発させ、圧縮機にガスインジェクションすることにより、圧縮機の圧縮動力を抑制している。しかし、ガスインジェクションされる分の冷媒は直接圧縮機に導入されるため、冷房運転時に室内熱交換器に供給される冷媒量が減少し、冷房能力が低下する。冷媒流量を増加させれば冷房能力を確保できるが、その分圧縮機の消費動力が増加してしまう。
【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、冷暖房能力と発熱源の冷却能力とを確保しつつ圧縮機の消費動力を低減できる、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、を備える。冷却装置はまた、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を備える。冷却装置はまた、第一熱交換器と減圧器との間に並列に接続された冷媒の経路である第一通路および第二通路と、第二通路上に設けられ、冷媒を用いて発熱源を冷却する冷却部と、第一連通路と、第二連通路と、を備える。第一連通路は、圧縮機と第一熱交換器との間の冷媒の経路と、冷却部に対し第一熱交換器に近接する側の第二通路と、を連通する。第二連通路は、減圧器と第二熱交換器との間の冷媒の経路と、冷却部に対し減圧器に近接する側の第二通路と、を連通する。
【００１０】
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を流通する冷媒の経路に設けられ、冷媒と外気との間で熱交換する第三熱交換器を備える。
【００１１】
上記冷却装置において好ましくは、第一熱交換器と冷却部との間を流通する冷媒の経路に設けられた第二減圧器を備える。
【００１２】
上記冷却装置において好ましくは、冷却部に対し第一熱交換器に近接する側の第二通路に配置された気液分離器を備える。第一連通路の一端は、気液分離器の気相中に配置されていてもよい。
【００１３】
上記冷却装置において好ましくは、冷却部から第一連通路に向けて流通する冷媒の圧力を上昇させる昇圧機を備える。
【００１４】
上記冷却装置において好ましくは、冷媒が圧縮機から第二熱交換器へ向けて流通するように四方弁を設定したとき、第一熱交換器に冷媒が流通しないように冷媒の経路を切り換える。
【発明の効果】
【００１５】
本発明の冷却装置によると、冷暖房能力と発熱源の冷却能力とを確保しつつ、圧縮機の消費動力を低減することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１６】
【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３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１１】実施の形態４の冷却装置の構成を示す模式図である。
【図１２】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１３】実施の形態４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】
【００１７】
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。
【００１８】
（実施の形態１）
図１は、実施の形態１の冷却装置１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。
【００１９】
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１３を含む。四方弁１３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。
【００２０】
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。
【００２１】
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。
【００２２】
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。
【００２３】
蒸気圧縮式冷凍サイクル１０はまた、冷媒通路２１〜２６を含む。冷媒通路２１は、圧縮機１２と四方弁１３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１３へ向かって流通する。冷媒通路２２は、四方弁１３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１３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と膨張弁１６とを連通する。冷媒は、冷媒通路２３を経由して、熱交換器１４と膨張弁１６との一方から他方へ向かって流通する。
【００２４】
冷媒通路２４は、膨張弁１６と熱交換器１８とを連通する。冷媒は、冷媒通路２４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２５は、熱交換器１８と四方弁１３とを連通する。冷媒は、冷媒通路２５を経由して、熱交換器１８と四方弁１３との一方から他方へ向かって流通する。冷媒通路２６は、四方弁１３と圧縮機１２とを連通する。冷媒は、冷媒通路２６を経由して、四方弁１３から圧縮機１２へ向かって流通する。
【００２５】
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２１〜２６によって連結されて構成される。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。
【００２６】
熱交換器１４と膨張弁１６との間を流通する冷媒の経路には、第一通路としての冷媒通路２３ａと、第二通路と、が並列に接続されて設けられている。冷媒通路２３ａは、熱交換器１４と膨張弁１６との間を流通する冷媒の経路を形成する冷媒通路２３の一部を形成する。第二通路上には、冷却部３０が設けられている。冷却部３０は、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設けられている。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。熱交換器１４と膨張弁１６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。
【００２７】
冷却通路３２へ冷媒を流通するための経路として、冷媒通路３３，３４，３５および３６が設けられている。冷却通路３２の一方の端部は、冷媒通路３４に接続される。冷却通路３２の他方の端部は、冷媒通路３５に接続される。冷媒通路３３と冷媒通路３４とは、三方弁４２を介して連通されている。冷媒通路３５と冷媒通路３６とは、三方弁４６を介して連通されている。冷媒通路３３，３４と冷媒通路３５，３６との一方を経由して、冷媒通路２３から冷却通路３２へ冷媒が流通する。冷却通路３２を流通してＨＶ機器３１と熱交換した後の冷媒は、冷媒通路３３，３４と冷媒通路３５，３６との他方を経由して、冷媒通路２３へ戻る。
【００２８】
冷媒通路２３ａと並列に接続される第二通路は、冷却部３０よりも熱交換器１４に近接する側の冷媒通路３３，３４と、冷却部３０に含まれる冷却通路３２と、冷却部３０よりも膨張弁１６に近接する側の冷媒通路３５，３６と、を含む。冷媒は、冷媒通路３３，３４を経由して、冷媒通路２３と冷却部３０との間を流通する。冷媒は、冷媒通路３５，３６を経由して、冷却部３０と冷媒通路２３との間を流通する。
【００２９】
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。
【００３０】
ＨＶ機器３１は、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の熱交換器１４と膨張弁１６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。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【００３３】
熱交換器１４と膨張弁１６との間を冷媒が流通する経路として、冷却部３０を通過する冷媒の経路である冷媒通路３３〜３６および冷却通路３２と、冷却部３０を通過しない冷媒の経路である冷媒通路２３ａと、が並列に設けられる。冷媒通路３３〜３６および冷却通路３２を含むＨＶ機器３１の冷却系は、冷媒通路２３ａと並列に接続されている。熱交換器１４と膨張弁１６との間を冷却部３０を経由せずに流れる冷媒の経路と冷却部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３３〜３６へ流通させることで、熱交換器１４と膨張弁１６との間を流れる冷媒の一部のみが冷却部３０へ流れる。
【００３４】
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３３〜３６へ流通させ、全ての冷媒が冷却部３０に流れない。したがって、ＨＶ機器３１は適切に冷却され、ＨＶ機器３１が過冷却されることを防止できる。また、冷媒通路３３〜３６および冷却通路３２を含むＨＶ機器３１の冷却系への冷媒の流通に係る、圧力損失を低減することができる。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。
【００３５】
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。
【００３６】
熱交換器１８は、空気が流通するダクト９０の内部に配置されている。熱交換器１８は、冷媒とダクト９０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９０は、ダクト９０に空調用空気が流入する入口であるダクト入口９１と、ダクト９０から空調用空気が流出する出口であるダクト出口９２と、を有する。ダクト９０の内部の、ダクト入口９１の近傍には、ファン９３が配置されている。
【００３７】
ファン９３が駆動することにより、ダクト９０内に空気が流通する。ファン９３が稼働すると、ダクト入口９１を経由してダクト９０の内部へ空調用空気が流入する。ダクト９０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中の矢印９５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９６は、熱交換器１８で温度調節され、ダクト出口９２を経由してダクト９０から流出する、空調用空気の流れを示す。
【００３８】
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２１〜２６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。
【００３９】
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２３へ戻り膨張弁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。
【００４０】
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。
【００４１】
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。
【００４２】
熱交換器１４で液化した高圧の液相冷媒は、冷媒通路３３、三方弁４２および冷媒通路３４を順に経由して冷却部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、ＨＶ機器３１から顕熱を受けて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き、飽和温度をわずかに下回る温度にまで加熱される（Ｄ点）。その後冷媒は、冷媒通路３５，三方弁４６および冷媒通路３６を順に経由して冷媒通路２３へ戻り、冷媒通路２３を経由して膨張弁１６に流入する。膨張弁１６を通過することで、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）。
【００４３】
膨張弁１６から出た湿り蒸気状態の冷媒は、冷媒通路２４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、フィンを経由して空調用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２５を経由して四方弁１３へ流れ、さらに冷媒通路２６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。
【００４４】
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。
【００４５】
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によって絞り膨張され減圧された低温低圧の冷媒を用いて、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。
【００４６】
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において気化熱を空調用空気から吸収して、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。
【００４７】
図１に戻って、冷却装置１は、流量調整弁５１を備える。流量調整弁５１は、熱交換器１４と膨張弁１６との間の冷媒通路２３の一部を形成する冷媒通路２３ａ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２３ａ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２３ａを流れる冷媒の流量と、冷媒通路３３〜３６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。
【００４８】
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と膨張弁１６との間を流れる冷媒の全量が冷媒通路３３〜３６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と膨張弁１６との間を流れる冷媒のうち、冷媒通路２３ａを経由して流れる流量が大きくなり、冷媒通路３３〜３６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と膨張弁１６との間を流れる冷媒のうち、冷媒通路２３ａを経由して流れる流量が小さくなり、冷媒通路３３〜３６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大きくなる。
【００４９】
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３３〜３６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。
【００５０】
冷却装置１は、第一連通路としての冷媒通路４１を備える。冷媒通路４１の一端は、圧縮機１２と熱交換器１４との間の冷媒の経路である冷媒通路２２に接続されている。冷媒通路４１が接続されるので、冷媒通路２２は、冷媒通路２２と冷媒通路４１との接続部位よりも四方弁１３に近接する側の冷媒通路２２ａと、当該接続部位よりも熱交換器１４に近接する側の冷媒通路２２ｂと、に二分割されている。冷媒通路４１の他端は、三方弁４２に接続されている。冷媒通路４１は、冷却部３０へ冷媒を流通させる第二通路のうち、冷却部３０に対し熱交換器１４に近接する側の冷媒の経路である冷媒通路３３，３４に、三方弁４２を介して接続されている。冷媒通路４１は、冷媒通路２２と冷媒通路３３，３４とを連通する。
【００５１】
冷媒通路４１には、膨張弁４７が設けられている。膨張弁４７は、膨張弁１６と同様に、冷媒を絞り膨張させ、冷媒の比エンタルピーは変化させずに冷媒の温度と圧力とを低下させる。膨張弁４７は、第一連通路に配置されている。
【００５２】
冷却装置１は、第二連通路を構成する冷媒通路４３，４５および膨張弁４４を備える。
冷媒通路４３と冷媒通路４５とは、膨張弁４４を介して連通している。減圧器（膨張弁１６）とは異なる他の減圧器としての膨張弁４４は、膨張弁１６と同様に、冷媒を絞り膨張させ、冷媒の比エンタルピーは変化させずに冷媒の温度と圧力とを低下させる。膨張弁４４は、第二連通路に配置されている。
【００５３】
冷媒通路４３の一端は膨張弁４４に接続され、他端は膨張弁１６と熱交換器１８との間の冷媒の経路である冷媒通路２４に接続される。冷媒通路４３が接続されるので、冷媒通路２４は、冷媒通路２４と冷媒通路４３との接続部位よりも膨張弁１６に近接する側の冷媒通路２４ａと、当該接続部位よりも熱交換器１８に近接する側の冷媒通路２４ｂと、に二分割されている。
【００５４】
冷媒通路４５の一端は膨張弁４４に接続され、他端は三方弁４６に接続される。冷媒通路４５は、冷却部３０へ冷媒を流通させる第二通路のうち、冷却部３０に対し膨張弁１６に近接する側の冷媒の経路である冷媒通路３５，３６に、三方弁４６を介して接続されている。冷媒通路４３，４５および膨張弁４４を含む第二連通路は、冷媒通路２４と冷媒通路３５，３６とを連通する。
【００５５】
図３は、四方弁１３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１３が９０°回転することにより、圧縮機１２出口から四方弁１３へ流入した冷媒が四方弁１３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。
【００５６】
図１に示す冷房運転時には、第一の弁としての三方弁４２は、冷媒通路３３と冷媒通路３４とを連通し、冷媒通路４１と冷媒通路３３，３４とは連通しないように、開閉を設定される。第二の弁としての三方弁４６は、冷媒通路３５と冷媒通路３６とを連通し、冷媒通路４５と冷媒通路３５，３６とは連通しないように、開閉を設定される。冷房運転時に三方弁４２は、冷却部３０へ流通する冷媒の経路である第二通路に含まれる冷媒通路３３，３４と、第一連通路としての冷媒通路４１と、の間の冷媒の流通を禁止する。冷房運転時に三方弁４６は、第二通路に含まれる冷媒通路３５，３６と、第二連通路に含まれる冷媒通路４３，４５と、の間の冷媒の流通を禁止する。
【００５７】
一方、図３に示す暖房運転時には、三方弁４２は、冷媒通路３４と冷媒通路４１とを連通し、冷媒通路３３と冷媒通路３４，４１とを連通しないように、開閉を切り換えられる。三方弁４６は、冷媒通路３５と冷媒通路４５とを連通し、冷媒通路３６と冷媒通路３５，４５とを連通しないように、開閉を切り換えられる。暖房運転時に三方弁４２は、冷媒通路３４と冷媒通路４１との間の冷媒の流通を許容する。暖房運転時に三方弁４６は、冷媒通路３５と冷媒通路４３，４５との間の冷媒の流通を許容する。
【００５８】
そのため暖房運転時には、圧縮機１２で断熱圧縮され熱交換器１８で空調用空気と熱交換した冷媒は、冷媒通路２４ｂから冷媒通路２４ａと冷媒通路４３との二方向へ分岐して流入する。冷媒通路２４ａへ流入した冷媒は、膨張弁１６を通過して冷媒通路２３を流通し、熱交換器１４を経由して冷媒通路２２ｂへ至る。冷媒通路４３へ流入した冷媒は、膨張弁４４を通過して冷媒通路４５，３５を流通し、冷却部３０を経由して冷媒通路３４を流通し、三方弁４２から冷媒通路４１へ至る。冷媒通路２２ｂを流れる冷媒と冷媒通路４１を流れる冷媒とは、冷媒通路２２，４１の接続部において合流し、冷媒通路２２ａへ流通する。
【００５９】
つまり、暖房運転時には、図３に示すＡ点、Ｂ点、Ｅ点、Ｄ点、Ｃ点およびＪ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４４と冷却部３０とに冷媒が循環し、かつ、図３に示すＡ点、Ｂ点、Ｅ点、Ｆ点およびＧ点を順に通過するように冷媒が流れ、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４４と冷却部３０とが順次接続された冷媒循環流路と、圧縮機１２と熱交換器１８と膨張弁１６と熱交換器１４とが順次接続された冷媒循環流路と、を通って、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を循環する。
【００６０】
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４４および冷却部３０を順に経由して流通し圧縮機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，ＣおよびＪ点）における冷媒の熱力学状態が示される。図４中にはまた、圧縮機１２から熱交換器１８、膨張弁１６および熱交換器１４を順に経由して流通し圧縮機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およびＧ点）における冷房の熱力学状態が示される。
【００６１】
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。
【００６２】
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。
【００６３】
熱交換器１８で液化した高圧の液相冷媒は、冷媒通路２４ｂから冷媒通路２４ａと冷媒通路４３とに分岐する。冷媒通路２４ａへ流通する一部の液相冷媒は、冷媒通路２４ａ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（Ｆ点）。膨張弁１６において温度が下げられた冷媒は、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加熱され、等圧のまま蒸発し、冷媒の乾き度が増大する。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（Ｇ点）。
【００６４】
冷媒通路４３へ流通する一部の液相冷媒は、冷媒通路４３を経由して膨張弁４４に流入する。膨張弁４４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、気液混合状態の湿り蒸気となる（Ｄ点）。膨張弁４４において温度が下げられた冷媒は、冷媒通路４５，３５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）。
【００６５】
冷却部３０から出て冷媒通路３４を流通する湿り蒸気状態の冷媒は、冷媒通路４１を経由して膨張弁４７に流入する。膨張弁４７において、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する（Ｊ点）。膨張弁４７を通過した後の冷媒の圧力は、膨張弁１６を通過して圧力を下げられた後の冷却部３０を経由せずに流通する冷媒の圧力と等しくなる。膨張弁４７を通過した後の冷媒通路４１を流通する湿り蒸気状態の冷媒と、熱交換器１４を経由して冷媒通路２２ｂを流通する過熱蒸気状態の冷媒とは、同圧力となる。そのため、冷媒通路４１を流通する冷媒と冷媒通路２２ｂを流通する冷媒とは、ともに冷媒通路２２ａへ流入して混合される。
【００６６】
混合された冷媒は、図４に示すＪ，Ｇ点における圧力と等しい圧力を有する。混合された冷媒の比エンタルピーは、冷媒通路２２ｂ，４１の各々を流通する冷媒の比エンタルピーおよび流量の比によって決まる。たとえば、冷媒通路２２ｂ，４１を流れる冷媒の流量が相等しければ、混合された冷媒は、Ｊ点における比エンタルピーとＧ点における比エンタルピーとの中間の比エンタルピーを有する（Ａ点）。冷媒通路２２ａを流通する冷媒は、冷媒通路２２ｂ，４１を流通する冷媒と等しい圧力を有し、冷媒通路２２ｂを流通する冷媒以下冷媒通路４１を流通する冷媒以上の比エンタルピーを有する。
【００６７】
その後冷媒は、四方弁１３および冷媒通路２６を経由して、圧縮機１２に吸入される。圧縮機１２は、冷媒通路２６から流入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。
【００６８】
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。
【００６９】
以上のように、本実施の形態の冷却装置１は、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を備える。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四方弁１３を用いて切り換えることにより、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。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、かつ冷却装置１を小型化することができる。
【００７０】
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。
【００７１】
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冷却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。
【００７２】
冷房運転時に冷媒は、膨張弁１６の出口において、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。膨張弁１６を通過した後の冷媒を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が、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。
【００７３】
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。
【００７４】
暖房運転時に冷媒は、熱交換器１４において外気から吸熱することにより加熱され、また、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、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、より効率よく暖房運転することができる。
【００７５】
暖房運転時、冷却部３０を通過してＨＶ機器３１を冷却する冷媒は、冷媒通路４１を経由して圧縮機１２と熱交換器１４との間の冷媒通路２２へ直接流通することができ、熱交換器１４へは流通しない。冷媒の一部のみが熱交換器１４を流通するように冷媒の経路を構成することにより、圧縮機１２の吸入圧力が高められる。図４中に示す破線は、冷媒通路４１が設けられず全ての冷媒が熱交換器１４へ流れる場合の冷媒の熱力学状態を示す。この破線の場合と比較して、本実施の形態では、圧縮機１２の入口における冷媒の圧力が上昇している。
【００７６】
圧縮機１２の入口での冷媒の圧力を上昇させることで、圧縮効率の低い条件で圧縮機１２が作動することを抑制できるので、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。これに伴い、圧縮機１２の吐出ガス温度を低くできるので、圧縮機１２の構成部品や潤滑油の劣化を抑制することができる。
【００７７】
（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１と異なり、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に配置された、第三熱交換器としての熱交換器１５を備える。
【００７８】
熱交換器１５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、熱交換器１５よりも熱交換器１４に近接する側の冷媒通路２３と、熱交換器１５よりも膨張弁１６に近接する側の冷媒通路２７と、に分割されている。冷媒通路２３は、熱交換器１４と熱交換器１５との間を流通する冷媒の経路として設けられている。冷却通路３２を含むＨＶ機器３１の冷却系である第二通路は、冷媒通路２３の一部を形成する冷媒通路２３ａと並列に接続されている。
【００７９】
冷却装置１はまた、飽和液と飽和蒸気とが混合した湿り蒸気の状態の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。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、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。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。
【００８０】
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３３と、冷却部３０に近接する側の冷媒通路３４と、を含む。冷媒通路３３の一方の端部は、気液分離器６０の内部の天井側に配置され、冷媒蒸気６１中に配置されている。冷媒通路３４の一方の端部は、気液分離器６０の内部の底側に配置され、冷媒液６２中に浸漬されている。
【００８１】
冷房運転時に、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冷媒が熱交換器１４から流出し、冷媒通路３３を通って気液分離器６０へ供給される。気液分離器６０は、熱交換器１４から流出して冷媒通路３３を流通する冷媒を、気相冷媒である冷媒蒸気６１と液相冷媒である冷媒液６２とに分離する。分離された冷媒液６２は、冷媒通路３４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３４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の底側から冷媒通路３４を経由して、冷媒液６２のみが気液分離器６０の外部へ送り出される。
【００８２】
冷媒通路４１の一端は、冷媒通路２２に接続されている。冷媒通路４１の他端は、気液分離器６０の内部の、冷媒蒸気６１中に配置されており、冷媒通路４１を経由して冷媒蒸気６１のみを確実に気液分離器６０から流出できる構成とされている。冷媒通路４１には、冷媒を絞り膨張させて冷媒の温度と圧力とを低下させる膨張弁４７が設けられる。冷媒通路４８は、気液分離器６０と冷媒通路２４ａとを連通する。冷媒通路４８の一端は、気液分離器６０の内部に配置され、冷媒液６２中に浸漬されている。冷媒通路４８の他端は、冷媒通路２４ａに接続されている。冷媒通路４８には、冷媒通路４８への冷媒の流通を許容または禁止する開閉弁４９が設けられる。冷房運転時には、膨張弁４７と開閉弁４９とはいずれも閉状態とされている。
【００８３】
冷却装置１はさらに、熱交換器１４と冷却部３０との間の冷媒の経路において、冷媒通路３３を連通または非連通の状態にする開閉弁３７と、第一減圧器（膨張弁１６）とは異なる第二減圧器としての膨張弁３８とを備える。膨張弁３８は、膨張弁１６，４４と同様に、冷媒を絞り膨張させ、冷媒の温度と圧力とを低下させる。さらに、膨張弁３８をバイパスする冷媒の経路である冷媒通路７２と、冷媒通路７２上に設けられ冷媒通路７２への冷媒の流通を切り換える開閉弁７１と、が設けられている。
【００８４】
冷房運転時には、図５に示すように、開閉弁３７は開状態とされ、開閉弁７１は閉状態とされる。熱交換器１４において凝縮された冷媒は、冷媒通路３３、気液分離器６０、冷媒通路３４、膨張弁３８を経由して、冷却部３０へ向かって流通する。冷却部３０へ流通し、冷却通路３２を経由して流れる冷媒は、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、気液分離器６０から出て膨張弁３８で減圧された低温低圧の冷媒を用いて、ＨＶ機器３１を冷却する。
【００８５】
冷房運転時には、図５に示すＡ点、Ｂ点、Ｈ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。
【００８６】
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、気液分離器６０を経由して冷却部３０へ流入し、ＨＶ機器３１を冷却し、熱交換器１５、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，Ｈ，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。
【００８７】
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Ｅ点から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Ｅ点から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。
【００８８】
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る。熱交換器１４から流出した湿り蒸気状態の冷媒は、冷媒通路２３，３３を経由して気液分離器６０へ流入する。
【００８９】
気液分離器６０で、気液二相状態にある冷媒が気液分離され、液相冷媒である冷媒液６２のみが気液分離器６０から流出し、冷媒通路３４へ流れ（Ｈ点）、膨張弁３８に流入する。膨張弁３８において、飽和液状体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、飽和液と飽和蒸気とが混合した湿り蒸気となる（Ｃ点）。膨張弁３８において温度が下げられた冷媒は、冷却部３０の冷却通路３２へ供給される。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。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（Ｄ点）。
【００９０】
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、過冷却液状態の冷媒は絞り膨張され、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）。
【００９１】
気液分離器６０から流出する液相冷媒は、過不足の全くない真に飽和液状態の冷媒である。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。
【００９２】
膨張弁３８で膨張することにより温度が低下した冷媒を使用してＨＶ機器３１を冷却できるので、ＨＶ機器３１をより効率よく冷却できる。膨張弁３８の仕様を最適に選定することにより、冷却部３０でＨＶ機器３１を冷却する冷媒の温度を任意に調整することができる。ＨＶ機器３１の冷却に適したより低い温度の冷媒を冷却部３０に供給して、ＨＶ機器３１を冷却することができる。
【００９３】
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。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。
【００９４】
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の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。
【００９５】
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、冷媒を湿り蒸気の状態にまで冷却すればよい。湿り蒸気状態の冷媒が気液分離された飽和液状態の冷媒が膨張弁３８を通過して温度と圧力とを下げられ、冷却部３０においてＨＶ機器３１と熱交換する。
【００９６】
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、車室用の冷房能力を確保でき、かつ、熱交換器１４，１５のサイズを低減することができるので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。
【００９７】
図７は、四方弁１３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１３が９０°回転することにより、圧縮機１２出口から四方弁１３へ流入した冷媒が四方弁１３を出る経路が、実施の形態１と同様に切り換えられている。図７に示す暖房運転時には、三方弁４６は、冷媒通路３５と冷媒通路４５とを連通し、冷媒通路３６と冷媒通路３５，４５とを連通しないように、開閉を切り換えられる。また、開閉弁３７が閉じられ膨張弁３８が全閉（開度０％）とされ、膨張弁４７が冷媒を適切に絞り膨張するために開度調整され、開閉弁４９，７１が開かれる。
【００９８】
そのため暖房運転時には、熱交換器１８で空調用空気と熱交換した冷媒は、冷媒通路２４ｂから冷媒通路２４ａと冷媒通路４３との二方向へ分岐して流入する。冷媒通路２４ａへ流入した冷媒は、膨張弁１６を通過して冷媒通路２３を流通し、熱交換器１５，１４を経由して冷媒通路２２ｂへ至る。冷媒通路４３へ流入した冷媒は、膨張弁４４を通過して冷媒通路４５，３５を流通し、冷却部３０を経由して冷媒通路３４，７１を流通し、気液分離器６０へ流入する。気液分離器６０で気液分離された冷媒蒸気６１は、気液分離器６０から流出して冷媒通路４１を流れる。冷媒通路２２ｂを流れる冷媒と冷媒通路４１を流れる冷媒とは、冷媒通路２２，４１の接続部において合流し、冷媒通路２２ａへ流通する。気液分離器６０で気液分離された冷媒液６２は、気液分離器６０から流出して冷媒通路４８を流れ、冷媒通路２４ａを経由して膨張弁１６へ供給される。
【００９９】
つまり、暖房運転時には、図７に示すＡ点、Ｂ点、Ｅ点、Ｄ点、Ｈ点、Ｋ点およびＪ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４４と冷却部３０とに冷媒が循環し、かつ、図７に示すＡ点、Ｂ点、Ｅ点、Ｍ点、Ｎ点、Ｆ点、Ｉ点およびＧ点を順に通過するように冷媒が流れ、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４４と冷却部３０とが順次接続された冷媒循環流路と、圧縮機１２と熱交換器１８と膨張弁１６と熱交換器１５，１４とが順次接続された冷媒循環流路と、を通って、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を循環する。
【０１００】
冷媒通路２４ａの、冷媒通路２４ａと冷媒通路４３との接続点と、冷媒通路２４ａと冷媒通路４８との接続点と、の間には、流量調整弁５２と膨張弁１７とが配置されている。流量調整弁５２は、その弁開度を変動させ、冷媒通路２４ａ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２４ａを流れる冷媒の流量と、冷媒通路４３，４５，３５、冷却通路３２、冷媒通路３４，７１、気液分離器６０および冷媒通路４１を順に流れる冷媒の流量と、を任意に調節する。膨張弁１７は、他の膨張弁と同様に、冷媒通路２４ａを流通する冷媒を絞り膨張させ、冷媒の温度と圧力とを低下させる。
【０１０１】
実施の形態１で説明した流量調整弁５１と同様に、流量調整弁５２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る。また、冷却部３０へ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。さらに、膨張弁１６を通過する冷媒と、膨張弁４４を通過する冷媒と、の各々の流量を適宜調整できるので、圧縮機１２の吸入圧力を最適に設定して、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。
【０１０２】
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４４および冷却部３０を順に経由して流通し圧縮機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，Ｈ，ＫおよびＪ点）における冷媒の熱力学状態が示される。図８中にはまた、圧縮機１２から熱交換器１８、膨張弁１６および熱交換器１５，１４を順に経由して流通し圧縮機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，Ｍ，Ｎ，Ｆ，ＩおよびＧ点）における冷房の熱力学状態が示される。
【０１０３】
実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、熱交換器１８出口から圧縮機１２入口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点を経由してＥ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点を経由してＥ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、Ｅ点からＡ点へ至る冷媒の状態について、以下に説明する。
【０１０４】
熱交換器１８で空調用空気と熱交換して液化した過冷却液状態の冷媒は、冷媒通路２４ｂから冷媒通路２４ａと冷媒通路４３とに分岐する。
【０１０５】
冷媒通路４３へ流通する一部の液相冷媒は、膨張弁４４において絞り膨張され、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４５，３５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（Ｈ点）。
【０１０６】
冷却部３０から流出した湿り蒸気状態の冷媒は、冷媒通路３４，７２を経由して気液分離器６０へ流入する。気液分離器６０で、気液二相状態にある冷媒は、冷媒蒸気６１と冷媒液６２とに気液分離される。気液分離器６０は、冷却部３０から流出して冷媒通路３４を流通する冷媒を、気相冷媒と液相冷媒とに分離する。気液分離器６０は、冷却部３０において気化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。
【０１０７】
飽和蒸気状態の冷媒蒸気６１（Ｋ点）は、気液分離器６０から流出して冷媒通路４１へ流れ、膨張弁４７に流入する。膨張弁４７において、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する（Ｊ点）。飽和液状態の冷媒液６２（Ｌ点）は、気液分離器６０から流出して、冷媒通路４８を経由して冷媒通路２４ａへ流通する。
【０１０８】
冷媒通路２４ｂから冷媒通路２４ａへ流通する一部の液相冷媒は、膨張弁１７において絞り膨張され、冷媒の温度と圧力が低下する（Ｍ点）。膨張弁１７を通過した後の冷媒の圧力は、気液分離器６０から流出する冷媒液６２の圧力と等しくする。そのため、膨張弁１７を通過した気液混合状態の冷媒と、気液分離器６０から流出した液相の冷媒とは、共に膨張弁１６の上流側の冷媒通路２４ａに流通する。気液分離器６０から冷媒通路４８を介して冷媒通路２４ａへ流れる冷媒と、冷媒通路２４ｂから直接冷媒通路２４ａへ流れる冷媒とは、膨張弁１６入口の冷媒通路２４ａにおいて混合される。
【０１０９】
混合された冷媒は、図８に示すＬ，Ｍ点と等しい圧力を有する。混合された冷媒の比エンタルピーは、混合される前の各々の冷媒の比エンタルピーおよび流量の比によって決まる。たとえば、混合される前の冷媒の流量が相等しければ、混合された冷媒は、Ｌ点における比エンタルピーとＭ点における比エンタルピーとの中間の比エンタルピーを有する（Ｎ点）。Ｎ点において冷媒は、Ｌ，Ｍ点における冷媒と等しい圧力を有し、Ｌ点の飽和液状態の冷媒以上、Ｍ点の気液混合状態の冷媒以下の比エンタルピーを有する。
【０１１０】
混合された冷媒はその後、膨張弁１６へ流通し、膨張弁１６を通過することで絞り膨張され、低温低圧の気液混合状態の湿り蒸気となる（Ｆ点）。膨張弁１６において温度が下げられた冷媒は、冷媒通路２７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（Ｉ点）。
【０１１１】
熱交換器１５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加熱され、等圧のまま蒸発し、冷媒の乾き度が増大する。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（Ｇ点）。
【０１１２】
膨張弁４７において絞り膨張され圧力が下げられた冷媒（Ｊ点）は、熱交換器１４を経由して冷媒通路２２ｂを流通する過熱蒸気状態の冷媒（Ｇ点）と等しい圧力を有する。そのため、冷媒通路４１を流通する冷媒と冷媒通路２２ｂを流通する冷媒とは、ともに冷媒通路２２ａへ流入して混合される。混合された冷媒は、図８に示すＪ，Ｇ点における圧力と等しい圧力を有する。混合された冷媒の比エンタルピーは、冷媒通路２２ｂ，４１の各々を流通する冷媒の比エンタルピーおよび流量の比によって決まる。たとえば、混合される前の冷媒の流量が相等しければ、混合された冷媒は、Ｊ点における比エンタルピーとＧ点における比エンタルピーとの中間の比エンタルピーを有する（Ａ点）。
【０１１３】
気液分離器６０の出口で飽和液の状態にある冷媒を、冷房運転時に冷媒通路３４へ流通させ、暖房運転時に冷媒通路４８へ流通させることにより、気相状態の冷媒蒸気が冷媒通路３４，４８へ流入することを抑制できる。そのため、冷媒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。
【０１１４】
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、暖房運転から冷房運転への切り換え時に気液分離器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、暖房から冷房へ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。
【０１１５】
暖房運転時、冷媒の一部のみが熱交換器１４を流通するように冷媒の経路を構成することにより、圧縮機１２の入口での冷媒の圧力を上昇させ、圧縮効率の低い条件で圧縮機１２が作動することを抑制できるので、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。
【０１１６】
実施の形態１では、熱交換器１４から流出した冷媒を、冷却部３０から流出した湿り蒸気状態の冷媒と混合させる必要がある。そのため、過熱蒸気の状態の冷媒を冷媒通路２２ａに流通させるために、熱交換器１４において冷媒を乾き飽和蒸気の状態からさらに加熱し、冷媒が所定の過熱度を有するまで加熱する必要があった。そのため、熱交換器１４の容量を増大させる必要があり、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。
【０１１７】
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、熱交換器１４から流出した冷媒を、気液分離器６０で分離された乾き飽和蒸気状態の冷媒と混合させて、圧縮機１２の吸入圧力の上昇に用いるので、熱交換器１４出口の冷媒の過熱度を大きくする必要がない。たとえば、膨張弁４７で絞り膨張された冷媒（Ｊ点）の比エンタルピーと略等しい比エンタルピーを有する過熱蒸気の状態になるように、熱交換器１４出口の冷媒（Ｇ点）の過熱度を調整してもよい。そのため、実施の形態１と比較して、熱交換器１４，１５の容量をより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るので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。
【０１１８】
圧縮機１２と膨張弁１６との間に二段の熱交換器１４，１５が配置されるので、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１４，１５の各々の熱交換容量を低減することができる。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できる。
【０１１９】
なお、実施の形態２では、膨張弁３８と膨張弁３８をバイパスする冷媒通路７２とを備える冷却装置１の例について説明した。冷房運転時に冷却部３０へ流入する冷媒が膨張弁３８で絞り膨張され、暖房運転時には冷媒が膨張弁３８を通過するときの圧力損失を小さくできるような膨張弁３８を選定できるのであれば、冷媒通路７２は設けられなくても構わない。
【０１２０】
（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３の冷却装置１は、実施の形態２と同じ構成を有するが、暖房運転時に、開閉弁４９が閉じられ膨張弁１６が全閉（開度０％）とされ膨張弁４７が全開（開度１００％）とされている点で、実施の形態２と異なっている。
【０１２１】
このとき、圧縮機１２で断熱圧縮され熱交換器１８で空調用空気と熱交換した冷媒の全量が、冷媒通路２４ｂから冷媒通路４３へ流入する。冷媒通路４３へ流入した冷媒は、膨張弁４４を通過して絞り膨張され、冷却部３０の冷却通路３２を流通してＨＶ機器３１を冷却し、気液分離器６０で気液分離され、冷媒蒸気６１のみが気液分離器６０から流出して冷媒通路４１，２２ａを経由して圧縮機１２へ戻る。
【０１２２】
つまり、暖房運転時には、図９に示すＡ点、Ｂ点、Ｅ点、Ｄ点およびＨ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４４と冷却部３０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４４と冷却部３０とが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。
【０１２３】
図１０は、実施の形態３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１０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１０中には、圧縮機１２から熱交換器１８、膨張弁４４および冷却部３０を順に経由して流通し圧縮機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Ｈ点）における冷媒の熱力学状態が示される。
【０１２４】
図１０に示すように、圧縮機１２の入口において、冷媒は、乾き飽和蒸気の状態にある（Ａ点）。乾き飽和蒸気状態の冷媒は、圧縮機１２に吸入され、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。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）。
【０１２５】
熱交換器１８で液化した高圧の液相冷媒は、冷媒通路２４ｂから冷媒通路４３へ流入する。冷媒通路２３へ流通した過冷却液状態の冷媒は、膨張弁４４において絞り膨張され、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４４において温度が下げられた冷媒は、冷媒通路４５，３５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（Ｈ点）。
【０１２６】
冷却部３０から流出した湿り蒸気状態の冷媒は、気液分離器６０で、冷媒蒸気６１と冷媒液６２とに気液分離される。気液分離器６０から飽和蒸気状態の冷媒蒸気６１のみが流出して、冷媒通路４１へ流れ、冷媒通路２２ａ、四方弁１３および冷媒通路２６を経由して、圧縮機１２に吸入される（Ａ点）。圧縮機１２は、冷媒通路２６から流入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。
【０１２７】
図９に示すように弁の開閉を設定することにより、暖房運転時に、全ての冷媒を冷媒通路２４ｂから冷媒通路４３へ流通させることができる。すなわち、暖房運転時に、膨張弁１６を通過した低温低圧の冷媒が熱交換器１５，１４に流通しない設定とすることができる。
【０１２８】
たとえば氷点下以下など外気温が低い条件下では、暖房運転時に、熱交換器１４，１５において大気から吸熱することが難しく、そのため冷媒圧力が低下してしまう。冷媒圧力が下がりすぎると、圧縮機１２の消費動力が増大する、圧縮機１２からの吐出ガスが高温になり絶縁材や潤滑油が劣化する、熱交換器１４，１５への霜付きが発生するので霜を除去するための冷房運転（デフロスト運転）が必要になる、などの課題が生じる。
【０１２９】
そのため、低外気温条件では、実施の形態３に示すように暖房運転時に冷媒を熱交換器１４，１５に流通させないように、弁の開閉設定を切り換える。このようにすれば、冷却部３０に冷媒を流通させることでＨＶ機器３１の冷却を確保でき、かつ、熱交換器１８で十分に空調用空気を加温できるので暖房性能を確保できる。加えて、上述した課題が生じることを回避することができる。
【０１３０】
（実施の形態４）
図１１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。実施の形態４の冷却装置１は、実施の形態２と比較して、エジェクタ８０を備える点で異なっている。エジェクタ８０には、冷媒通路４３から分岐した冷媒通路８１と、気液分離器６０と冷却部３０との間を流通する冷媒の経路である冷媒通路３４のうち膨張弁３８に対して冷却部３０に近接する側から分岐した冷媒通路８３と、冷媒通路３４のうち膨張弁３８に対して気液分離器６０に近接する側から分岐した冷媒通路８５と、が接続されている。
【０１３１】
冷媒通路８１には、冷媒通路８１を経由する冷媒の流通を許容または禁止する開閉弁８２が配置されている。冷媒通路８３には、冷媒通路８３を経由する冷媒の流通を許容または禁止する開閉弁８４が配置されている。冷媒通路８５には、冷媒通路８５を経由する冷媒の流通を許容または禁止する開閉弁８６が配置されている。
【０１３２】
図１１に示す冷房運転時には、開閉弁８２，８４，８６はいずれも閉とされる。そのため冷媒は、図６と同様に状態を変化させながら、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を循環する。したがって、実施の形態２と同様に、気液分離器６０から液相の冷媒のみを取り出し、膨張弁３８で膨張することにより温度が低下した冷媒を使用してＨＶ機器３１を冷却できるので、ＨＶ機器３１をより効率よく冷却することができる。
【０１３３】
図１２は、四方弁１３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。図１２に示す暖房運転時に、開閉弁８２，８４，８６が全て開とされ、かつ膨張弁３８は全閉とされる。そのため、エジェクタ８０に冷媒が流れる。エジェクタ８０は、膨張弁４４を通過する前の高圧の冷媒を駆動流とし、膨張弁４４を通過し冷却部３０においてＨＶ機器３１を冷却した後の冷媒を二次流とし、駆動流と二次流とを混合して、冷却部３０から気液分離器６０に向けて流通する低圧の冷媒の圧力を上昇させる、昇圧機として機能する。
【０１３４】
冷媒通路４３から冷媒通路８１を経由してエジェクタ８０へ流入した高圧の冷媒を駆動流としてノズルから噴出させ、駆動流の噴出によりエジェクタ８０内部に生じる負圧と駆動流の粘性とによって冷媒通路８３から冷媒をエジェクタ８０内に吸引する。エジェクタ８０の内部で、冷媒通路８１から流入した冷媒と冷媒通路８３から流入した冷媒とが完全に混合し、その後ディフューザを通過することによって圧力を高められて、冷媒通路８５に放出される。膨張弁４４を通過して圧力が低下した冷媒は、エジェクタ８０で昇圧されて、冷媒通路８５，３４を経由して気液分離器６０へ流れる。
【０１３５】
図１３は、実施の形態４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１３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。
【０１３６】
図１３中には、熱交換器１８の出口から冷媒通路４３へ流入し、膨張弁４４において絞り膨張され、ＨＶ機器３１を冷却した後にエジェクタ８０で昇圧され、気液分離器６０で気液分離された冷媒蒸気６１が気液分離器６０から流出して冷媒通路４１，２２ａ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，Ｃ，Ｈ，ＫおよびＪ点）における冷媒の熱力学状態が示される。図１３中にはまた、圧縮機１２から熱交換器１８、膨張弁１６および熱交換器１５，１４を順に経由して流通し圧縮機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，Ｍ，Ｎ，Ｆ，ＩおよびＧ点）における冷房の熱力学状態が示される。
【０１３７】
図１３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。
【０１３８】
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で液化した高圧の液相冷媒は、冷媒通路２４ｂから冷媒通路２４ａと冷媒通路４３とに分岐する。
【０１３９】
冷媒通路４３へ流通する一部の液相冷媒は、冷媒通路４３を経由して膨張弁４４に流入する。膨張弁４４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４４において温度が下げられた冷媒は、冷媒通路４５，３５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）。
【０１４０】
冷却部３０において温められた冷媒は、エジェクタ８０で昇圧される。膨張弁４４を通過しない高圧冷媒を冷媒通路８１からエジェクタ８０へ供給し、膨張弁４４を通過して圧力が低下した低圧冷媒を冷媒通路８３からエジェクタ８０へ供給することにより、低圧冷媒が昇圧され、かつ低圧冷媒の温度が上昇する。エジェクタ８０は、高圧冷媒を駆動ガスとし低圧冷媒を吸込ガスとすることで、高圧冷媒と低圧冷媒との差圧を利用して低圧冷媒をエジェクタ８０に導入し、低圧冷媒の圧力を上昇させ、より圧力の高い冷媒を吐出する（Ｈ点）。
【０１４１】
低圧冷媒を昇圧するための昇圧機としてエジェクタ８０が使用されるので、消費動力を必要とするコンプレッサを駆動させて冷媒を昇圧させる必要がない。そのため、消費動力の増加を回避することができる。エジェクタ８０は、ノズルとディフューザとが組み合わされた簡単な構造であって、運動する部分を有しないために、耐久性および信頼性に優れた昇圧機を提供することができる。
【０１４２】
その後冷媒は、冷媒通路８５，３４を経由して気液分離器６０へ流入する。気液分離器６０で、気液二相状態にある冷媒は、冷媒蒸気６１と冷媒液６２とに気液分離される。気液分離器６０で分離された乾き飽和蒸気状態の冷媒蒸気６１（Ｋ点）は、気液分離器６０から流出して冷媒通路４１へ流れ、膨張弁４７に流入する。膨張弁４７において、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する（Ｊ点）。飽和液状態の冷媒液６２（Ｌ点）は、気液分離器６０から流出して、冷媒通路４８を経由して冷媒通路２４ａへ流通する。
【０１４３】
冷媒通路２４ｂから冷媒通路２４ａへ流通する一部の液相冷媒は、膨張弁１７において絞り膨張され、冷媒の温度と圧力が低下する（Ｍ点）。膨張弁１７を通過した後の冷媒の圧力は、気液分離器６０から流出する冷媒液６２の圧力と等しくする。そのため、膨張弁１７を通過した気液混合状態の冷媒と、気液分離器６０から流出した液相の冷媒とは、共に膨張弁１６の上流側の冷媒通路２４ａに流通する。気液分離器６０から冷媒通路４８を介して冷媒通路２４ａへ流れる冷媒と、冷媒通路２４ｂから直接冷媒通路２４ａへ流れる冷媒とは、膨張弁１６入口の冷媒通路２４ａにおいて混合される。
【０１４４】
混合された冷媒は、図１３に示すＬ，Ｍ点と等しい圧力を有する。混合された冷媒の比エンタルピーは、混合される前の各々の冷媒の比エンタルピーおよび流量の比によって決まる。たとえば、混合される前の冷媒の流量が相等しければ、混合された冷媒は、Ｌ点における比エンタルピーとＭ点における比エンタルピーとの中間の比エンタルピーを有する（Ｎ点）。Ｎ点において冷媒は、Ｌ，Ｍ点における冷媒と等しい圧力を有し、Ｌ点の飽和液状態の冷媒以上、Ｍ点の気液混合状態の冷媒以下の比エンタルピーを有する。
【０１４５】
混合された冷媒はその後、膨張弁１６へ流通し、膨張弁１６を通過することで膨張弁１６において絞り膨張され、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、気液混合状態の湿り蒸気となる（Ｆ点）。膨張弁１６において温度が下げられた冷媒は、冷媒通路２７を経由して熱交換器１５へ流入する。熱交換器１５において外気から潜熱を受け取って冷媒が加熱され、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し、冷媒の乾き度が増大する（Ｉ点）。
【０１４６】
熱交換器１５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。冷媒は、熱交換器１４を流通する際に、外気の熱を蒸発潜熱として吸収することによって加熱され、等圧のまま蒸発し、冷媒の乾き度が増大する。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（Ｇ点）。
【０１４７】
膨張弁４７において絞り膨張され圧力が下げられた冷媒（Ｊ点）は、熱交換器１４を経由して冷媒通路２２ｂを流通する過熱蒸気状態の冷媒（Ｇ点）と等しい圧力を有する。そのため、冷媒通路４１を流通する冷媒と冷媒通路２２ｂを流通する冷媒とは、ともに冷媒通路２２ａへ流入して混合される。混合された冷媒は、図１３に示すＪ，Ｇ点における圧力と等しい圧力を有する。混合された冷媒の比エンタルピーは、冷媒通路２２ｂ，４１の各々を流通する冷媒の比エンタルピーおよび流量の比によって決まる。たとえば、混合される前の冷媒の流量が相等しければ、混合された冷媒は、Ｊ点における比エンタルピーとＧ点における比エンタルピーとの中間の比エンタルピーを有する（Ａ点）。その後冷媒は、四方弁１３および冷媒通路２６を経由して、圧縮機１２に吸入される。圧縮機１２は、冷媒通路２６から流入する冷媒を圧縮する。
【０１４８】
エジェクタ８０により昇圧されたＨ点の冷媒の温度および圧力を、図７に示すエジェクタ８０を備えない構成の冷却装置１における気液分離器６０の入口側のＨ点の冷媒の温度および圧力と等しくなるようにすれば、ＨＶ機器３１を冷却する冷媒の温度および圧力を低くできる。つまり、図１３に示すＤ点からＣ点へ流通する冷媒の温度および圧力は、エジェクタ８０で昇圧される分、図８に示すＤ点からＨ点へ流通する冷媒の温度および圧力と比較して、相対的に低くなる。そのため、ＨＶ機器３１と冷却部３０を流通する冷媒との温度差が大きくなり、冷媒のＨＶ機器３１からの吸熱量が大きくなる。
【０１４９】
冷却部３０においてＨＶ機器３１から冷媒に与えられる熱量が大きくなるので、熱交換器１４，１５で冷媒が外気から吸熱する熱量を、相対的に小さくすることができる。この場合、外気と冷媒との温度差を小さくできることになるから、膨張弁１６を経由して熱交換器１５，１４を経由して流れる冷媒の温度および圧力を相対的に高くすることができる。すなわち、図１３と図８とを比較すると、Ｆ点からＧ点へ至る冷媒の圧力は、図１３の方がより高くなっている。
【０１５０】
前述した通り、膨張弁４７での絞り膨張により冷媒通路４１を流れる冷媒の圧力は、冷媒通路２２ｂを流れる冷媒の圧力と等しくされる。換言すると、圧縮機１２に流入する冷媒の圧力は、Ｇ点における冷媒の圧力に合わせられる。そのため、図１３と図８とを比較すると、Ａ点における圧力は図１３の方がより高くなる。冷却部３０でＨＶ機器３１を冷却した後の冷媒をエジェクタ８０を使用して昇圧することで、圧縮機１２の入口での冷媒の圧力をさらに上昇させることができる。したがって、実施の形態１〜３と比較して圧縮機１２の消費動力をさらに低減することができる。
【０１５１】
なお、実施の形態１〜４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。
【０１５２】
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。
【０１５３】
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】
【０１５４】
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】
【０１５５】
１ 冷却装置、１０ 蒸気圧縮式冷凍サイクル、１２ 圧縮機、１３ 四方弁、１４，１５，１８ 熱交換器、１６，１７，３８，４４，４７ 膨張弁、２１，２２，２２ａ，２２ｂ，２３，２３ａ，２４、２４ａ，２４ｂ，２５，２６，２７，３３，３４，３５，３６，４１，４３，４５，４８，７２，８１，８３，８５ 冷媒通路、３０ 冷却部、３１ ＨＶ機器、３２ 冷却通路、３７，４９，７１，８２，８４，８６ 開閉弁、４２，４６ 三方弁、５１，５２ 流量調整弁、６０ 気液分離器、６１ 冷媒蒸気、６２ 冷媒液、８０ エジェクタ、９０ ダクト、９１ ダクト入口、９２ ダクト出口、９３ ファン。
【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】
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。
【０００３】
たとえば特開平９−２９０６２２号公報（特許文献１）には、車両搭載の発熱部品からの廃熱を回収して、ガスインジェクション用の冷媒に吸熱させることにより、低外気温時における暖房能力を、消費電力の増大を抑制しつつ、効果的に向上する技術が開示されている。特開平１１−２２３４０６号公報（特許文献２）には、パワートランジスタなどの発熱体の廃熱をヒートポンプサイクルの冷媒に吸収させる構成が開示されている。特開２００７−６９７３３号公報（特許文献３）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。
【０００４】
特開２００５−９０８６２号公報（特許文献４）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。特開２００１−３０９５０６号公報（特許文献５）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。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】特開平９−２９０６２２号公報
【特許文献２】特開平１１−２２３４０６号公報
【特許文献３】特開２００７−６９７３３号公報
【特許文献４】特開２００５−９０８６２号公報
【特許文献５】特開２００１−３０９５０６号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
外気温が極めて低い場合に蒸気圧縮式冷凍サイクルを使用して暖房運転を行なうと、減圧器で減圧された冷媒の圧力が低くなり、圧縮機の圧縮比が増大して圧縮効率が低くなり消費動力が増大する。また圧縮機の吐出ガス温度も高くなり、内部の電線絶縁材や潤滑油が劣化し悪影響を与える問題がある。圧縮機の消費動力を悪化させないためには、暖房能力を犠牲にしなければならない問題がある。
【０００７】
上記特許文献１に記載の技術では、中間圧の冷媒を発熱部品の廃熱で蒸発させ、圧縮機にガスインジェクションすることにより、圧縮機の圧縮動力を抑制している。しかし、ガスインジェクションされる分の冷媒は直接圧縮機に導入されるため、冷房運転時に室内熱交換器に供給される冷媒量が減少し、冷房能力が低下する。冷媒流量を増加させれば冷房能力を確保できるが、その分圧縮機の消費動力が増加してしまう。
【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、冷暖房能力と発熱源の冷却能力とを確保しつつ圧縮機の消費動力を低減できる、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、を備える。冷却装置はまた、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を備える。冷却装置はまた、第一熱交換器と減圧器との間に並列に接続された冷媒の経路である第一通路および第二通路と、第二通路上に設けられ、冷媒を用いて発熱源を冷却する冷却部と、第一連通路と、第二連通路と、を備える。第一連通路は、圧縮機と第一熱交換器との間の冷媒の経路と、冷却部に対し第一熱交換器に近接する側の第二通路と、を連通する。第二連通路は、減圧器と第二熱交換器との間の冷媒の経路と、冷却部に対し減圧器に近接する側の第二通路と、を連通する。
【００１０】
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を流通する冷媒の経路に設けられ、冷媒と外気との間で熱交換する第三熱交換器を備える。
【００１１】
上記冷却装置において好ましくは、第一熱交換器と冷却部との間を流通する冷媒の経路に設けられた第二減圧器を備える。
【００１２】
上記冷却装置において好ましくは、冷却部に対し第一熱交換器に近接する側の第二通路に配置された気液分離器を備える。第一連通路の一端は、気液分離器の気相中に配置されていてもよい。
【００１３】
上記冷却装置において好ましくは、冷却部から第一連通路に向けて流通する冷媒の圧力を上昇させる昇圧機を備える。
【００１４】
上記冷却装置において好ましくは、冷媒が圧縮機から第二熱交換器へ向けて流通するように四方弁を設定したとき、第一熱交換器に冷媒が流通しないように冷媒の経路を切り換える。
【発明の効果】
【００１５】
本発明の冷却装置によると、冷暖房能力と発熱源の冷却能力とを確保しつつ、圧縮機の消費動力を低減することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１６】
【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３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１１】実施の形態４の冷却装置の構成を示す模式図である。
【図１２】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１３】実施の形態４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】
【００１７】
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。
【００１８】
（実施の形態１）
図１は、実施の形態１の冷却装置１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。
【００１９】
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１３を含む。四方弁１３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。
【００２０】
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。
【００２１】
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。
【００２２】
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。
【００２３】
蒸気圧縮式冷凍サイクル１０はまた、冷媒通路２１〜２６を含む。冷媒通路２１は、圧縮機１２と四方弁１３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１３へ向かって流通する。冷媒通路２２は、四方弁１３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１３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と膨張弁１６とを連通する。冷媒は、冷媒通路２３を経由して、熱交換器１４と膨張弁１６との一方から他方へ向かって流通する。
【００２４】
冷媒通路２４は、膨張弁１６と熱交換器１８とを連通する。冷媒は、冷媒通路２４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２５は、熱交換器１８と四方弁１３とを連通する。冷媒は、冷媒通路２５を経由して、熱交換器１８と四方弁１３との一方から他方へ向かって流通する。冷媒通路２６は、四方弁１３と圧縮機１２とを連通する。冷媒は、冷媒通路２６を経由して、四方弁１３から圧縮機１２へ向かって流通する。
【００２５】
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２１〜２６によって連結されて構成される。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。
【００２６】
熱交換器１４と膨張弁１６との間を流通する冷媒の経路には、第一通路としての冷媒通路２３ａと、第二通路と、が並列に接続されて設けられている。冷媒通路２３ａは、熱交換器１４と膨張弁１６との間を流通する冷媒の経路を形成する冷媒通路２３の一部を形成する。第二通路上には、冷却部３０が設けられている。冷却部３０は、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設けられている。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。熱交換器１４と膨張弁１６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。
【００２７】
冷却通路３２へ冷媒を流通するための経路として、冷媒通路３３，３４，３５および３６が設けられている。冷却通路３２の一方の端部は、冷媒通路３４に接続される。冷却通路３２の他方の端部は、冷媒通路３５に接続される。冷媒通路３３と冷媒通路３４とは、三方弁４２を介して連通されている。冷媒通路３５と冷媒通路３６とは、三方弁４６を介して連通されている。冷媒通路３３，３４と冷媒通路３５，３６との一方を経由して、冷媒通路２３から冷却通路３２へ冷媒が流通する。冷却通路３２を流通してＨＶ機器３１と熱交換した後の冷媒は、冷媒通路３３，３４と冷媒通路３５，３６との他方を経由して、冷媒通路２３へ戻る。
【００２８】
冷媒通路２３ａと並列に接続される第二通路は、冷却部３０よりも熱交換器１４に近接する側の冷媒通路３３，３４と、冷却部３０に含まれる冷却通路３２と、冷却部３０よりも膨張弁１６に近接する側の冷媒通路３５，３６と、を含む。冷媒は、冷媒通路３３，３４を経由して、冷媒通路２３と冷却部３０との間を流通する。冷媒は、冷媒通路３５，３６を経由して、冷却部３０と冷媒通路２３との間を流通する。
【００２９】
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。
【００３０】
ＨＶ機器３１は、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の熱交換器１４と膨張弁１６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。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【００３３】
熱交換器１４と膨張弁１６との間を冷媒が流通する経路として、冷却部３０を通過する冷媒の経路である冷媒通路３３〜３６および冷却通路３２と、冷却部３０を通過しない冷媒の経路である冷媒通路２３ａと、が並列に設けられる。冷媒通路３３〜３６および冷却通路３２を含むＨＶ機器３１の冷却系は、冷媒通路２３ａと並列に接続されている。熱交換器１４と膨張弁１６との間を冷却部３０を経由せずに流れる冷媒の経路と冷却部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３３〜３６へ流通させることで、熱交換器１４と膨張弁１６との間を流れる冷媒の一部のみが冷却部３０へ流れる。
【００３４】
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３３〜３６へ流通させ、全ての冷媒が冷却部３０に流れない。したがって、ＨＶ機器３１は適切に冷却され、ＨＶ機器３１が過冷却されることを防止できる。また、冷媒通路３３〜３６および冷却通路３２を含むＨＶ機器３１の冷却系への冷媒の流通に係る、圧力損失を低減することができる。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。
【００３５】
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。
【００３６】
熱交換器１８は、空気が流通するダクト９０の内部に配置されている。熱交換器１８は、冷媒とダクト９０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９０は、ダクト９０に空調用空気が流入する入口であるダクト入口９１と、ダクト９０から空調用空気が流出する出口であるダクト出口９２と、を有する。ダクト９０の内部の、ダクト入口９１の近傍には、ファン９３が配置されている。
【００３７】
ファン９３が駆動することにより、ダクト９０内に空気が流通する。ファン９３が稼働すると、ダクト入口９１を経由してダクト９０の内部へ空調用空気が流入する。ダクト９０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中の矢印９５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９６は、熱交換器１８で温度調節され、ダクト出口９２を経由してダクト９０から流出する、空調用空気の流れを示す。
【００３８】
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２１〜２６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。
【００３９】
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２３へ戻り膨張弁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。
【００４０】
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。
【００４１】
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。
【００４２】
熱交換器１４で液化した高圧の液相冷媒は、冷媒通路３３、三方弁４２および冷媒通路３４を順に経由して冷却部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、ＨＶ機器３１から顕熱を受けて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き、飽和温度をわずかに下回る温度にまで加熱される（Ｄ点）。その後冷媒は、冷媒通路３５，三方弁４６および冷媒通路３６を順に経由して冷媒通路２３へ戻り、冷媒通路２３を経由して膨張弁１６に流入する。膨張弁１６を通過することで、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）。
【００４３】
膨張弁１６から出た湿り蒸気状態の冷媒は、冷媒通路２４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、フィンを経由して空調用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２５を経由して四方弁１３へ流れ、さらに冷媒通路２６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。
【００４４】
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。
【００４５】
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によって絞り膨張され減圧された低温低圧の冷媒を用いて、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。
【００４６】
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において気化熱を空調用空気から吸収して、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。
【００４７】
図１に戻って、冷却装置１は、流量調整弁５１を備える。流量調整弁５１は、熱交換器１４と膨張弁１６との間の冷媒通路２３の一部を形成する冷媒通路２３ａ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２３ａ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２３ａを流れる冷媒の流量と、冷媒通路３３〜３６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。
【００４８】
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と膨張弁１６との間を流れる冷媒の全量が冷媒通路３３〜３６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と膨張弁１６との間を流れる冷媒のうち、冷媒通路２３ａを経由して流れる流量が大きくなり、冷媒通路３３〜３６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と膨張弁１６との間を流れる冷媒のうち、冷媒通路２３ａを経由して流れる流量が小さくなり、冷媒通路３３〜３６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大きくなる。
【００４９】
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３３〜３６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。
【００５０】
冷却装置１は、第一連通路としての冷媒通路４１を備える。冷媒通路４１の一端は、圧縮機１２と熱交換器１４との間の冷媒の経路である冷媒通路２２に接続されている。冷媒通路４１が接続されるので、冷媒通路２２は、冷媒通路２２と冷媒通路４１との接続部位よりも四方弁１３に近接する側の冷媒通路２２ａと、当該接続部位よりも熱交換器１４に近接する側の冷媒通路２２ｂと、に二分割されている。冷媒通路４１の他端は、三方弁４２に接続されている。冷媒通路４１は、冷却部３０へ冷媒を流通させる第二通路のうち、冷却部３０に対し熱交換器１４に近接する側の冷媒の経路である冷媒通路３３，３４に、三方弁４２を介して接続されている。冷媒通路４１は、冷媒通路２２と冷媒通路３３，３４とを連通する。
【００５１】
冷媒通路４１には、膨張弁４７が設けられている。膨張弁４７は、膨張弁１６と同様に、冷媒を絞り膨張させ、冷媒の比エンタルピーは変化させずに冷媒の温度と圧力とを低下させる。膨張弁４７は、第一連通路に配置されている。
【００５２】
冷却装置１は、第二連通路を構成する冷媒通路４３，４５および膨張弁４４を備える。
冷媒通路４３と冷媒通路４５とは、膨張弁４４を介して連通している。減圧器（膨張弁１６）とは異なる他の減圧器としての膨張弁４４は、膨張弁１６と同様に、冷媒を絞り膨張させ、冷媒の比エンタルピーは変化させずに冷媒の温度と圧力とを低下させる。膨張弁４４は、第二連通路に配置されている。
【００５３】
冷媒通路４３の一端は膨張弁４４に接続され、他端は膨張弁１６と熱交換器１８との間の冷媒の経路である冷媒通路２４に接続される。冷媒通路４３が接続されるので、冷媒通路２４は、冷媒通路２４と冷媒通路４３との接続部位よりも膨張弁１６に近接する側の冷媒通路２４ａと、当該接続部位よりも熱交換器１８に近接する側の冷媒通路２４ｂと、に二分割されている。
【００５４】
冷媒通路４５の一端は膨張弁４４に接続され、他端は三方弁４６に接続される。冷媒通路４５は、冷却部３０へ冷媒を流通させる第二通路のうち、冷却部３０に対し膨張弁１６に近接する側の冷媒の経路である冷媒通路３５，３６に、三方弁４６を介して接続されている。冷媒通路４３，４５および膨張弁４４を含む第二連通路は、冷媒通路２４と冷媒通路３５，３６とを連通する。
【００５５】
図３は、四方弁１３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１３が９０°回転することにより、圧縮機１２出口から四方弁１３へ流入した冷媒が四方弁１３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。
【００５６】
図１に示す冷房運転時には、第一の弁としての三方弁４２は、冷媒通路３３と冷媒通路３４とを連通し、冷媒通路４１と冷媒通路３３，３４とは連通しないように、開閉を設定される。第二の弁としての三方弁４６は、冷媒通路３５と冷媒通路３６とを連通し、冷媒通路４５と冷媒通路３５，３６とは連通しないように、開閉を設定される。冷房運転時に三方弁４２は、冷却部３０へ流通する冷媒の経路である第二通路に含まれる冷媒通路３３，３４と、第一連通路としての冷媒通路４１と、の間の冷媒の流通を禁止する。冷房運転時に三方弁４６は、第二通路に含まれる冷媒通路３５，３６と、第二連通路に含まれる冷媒通路４３，４５と、の間の冷媒の流通を禁止する。
【００５７】
一方、図３に示す暖房運転時には、三方弁４２は、冷媒通路３４と冷媒通路４１とを連通し、冷媒通路３３と冷媒通路３４，４１とを連通しないように、開閉を切り換えられる。三方弁４６は、冷媒通路３５と冷媒通路４５とを連通し、冷媒通路３６と冷媒通路３５，４５とを連通しないように、開閉を切り換えられる。暖房運転時に三方弁４２は、冷媒通路３４と冷媒通路４１との間の冷媒の流通を許容する。暖房運転時に三方弁４６は、冷媒通路３５と冷媒通路４３，４５との間の冷媒の流通を許容する。
【００５８】
そのため暖房運転時には、圧縮機１２で断熱圧縮され熱交換器１８で空調用空気と熱交換した冷媒は、冷媒通路２４ｂから冷媒通路２４ａと冷媒通路４３との二方向へ分岐して流入する。冷媒通路２４ａへ流入した冷媒は、膨張弁１６を通過して冷媒通路２３を流通し、熱交換器１４を経由して冷媒通路２２ｂへ至る。冷媒通路４３へ流入した冷媒は、膨張弁４４を通過して冷媒通路４５，３５を流通し、冷却部３０を経由して冷媒通路３４を流通し、三方弁４２から冷媒通路４１へ至る。冷媒通路２２ｂを流れる冷媒と冷媒通路４１を流れる冷媒とは、冷媒通路２２，４１の接続部において合流し、冷媒通路２２ａへ流通する。
【００５９】
つまり、暖房運転時には、図３に示すＡ点、Ｂ点、Ｅ点、Ｄ点、Ｃ点およびＪ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４４と冷却部３０とに冷媒が循環し、かつ、図３に示すＡ点、Ｂ点、Ｅ点、Ｆ点およびＧ点を順に通過するように冷媒が流れ、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４４と冷却部３０とが順次接続された冷媒循環流路と、圧縮機１２と熱交換器１８と膨張弁１６と熱交換器１４とが順次接続された冷媒循環流路と、を通って、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を循環する。
【００６０】
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４４および冷却部３０を順に経由して流通し圧縮機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，ＣおよびＪ点）における冷媒の熱力学状態が示される。図４中にはまた、圧縮機１２から熱交換器１８、膨張弁１６および熱交換器１４を順に経由して流通し圧縮機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およびＧ点）における冷房の熱力学状態が示される。
【００６１】
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。
【００６２】
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。
【００６３】
熱交換器１８で液化した高圧の液相冷媒は、冷媒通路２４ｂから冷媒通路２４ａと冷媒通路４３とに分岐する。冷媒通路２４ａへ流通する一部の液相冷媒は、冷媒通路２４ａ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（Ｆ点）。膨張弁１６において温度が下げられた冷媒は、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加熱され、等圧のまま蒸発し、冷媒の乾き度が増大する。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（Ｇ点）。
【００６４】
冷媒通路４３へ流通する一部の液相冷媒は、冷媒通路４３を経由して膨張弁４４に流入する。膨張弁４４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、気液混合状態の湿り蒸気となる（Ｄ点）。膨張弁４４において温度が下げられた冷媒は、冷媒通路４５，３５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）。
【００６５】
冷却部３０から出て冷媒通路３４を流通する湿り蒸気状態の冷媒は、冷媒通路４１を経由して膨張弁４７に流入する。膨張弁４７において、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する（Ｊ点）。膨張弁４７を通過した後の冷媒の圧力は、膨張弁１６を通過して圧力を下げられた後の冷却部３０を経由せずに流通する冷媒の圧力と等しくなる。膨張弁４７を通過した後の冷媒通路４１を流通する湿り蒸気状態の冷媒と、熱交換器１４を経由して冷媒通路２２ｂを流通する過熱蒸気状態の冷媒とは、同圧力となる。そのため、冷媒通路４１を流通する冷媒と冷媒通路２２ｂを流通する冷媒とは、ともに冷媒通路２２ａへ流入して混合される。
【００６６】
混合された冷媒は、図４に示すＪ，Ｇ点における圧力と等しい圧力を有する。混合された冷媒の比エンタルピーは、冷媒通路２２ｂ，４１の各々を流通する冷媒の比エンタルピーおよび流量の比によって決まる。たとえば、冷媒通路２２ｂ，４１を流れる冷媒の流量が相等しければ、混合された冷媒は、Ｊ点における比エンタルピーとＧ点における比エンタルピーとの中間の比エンタルピーを有する（Ａ点）。冷媒通路２２ａを流通する冷媒は、冷媒通路２２ｂ，４１を流通する冷媒と等しい圧力を有し、冷媒通路２２ｂを流通する冷媒以下冷媒通路４１を流通する冷媒以上の比エンタルピーを有する。
【００６７】
その後冷媒は、四方弁１３および冷媒通路２６を経由して、圧縮機１２に吸入される。圧縮機１２は、冷媒通路２６から流入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。
【００６８】
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。
【００６９】
以上のように、本実施の形態の冷却装置１は、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を備える。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四方弁１３を用いて切り換えることにより、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。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、かつ冷却装置１を小型化することができる。
【００７０】
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。
【００７１】
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冷却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。
【００７２】
冷房運転時に冷媒は、膨張弁１６の出口において、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。膨張弁１６を通過した後の冷媒を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が、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。
【００７３】
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。
【００７４】
暖房運転時に冷媒は、熱交換器１４において外気から吸熱することにより加熱され、また、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、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、より効率よく暖房運転することができる。
【００７５】
暖房運転時、冷却部３０を通過してＨＶ機器３１を冷却する冷媒は、冷媒通路４１を経由して圧縮機１２と熱交換器１４との間の冷媒通路２２へ直接流通することができ、熱交換器１４へは流通しない。冷媒の一部のみが熱交換器１４を流通するように冷媒の経路を構成することにより、圧縮機１２の吸入圧力が高められる。図４中に示す破線は、冷媒通路４１が設けられず全ての冷媒が熱交換器１４へ流れる場合の冷媒の熱力学状態を示す。この破線の場合と比較して、本実施の形態では、圧縮機１２の入口における冷媒の圧力が上昇している。
【００７６】
圧縮機１２の入口での冷媒の圧力を上昇させることで、圧縮効率の低い条件で圧縮機１２が作動することを抑制できるので、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。これに伴い、圧縮機１２の吐出ガス温度を低くできるので、圧縮機１２の構成部品や潤滑油の劣化を抑制することができる。
【００７７】
（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１と異なり、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に配置された、第三熱交換器としての熱交換器１５を備える。
【００７８】
熱交換器１５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、熱交換器１５よりも熱交換器１４に近接する側の冷媒通路２３と、熱交換器１５よりも膨張弁１６に近接する側の冷媒通路２７と、に分割されている。冷媒通路２３は、熱交換器１４と熱交換器１５との間を流通する冷媒の経路として設けられている。冷却通路３２を含むＨＶ機器３１の冷却系である第二通路は、冷媒通路２３の一部を形成する冷媒通路２３ａと並列に接続されている。
【００７９】
冷却装置１はまた、飽和液と飽和蒸気とが混合した湿り蒸気の状態の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。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、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。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。
【００８０】
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３３と、冷却部３０に近接する側の冷媒通路３４と、を含む。冷媒通路３３の一方の端部は、気液分離器６０の内部の天井側に配置され、冷媒蒸気６１中に配置されている。冷媒通路３４の一方の端部は、気液分離器６０の内部の底側に配置され、冷媒液６２中に浸漬されている。
【００８１】
冷房運転時に、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冷媒が熱交換器１４から流出し、冷媒通路３３を通って気液分離器６０へ供給される。気液分離器６０は、熱交換器１４から流出して冷媒通路３３を流通する冷媒を、気相冷媒である冷媒蒸気６１と液相冷媒である冷媒液６２とに分離する。分離された冷媒液６２は、冷媒通路３４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３４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の底側から冷媒通路３４を経由して、冷媒液６２のみが気液分離器６０の外部へ送り出される。
【００８２】
冷媒通路４１の一端は、冷媒通路２２に接続されている。冷媒通路４１の他端は、気液分離器６０の内部の、冷媒蒸気６１中に配置されており、冷媒通路４１を経由して冷媒蒸気６１のみを確実に気液分離器６０から流出できる構成とされている。冷媒通路４１には、冷媒を絞り膨張させて冷媒の温度と圧力とを低下させる膨張弁４７が設けられる。冷媒通路４８は、気液分離器６０と冷媒通路２４ａとを連通する。冷媒通路４８の一端は、気液分離器６０の内部に配置され、冷媒液６２中に浸漬されている。冷媒通路４８の他端は、冷媒通路２４ａに接続されている。冷媒通路４８には、冷媒通路４８への冷媒の流通を許容または禁止する開閉弁４９が設けられる。冷房運転時には、膨張弁４７と開閉弁４９とはいずれも閉状態とされている。
【００８３】
冷却装置１はさらに、熱交換器１４と冷却部３０との間の冷媒の経路において、冷媒通路３３を連通または非連通の状態にする開閉弁３７と、第一減圧器（膨張弁１６）とは異なる第二減圧器としての膨張弁３８とを備える。膨張弁３８は、膨張弁１６，４４と同様に、冷媒を絞り膨張させ、冷媒の温度と圧力とを低下させる。さらに、膨張弁３８をバイパスする冷媒の経路である冷媒通路７２と、冷媒通路７２上に設けられ冷媒通路７２への冷媒の流通を切り換える開閉弁７１と、が設けられている。
【００８４】
冷房運転時には、図５に示すように、開閉弁３７は開状態とされ、開閉弁７１は閉状態とされる。熱交換器１４において凝縮された冷媒は、冷媒通路３３、気液分離器６０、冷媒通路３４、膨張弁３８を経由して、冷却部３０へ向かって流通する。冷却部３０へ流通し、冷却通路３２を経由して流れる冷媒は、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、気液分離器６０から出て膨張弁３８で減圧された低温低圧の冷媒を用いて、ＨＶ機器３１を冷却する。
【００８５】
冷房運転時には、図５に示すＡ点、Ｂ点、Ｈ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。
【００８６】
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、気液分離器６０を経由して冷却部３０へ流入し、ＨＶ機器３１を冷却し、熱交換器１５、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，Ｈ，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。
【００８７】
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Ｅ点から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Ｅ点から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。
【００８８】
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る。熱交換器１４から流出した湿り蒸気状態の冷媒は、冷媒通路２３，３３を経由して気液分離器６０へ流入する。
【００８９】
気液分離器６０で、気液二相状態にある冷媒が気液分離され、液相冷媒である冷媒液６２のみが気液分離器６０から流出し、冷媒通路３４へ流れ（Ｈ点）、膨張弁３８に流入する。膨張弁３８において、飽和液状体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、飽和液と飽和蒸気とが混合した湿り蒸気となる（Ｃ点）。膨張弁３８において温度が下げられた冷媒は、冷却部３０の冷却通路３２へ供給される。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。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（Ｄ点）。
【００９０】
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、過冷却液状態の冷媒は絞り膨張され、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）。
【００９１】
気液分離器６０から流出する液相冷媒は、過不足の全くない真に飽和液状態の冷媒である。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。
【００９２】
膨張弁３８で膨張することにより温度が低下した冷媒を使用してＨＶ機器３１を冷却できるので、ＨＶ機器３１をより効率よく冷却できる。膨張弁３８の仕様を最適に選定することにより、冷却部３０でＨＶ機器３１を冷却する冷媒の温度を任意に調整することができる。ＨＶ機器３１の冷却に適したより低い温度の冷媒を冷却部３０に供給して、ＨＶ機器３１を冷却することができる。
【００９３】
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。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。
【００９４】
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の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。
【００９５】
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、冷媒を湿り蒸気の状態にまで冷却すればよい。湿り蒸気状態の冷媒が気液分離された飽和液状態の冷媒が膨張弁３８を通過して温度と圧力とを下げられ、冷却部３０においてＨＶ機器３１と熱交換する。
【００９６】
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、車室用の冷房能力を確保でき、かつ、熱交換器１４，１５のサイズを低減することができるので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。
【００９７】
図７は、四方弁１３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１３が９０°回転することにより、圧縮機１２出口から四方弁１３へ流入した冷媒が四方弁１３を出る経路が、実施の形態１と同様に切り換えられている。図７に示す暖房運転時には、三方弁４６は、冷媒通路３５と冷媒通路４５とを連通し、冷媒通路３６と冷媒通路３５，４５とを連通しないように、開閉を切り換えられる。また、開閉弁３７が閉じられ膨張弁３８が全閉（開度０％）とされ、膨張弁４７が冷媒を適切に絞り膨張するために開度調整され、開閉弁４９，７１が開かれる。
【００９８】
そのため暖房運転時には、熱交換器１８で空調用空気と熱交換した冷媒は、冷媒通路２４ｂから冷媒通路２４ａと冷媒通路４３との二方向へ分岐して流入する。冷媒通路２４ａへ流入した冷媒は、膨張弁１６を通過して冷媒通路２３を流通し、熱交換器１５，１４を経由して冷媒通路２２ｂへ至る。冷媒通路４３へ流入した冷媒は、膨張弁４４を通過して冷媒通路４５，３５を流通し、冷却部３０を経由して冷媒通路３４，７１を流通し、気液分離器６０へ流入する。気液分離器６０で気液分離された冷媒蒸気６１は、気液分離器６０から流出して冷媒通路４１を流れる。冷媒通路２２ｂを流れる冷媒と冷媒通路４１を流れる冷媒とは、冷媒通路２２，４１の接続部において合流し、冷媒通路２２ａへ流通する。気液分離器６０で気液分離された冷媒液６２は、気液分離器６０から流出して冷媒通路４８を流れ、冷媒通路２４ａを経由して膨張弁１６へ供給される。
【００９９】
つまり、暖房運転時には、図７に示すＡ点、Ｂ点、Ｅ点、Ｄ点、Ｈ点、Ｋ点およびＪ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４４と冷却部３０とに冷媒が循環し、かつ、図７に示すＡ点、Ｂ点、Ｅ点、Ｍ点、Ｎ点、Ｆ点、Ｉ点およびＧ点を順に通過するように冷媒が流れ、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４４と冷却部３０とが順次接続された冷媒循環流路と、圧縮機１２と熱交換器１８と膨張弁１６と熱交換器１５，１４とが順次接続された冷媒循環流路と、を通って、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を循環する。
【０１００】
冷媒通路２４ａの、冷媒通路２４ａと冷媒通路４３との接続点と、冷媒通路２４ａと冷媒通路４８との接続点と、の間には、流量調整弁５２と膨張弁１７とが配置されている。流量調整弁５２は、その弁開度を変動させ、冷媒通路２４ａ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２４ａを流れる冷媒の流量と、冷媒通路４３，４５，３５、冷却通路３２、冷媒通路３４，７１、気液分離器６０および冷媒通路４１を順に流れる冷媒の流量と、を任意に調節する。膨張弁１７は、他の膨張弁と同様に、冷媒通路２４ａを流通する冷媒を絞り膨張させ、冷媒の温度と圧力とを低下させる。
【０１０１】
実施の形態１で説明した流量調整弁５１と同様に、流量調整弁５２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る。また、冷却部３０へ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。さらに、膨張弁１６を通過する冷媒と、膨張弁４４を通過する冷媒と、の各々の流量を適宜調整できるので、圧縮機１２の吸入圧力を最適に設定して、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。
【０１０２】
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４４および冷却部３０を順に経由して流通し圧縮機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，Ｈ，ＫおよびＪ点）における冷媒の熱力学状態が示される。図８中にはまた、圧縮機１２から熱交換器１８、膨張弁１６および熱交換器１５，１４を順に経由して流通し圧縮機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，Ｍ，Ｎ，Ｆ，ＩおよびＧ点）における冷房の熱力学状態が示される。
【０１０３】
実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、熱交換器１８出口から圧縮機１２入口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点を経由してＥ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点を経由してＥ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、Ｅ点からＡ点へ至る冷媒の状態について、以下に説明する。
【０１０４】
熱交換器１８で空調用空気と熱交換して液化した過冷却液状態の冷媒は、冷媒通路２４ｂから冷媒通路２４ａと冷媒通路４３とに分岐する。
【０１０５】
冷媒通路４３へ流通する一部の液相冷媒は、膨張弁４４において絞り膨張され、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４５，３５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（Ｈ点）。
【０１０６】
冷却部３０から流出した湿り蒸気状態の冷媒は、冷媒通路３４，７２を経由して気液分離器６０へ流入する。気液分離器６０で、気液二相状態にある冷媒は、冷媒蒸気６１と冷媒液６２とに気液分離される。気液分離器６０は、冷却部３０から流出して冷媒通路３４を流通する冷媒を、気相冷媒と液相冷媒とに分離する。気液分離器６０は、冷却部３０において気化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。
【０１０７】
飽和蒸気状態の冷媒蒸気６１（Ｋ点）は、気液分離器６０から流出して冷媒通路４１へ流れ、膨張弁４７に流入する。膨張弁４７において、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する（Ｊ点）。飽和液状態の冷媒液６２（Ｌ点）は、気液分離器６０から流出して、冷媒通路４８を経由して冷媒通路２４ａへ流通する。
【０１０８】
冷媒通路２４ｂから冷媒通路２４ａへ流通する一部の液相冷媒は、膨張弁１７において絞り膨張され、冷媒の温度と圧力が低下する（Ｍ点）。膨張弁１７を通過した後の冷媒の圧力は、気液分離器６０から流出する冷媒液６２の圧力と等しくする。そのため、膨張弁１７を通過した気液混合状態の冷媒と、気液分離器６０から流出した液相の冷媒とは、共に膨張弁１６の上流側の冷媒通路２４ａに流通する。気液分離器６０から冷媒通路４８を介して冷媒通路２４ａへ流れる冷媒と、冷媒通路２４ｂから直接冷媒通路２４ａへ流れる冷媒とは、膨張弁１６入口の冷媒通路２４ａにおいて混合される。
【０１０９】
混合された冷媒は、図８に示すＬ，Ｍ点と等しい圧力を有する。混合された冷媒の比エンタルピーは、混合される前の各々の冷媒の比エンタルピーおよび流量の比によって決まる。たとえば、混合される前の冷媒の流量が相等しければ、混合された冷媒は、Ｌ点における比エンタルピーとＭ点における比エンタルピーとの中間の比エンタルピーを有する（Ｎ点）。Ｎ点において冷媒は、Ｌ，Ｍ点における冷媒と等しい圧力を有し、Ｌ点の飽和液状態の冷媒以上、Ｍ点の気液混合状態の冷媒以下の比エンタルピーを有する。
【０１１０】
混合された冷媒はその後、膨張弁１６へ流通し、膨張弁１６を通過することで絞り膨張され、低温低圧の気液混合状態の湿り蒸気となる（Ｆ点）。膨張弁１６において温度が下げられた冷媒は、冷媒通路２７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（Ｉ点）。
【０１１１】
熱交換器１５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加熱され、等圧のまま蒸発し、冷媒の乾き度が増大する。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（Ｇ点）。
【０１１２】
膨張弁４７において絞り膨張され圧力が下げられた冷媒（Ｊ点）は、熱交換器１４を経由して冷媒通路２２ｂを流通する過熱蒸気状態の冷媒（Ｇ点）と等しい圧力を有する。そのため、冷媒通路４１を流通する冷媒と冷媒通路２２ｂを流通する冷媒とは、ともに冷媒通路２２ａへ流入して混合される。混合された冷媒は、図８に示すＪ，Ｇ点における圧力と等しい圧力を有する。混合された冷媒の比エンタルピーは、冷媒通路２２ｂ，４１の各々を流通する冷媒の比エンタルピーおよび流量の比によって決まる。たとえば、混合される前の冷媒の流量が相等しければ、混合された冷媒は、Ｊ点における比エンタルピーとＧ点における比エンタルピーとの中間の比エンタルピーを有する（Ａ点）。
【０１１３】
気液分離器６０の出口で飽和液の状態にある冷媒を、冷房運転時に冷媒通路３４へ流通させ、暖房運転時に冷媒通路４８へ流通させることにより、気相状態の冷媒蒸気が冷媒通路３４，４８へ流入することを抑制できる。そのため、冷媒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。
【０１１４】
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、暖房運転から冷房運転への切り換え時に気液分離器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、暖房から冷房へ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。
【０１１５】
暖房運転時、冷媒の一部のみが熱交換器１４を流通するように冷媒の経路を構成することにより、圧縮機１２の入口での冷媒の圧力を上昇させ、圧縮効率の低い条件で圧縮機１２が作動することを抑制できるので、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。
【０１１６】
実施の形態１では、熱交換器１４から流出した冷媒を、冷却部３０から流出した湿り蒸気状態の冷媒と混合させる必要がある。そのため、過熱蒸気の状態の冷媒を冷媒通路２２ａに流通させるために、熱交換器１４において冷媒を乾き飽和蒸気の状態からさらに加熱し、冷媒が所定の過熱度を有するまで加熱する必要があった。そのため、熱交換器１４の容量を増大させる必要があり、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。
【０１１７】
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、熱交換器１４から流出した冷媒を、気液分離器６０で分離された乾き飽和蒸気状態の冷媒と混合させて、圧縮機１２の吸入圧力の上昇に用いるので、熱交換器１４出口の冷媒の過熱度を大きくする必要がない。たとえば、膨張弁４７で絞り膨張された冷媒（Ｊ点）の比エンタルピーと略等しい比エンタルピーを有する過熱蒸気の状態になるように、熱交換器１４出口の冷媒（Ｇ点）の過熱度を調整してもよい。そのため、実施の形態１と比較して、熱交換器１４，１５の容量をより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るので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。
【０１１８】
圧縮機１２と膨張弁１６との間に二段の熱交換器１４，１５が配置されるので、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１４，１５の各々の熱交換容量を低減することができる。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できる。
【０１１９】
なお、実施の形態２では、膨張弁３８と膨張弁３８をバイパスする冷媒通路７２とを備える冷却装置１の例について説明した。冷房運転時に冷却部３０へ流入する冷媒が膨張弁３８で絞り膨張され、暖房運転時には冷媒が膨張弁３８を通過するときの圧力損失を小さくできるような膨張弁３８を選定できるのであれば、冷媒通路７２は設けられなくても構わない。
【０１２０】
（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３の冷却装置１は、実施の形態２と同じ構成を有するが、暖房運転時に、開閉弁４９が閉じられ膨張弁１６が全閉（開度０％）とされ膨張弁４７が全開（開度１００％）とされている点で、実施の形態２と異なっている。
【０１２１】
このとき、圧縮機１２で断熱圧縮され熱交換器１８で空調用空気と熱交換した冷媒の全量が、冷媒通路２４ｂから冷媒通路４３へ流入する。冷媒通路４３へ流入した冷媒は、膨張弁４４を通過して絞り膨張され、冷却部３０の冷却通路３２を流通してＨＶ機器３１を冷却し、気液分離器６０で気液分離され、冷媒蒸気６１のみが気液分離器６０から流出して冷媒通路４１，２２ａを経由して圧縮機１２へ戻る。
【０１２２】
つまり、暖房運転時には、図９に示すＡ点、Ｂ点、Ｅ点、Ｄ点およびＨ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４４と冷却部３０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４４と冷却部３０とが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。
【０１２３】
図１０は、実施の形態３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１０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１０中には、圧縮機１２から熱交換器１８、膨張弁４４および冷却部３０を順に経由して流通し圧縮機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Ｈ点）における冷媒の熱力学状態が示される。
【０１２４】
図１０に示すように、圧縮機１２の入口において、冷媒は、乾き飽和蒸気の状態にある（Ａ点）。乾き飽和蒸気状態の冷媒は、圧縮機１２に吸入され、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。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）。
【０１２５】
熱交換器１８で液化した高圧の液相冷媒は、冷媒通路２４ｂから冷媒通路４３へ流入する。冷媒通路２３へ流通した過冷却液状態の冷媒は、膨張弁４４において絞り膨張され、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４４において温度が下げられた冷媒は、冷媒通路４５，３５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（Ｈ点）。
【０１２６】
冷却部３０から流出した湿り蒸気状態の冷媒は、気液分離器６０で、冷媒蒸気６１と冷媒液６２とに気液分離される。気液分離器６０から飽和蒸気状態の冷媒蒸気６１のみが流出して、冷媒通路４１へ流れ、冷媒通路２２ａ、四方弁１３および冷媒通路２６を経由して、圧縮機１２に吸入される（Ａ点）。圧縮機１２は、冷媒通路２６から流入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。
【０１２７】
図９に示すように弁の開閉を設定することにより、暖房運転時に、全ての冷媒を冷媒通路２４ｂから冷媒通路４３へ流通させることができる。すなわち、暖房運転時に、膨張弁１６を通過した低温低圧の冷媒が熱交換器１５，１４に流通しない設定とすることができる。
【０１２８】
たとえば氷点下以下など外気温が低い条件下では、暖房運転時に、熱交換器１４，１５において大気から吸熱することが難しく、そのため冷媒圧力が低下してしまう。冷媒圧力が下がりすぎると、圧縮機１２の消費動力が増大する、圧縮機１２からの吐出ガスが高温になり絶縁材や潤滑油が劣化する、熱交換器１４，１５への霜付きが発生するので霜を除去するための冷房運転（デフロスト運転）が必要になる、などの課題が生じる。
【０１２９】
そのため、低外気温条件では、実施の形態３に示すように暖房運転時に冷媒を熱交換器１４，１５に流通させないように、弁の開閉設定を切り換える。このようにすれば、冷却部３０に冷媒を流通させることでＨＶ機器３１の冷却を確保でき、かつ、熱交換器１８で十分に空調用空気を加温できるので暖房性能を確保できる。加えて、上述した課題が生じることを回避することができる。
【０１３０】
（実施の形態４）
図１１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。実施の形態４の冷却装置１は、実施の形態２と比較して、エジェクタ８０を備える点で異なっている。エジェクタ８０には、冷媒通路４３から分岐した冷媒通路８１と、気液分離器６０と冷却部３０との間を流通する冷媒の経路である冷媒通路３４のうち膨張弁３８に対して冷却部３０に近接する側から分岐した冷媒通路８３と、冷媒通路３４のうち膨張弁３８に対して気液分離器６０に近接する側から分岐した冷媒通路８５と、が接続されている。
【０１３１】
冷媒通路８１には、冷媒通路８１を経由する冷媒の流通を許容または禁止する開閉弁８２が配置されている。冷媒通路８３には、冷媒通路８３を経由する冷媒の流通を許容または禁止する開閉弁８４が配置されている。冷媒通路８５には、冷媒通路８５を経由する冷媒の流通を許容または禁止する開閉弁８６が配置されている。
【０１３２】
図１１に示す冷房運転時には、開閉弁８２，８４，８６はいずれも閉とされる。そのため冷媒は、図６と同様に状態を変化させながら、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を循環する。したがって、実施の形態２と同様に、気液分離器６０から液相の冷媒のみを取り出し、膨張弁３８で膨張することにより温度が低下した冷媒を使用してＨＶ機器３１を冷却できるので、ＨＶ機器３１をより効率よく冷却することができる。
【０１３３】
図１２は、四方弁１３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。図１２に示す暖房運転時に、開閉弁８２，８４，８６が全て開とされ、かつ膨張弁３８は全閉とされる。そのため、エジェクタ８０に冷媒が流れる。エジェクタ８０は、膨張弁４４を通過する前の高圧の冷媒を駆動流とし、膨張弁４４を通過し冷却部３０においてＨＶ機器３１を冷却した後の冷媒を二次流とし、駆動流と二次流とを混合して、冷却部３０から気液分離器６０に向けて流通する低圧の冷媒の圧力を上昇させる、昇圧機として機能する。
【０１３４】
冷媒通路４３から冷媒通路８１を経由してエジェクタ８０へ流入した高圧の冷媒を駆動流としてノズルから噴出させ、駆動流の噴出によりエジェクタ８０内部に生じる負圧と駆動流の粘性とによって冷媒通路８３から冷媒をエジェクタ８０内に吸引する。エジェクタ８０の内部で、冷媒通路８１から流入した冷媒と冷媒通路８３から流入した冷媒とが完全に混合し、その後ディフューザを通過することによって圧力を高められて、冷媒通路８５に放出される。膨張弁４４を通過して圧力が低下した冷媒は、エジェクタ８０で昇圧されて、冷媒通路８５，３４を経由して気液分離器６０へ流れる。
【０１３５】
図１３は、実施の形態４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１３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。
【０１３６】
図１３中には、熱交換器１８の出口から冷媒通路４３へ流入し、膨張弁４４において絞り膨張され、ＨＶ機器３１を冷却した後にエジェクタ８０で昇圧され、気液分離器６０で気液分離された冷媒蒸気６１が気液分離器６０から流出して冷媒通路４１，２２ａ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，Ｃ，Ｈ，ＫおよびＪ点）における冷媒の熱力学状態が示される。図１３中にはまた、圧縮機１２から熱交換器１８、膨張弁１６および熱交換器１５，１４を順に経由して流通し圧縮機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，Ｍ，Ｎ，Ｆ，ＩおよびＧ点）における冷房の熱力学状態が示される。
【０１３７】
図１３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。
【０１３８】
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で液化した高圧の液相冷媒は、冷媒通路２４ｂから冷媒通路２４ａと冷媒通路４３とに分岐する。
【０１３９】
冷媒通路４３へ流通する一部の液相冷媒は、冷媒通路４３を経由して膨張弁４４に流入する。膨張弁４４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４４において温度が下げられた冷媒は、冷媒通路４５，３５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）。
【０１４０】
冷却部３０において温められた冷媒は、エジェクタ８０で昇圧される。膨張弁４４を通過しない高圧冷媒を冷媒通路８１からエジェクタ８０へ供給し、膨張弁４４を通過して圧力が低下した低圧冷媒を冷媒通路８３からエジェクタ８０へ供給することにより、低圧冷媒が昇圧され、かつ低圧冷媒の温度が上昇する。エジェクタ８０は、高圧冷媒を駆動ガスとし低圧冷媒を吸込ガスとすることで、高圧冷媒と低圧冷媒との差圧を利用して低圧冷媒をエジェクタ８０に導入し、低圧冷媒の圧力を上昇させ、より圧力の高い冷媒を吐出する（Ｈ点）。
【０１４１】
低圧冷媒を昇圧するための昇圧機としてエジェクタ８０が使用されるので、消費動力を必要とするコンプレッサを駆動させて冷媒を昇圧させる必要がない。そのため、消費動力の増加を回避することができる。エジェクタ８０は、ノズルとディフューザとが組み合わされた簡単な構造であって、運動する部分を有しないために、耐久性および信頼性に優れた昇圧機を提供することができる。
【０１４２】
その後冷媒は、冷媒通路８５，３４を経由して気液分離器６０へ流入する。気液分離器６０で、気液二相状態にある冷媒は、冷媒蒸気６１と冷媒液６２とに気液分離される。気液分離器６０で分離された乾き飽和蒸気状態の冷媒蒸気６１（Ｋ点）は、気液分離器６０から流出して冷媒通路４１へ流れ、膨張弁４７に流入する。膨張弁４７において、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する（Ｊ点）。飽和液状態の冷媒液６２（Ｌ点）は、気液分離器６０から流出して、冷媒通路４８を経由して冷媒通路２４ａへ流通する。
【０１４３】
冷媒通路２４ｂから冷媒通路２４ａへ流通する一部の液相冷媒は、膨張弁１７において絞り膨張され、冷媒の温度と圧力が低下する（Ｍ点）。膨張弁１７を通過した後の冷媒の圧力は、気液分離器６０から流出する冷媒液６２の圧力と等しくする。そのため、膨張弁１７を通過した気液混合状態の冷媒と、気液分離器６０から流出した液相の冷媒とは、共に膨張弁１６の上流側の冷媒通路２４ａに流通する。気液分離器６０から冷媒通路４８を介して冷媒通路２４ａへ流れる冷媒と、冷媒通路２４ｂから直接冷媒通路２４ａへ流れる冷媒とは、膨張弁１６入口の冷媒通路２４ａにおいて混合される。
【０１４４】
混合された冷媒は、図１３に示すＬ，Ｍ点と等しい圧力を有する。混合された冷媒の比エンタルピーは、混合される前の各々の冷媒の比エンタルピーおよび流量の比によって決まる。たとえば、混合される前の冷媒の流量が相等しければ、混合された冷媒は、Ｌ点における比エンタルピーとＭ点における比エンタルピーとの中間の比エンタルピーを有する（Ｎ点）。Ｎ点において冷媒は、Ｌ，Ｍ点における冷媒と等しい圧力を有し、Ｌ点の飽和液状態の冷媒以上、Ｍ点の気液混合状態の冷媒以下の比エンタルピーを有する。
【０１４５】
混合された冷媒はその後、膨張弁１６へ流通し、膨張弁１６を通過することで膨張弁１６において絞り膨張され、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、気液混合状態の湿り蒸気となる（Ｆ点）。膨張弁１６において温度が下げられた冷媒は、冷媒通路２７を経由して熱交換器１５へ流入する。熱交換器１５において外気から潜熱を受け取って冷媒が加熱され、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し、冷媒の乾き度が増大する（Ｉ点）。
【０１４６】
熱交換器１５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。冷媒は、熱交換器１４を流通する際に、外気の熱を蒸発潜熱として吸収することによって加熱され、等圧のまま蒸発し、冷媒の乾き度が増大する。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（Ｇ点）。
【０１４７】
膨張弁４７において絞り膨張され圧力が下げられた冷媒（Ｊ点）は、熱交換器１４を経由して冷媒通路２２ｂを流通する過熱蒸気状態の冷媒（Ｇ点）と等しい圧力を有する。そのため、冷媒通路４１を流通する冷媒と冷媒通路２２ｂを流通する冷媒とは、ともに冷媒通路２２ａへ流入して混合される。混合された冷媒は、図１３に示すＪ，Ｇ点における圧力と等しい圧力を有する。混合された冷媒の比エンタルピーは、冷媒通路２２ｂ，４１の各々を流通する冷媒の比エンタルピーおよび流量の比によって決まる。たとえば、混合される前の冷媒の流量が相等しければ、混合された冷媒は、Ｊ点における比エンタルピーとＧ点における比エンタルピーとの中間の比エンタルピーを有する（Ａ点）。その後冷媒は、四方弁１３および冷媒通路２６を経由して、圧縮機１２に吸入される。圧縮機１２は、冷媒通路２６から流入する冷媒を圧縮する。
【０１４８】
エジェクタ８０により昇圧されたＨ点の冷媒の温度および圧力を、図７に示すエジェクタ８０を備えない構成の冷却装置１における気液分離器６０の入口側のＨ点の冷媒の温度および圧力と等しくなるようにすれば、ＨＶ機器３１を冷却する冷媒の温度および圧力を低くできる。つまり、図１３に示すＤ点からＣ点へ流通する冷媒の温度および圧力は、エジェクタ８０で昇圧される分、図８に示すＤ点からＨ点へ流通する冷媒の温度および圧力と比較して、相対的に低くなる。そのため、ＨＶ機器３１と冷却部３０を流通する冷媒との温度差が大きくなり、冷媒のＨＶ機器３１からの吸熱量が大きくなる。
【０１４９】
冷却部３０においてＨＶ機器３１から冷媒に与えられる熱量が大きくなるので、熱交換器１４，１５で冷媒が外気から吸熱する熱量を、相対的に小さくすることができる。この場合、外気と冷媒との温度差を小さくできることになるから、膨張弁１６を経由して熱交換器１５，１４を経由して流れる冷媒の温度および圧力を相対的に高くすることができる。すなわち、図１３と図８とを比較すると、Ｆ点からＧ点へ至る冷媒の圧力は、図１３の方がより高くなっている。
【０１５０】
前述した通り、膨張弁４７での絞り膨張により冷媒通路４１を流れる冷媒の圧力は、冷媒通路２２ｂを流れる冷媒の圧力と等しくされる。換言すると、圧縮機１２に流入する冷媒の圧力は、Ｇ点における冷媒の圧力に合わせられる。そのため、図１３と図８とを比較すると、Ａ点における圧力は図１３の方がより高くなる。冷却部３０でＨＶ機器３１を冷却した後の冷媒をエジェクタ８０を使用して昇圧することで、圧縮機１２の入口での冷媒の圧力をさらに上昇させることができる。したがって、実施の形態１〜３と比較して圧縮機１２の消費動力をさらに低減することができる。
【０１５１】
なお、実施の形態１〜４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。
【０１５２】
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。
【０１５３】
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】
【０１５４】
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】
【０１５５】
１ 冷却装置、１０ 蒸気圧縮式冷凍サイクル、１２ 圧縮機、１３ 四方弁、１４，１５，１８ 熱交換器、１６，１７，３８，４４，４７ 膨張弁、２１，２２，２２ａ，２２ｂ，２３，２３ａ，２４、２４ａ，２４ｂ，２５，２６，２７，３３，３４，３５，３６，４１，４３，４５，４８，７２，８１，８３，８５ 冷媒通路、３０ 冷却部、３１ ＨＶ機器、３２ 冷却通路、３７，４９，７１，８２，８４，８６ 開閉弁、４２，４６ 三方弁、５１，５２ 流量調整弁、６０ 気液分離器、６１ 冷媒蒸気、６２ 冷媒液、８０ エジェクタ、９０ ダクト、９１ ダクト入口、９２ ダクト出口、９３ ファン。
【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、
前記第一熱交換器と前記減圧器との間に並列に接続された前記冷媒の経路である第一通路および第二通路と、
前記第二通路上に設けられ、前記冷媒を用いて前記発熱源を冷却する冷却部と、
前記圧縮機と前記第一熱交換器との間の前記冷媒の経路と、前記冷却部に対し前記第一熱交換器に近接する側の前記第二通路と、を連通する、第一連通路と、
前記減圧器と前記第二熱交換器との間の前記冷媒の経路と、前記冷却部に対し前記減圧器に近接する側の前記第二通路と、を連通する、第二連通路と、を備える、冷却装置。
【請求項２】
前記冷却部と前記減圧器との間を流通する前記冷媒の経路に設けられ、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１に記載の冷却装置。
【請求項３】
前記第一熱交換器と前記冷却部との間を流通する前記冷媒の経路に設けられた第二減圧器を備える、請求項１または請求項２に記載の冷却装置。
【請求項４】
前記冷却部に対し前記第一熱交換器に近接する側の前記第二通路に配置された気液分離器を備える、請求項１から請求項３のいずれかに記載の冷却装置。
【請求項５】
前記第一連通路の一端は、前記気液分離器の気相中に配置されている、請求項４に記載の冷却装置。
【請求項６】
前記冷却部から前記第一連通路に向けて流通する前記冷媒の圧力を上昇させる昇圧機を備える、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】
前記冷媒が前記圧縮機から前記第二熱交換器へ向けて流通するように前記四方弁を設定したとき、前記第一熱交換器に前記冷媒が流通しないように前記冷媒の経路を切り換える、請求項１から請求項６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、
前記第一熱交換器と前記減圧器との間に並列に接続された前記冷媒の経路である第一通路および第二通路と、
前記第二通路上に設けられ、前記冷媒を用いて前記発熱源を冷却する冷却部と、
前記圧縮機と前記第一熱交換器との間の前記冷媒の経路と、前記冷却部に対し前記第一熱交換器に近接する側の前記第二通路と、を連通する、第一連通路と、
前記減圧器と前記第二熱交換器との間の前記冷媒の経路と、前記冷却部に対し前記減圧器に近接する側の前記第二通路と、を連通する、第二連通路と、を備える、冷却装置。
【請求項２】
前記冷却部と前記減圧器との間を流通する前記冷媒の経路に設けられ、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１に記載の冷却装置。
【請求項３】
前記第一熱交換器と前記冷却部との間を流通する前記冷媒の経路に設けられた第二減圧器を備える、請求項１または請求項２に記載の冷却装置。
【請求項４】
前記冷却部に対し前記第一熱交換器に近接する側の前記第二通路に配置された気液分離器を備える、請求項１から請求項３のいずれかに記載の冷却装置。
【請求項５】
前記第一連通路の一端は、前記気液分離器の気相中に配置されている、請求項４に記載の冷却装置。
【請求項６】
前記冷却部から前記第一連通路に向けて流通する前記冷媒の圧力を上昇させる昇圧機を備える、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】
前記冷媒が前記圧縮機から前記第二熱交換器へ向けて流通するように前記四方弁を設定したとき、前記第一熱交換器に前記冷媒が流通しないように前記冷媒の経路を切り換える、請求項１から請求項６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２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【図１３】
【公開番号】特開２０１２−２４５８５６（Ｐ２０１２−２４５８５６Ａ）
【公開日】平成２４年１２月１３日（２０１２．１２．１３）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２０１１−１１８２７５（Ｐ２０１１−１１８２７５）
【出願日】平成２３年５月２６日（２０１１．５．２６）
【出願人】（０００００３２０７）トヨタ自動車株式会社 (59,920)
【出願人】（０００００４６９５）株式会社日本自動車部品総合研究所 (1,981)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成２４年１２月１３日（２０１２．１２．１３）
【国際特許分類】
【出願日】平成２３年５月２６日（２０１１．５．２６）
【出願人】（０００００３２０７）トヨタ自動車株式会社 (59,920)
【出願人】（０００００４６９５）株式会社日本自動車部品総合研究所 (1,981)
【Ｆターム（参考）】
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