车用空调装置

摘要

在所谓热泵式的车用空调装置中，准确地进行高效、舒适的车室内制热。包括对从空气流通管路(3)供给至车室内的空气进行加热的热介质循环回路(23)。计算出对实际制热能力(Qhp)相对于散热器(4)的要求制热能力(TGQ)不足的部分进行补足的热介质循环回路的要求制热能力(TGQhtr)。根据室外热交换器(7)的制冷剂蒸发温度(TXO)与无结霜时的制冷剂蒸发温度(TXObase)间的差(ΔTXO)计算出实际制热能力(Qhp)的降低量(ΔQhp)，在要求制热能力(TGQhtr)上加上降低量(ΔQhp)来执行由热介质循环回路进行的加热。

权利要求

1.一种车用空调装置，其特征在于，

压缩机，该压缩机对制冷剂进行压缩；

空气流通管路，该空气流通管路用于使供给至车室内的空气流通；

散热器，该散热器用于使制冷剂散热来对从所述空气流通管路供给至所述车室内的空气进行加热；

吸热器，该吸热器用于使制冷剂吸热来对从所述空气流通管路供给至所述车室内的空气进行冷却；

室外热交换器，该室外热交换器设于所述车室外，并使制冷剂散热或吸热；以及控制元件，

所述车用空调装置利用所述控制元件至少执行制热模式，在所述制热模式下，使从所述压缩机排出的制冷剂在所述散热器中散热，在将散热后的所述制冷剂减压后，在所述室外热交换器中进行吸热，其特征在于，

所述车用空调装置包括辅助加热元件，该辅助加热元件用于对从所述空气流通管路供给至所述车室内的空气进行加热；

所述控制元件根据所要求的所述散热器的制热能力即要求制热能力(TGQ)和所述散热器实际产生的实际制热能力(Qhp)，计算出所述辅助加热元件的要求制热能力(TGQhtr)，该辅助加热元件的要求制热能力(TGQhtr)用于补足所述实际制热能力(Qhp)相对于所述要求制热能力(TGQ)不足的部分，并且根据所述室外热交换器的制冷剂蒸发温度(TXO)与无结霜时的所述室外热交换器的制冷剂蒸发温度(TXObase)间的差(ΔTXO)，计算出由所述室外热交换器的结霜引起的所述实际制热能力(Qhp)的降低量(ΔQhp)，在所述辅助加热元件的要求制热能力(TGQhtr)上加上所述降低量(ΔQhp)，来执行由所述辅助加热元件进行的加热。

2.如权利要求1所述的车用空调装置，其特征在于，所述控制元件根据所述差(ΔTXO)计算出所述室外热交换器的结霜率，当所述结霜率达到规定值以上时，停止所述压缩机，并且根据所述要求制热能力(TGQ)来对所述辅助加热元件进行控制。

3.如权利要求1所述的车用空调装置，其特征在于，所述控制元件根据所述实际制热能力的降低量(ΔQhp)计算出所述室外热交换器的结霜率，当所述结霜率达到规定值以上时，停止所述压缩机，并且根据所述要求制热能力(TGQ)来对所述辅助加热元件进行控制。

4.如权利要求1所述的车用空调装置，其特征在于，所述控制元件计算出所述散热器所能产生的最大制热能力(Qhpmax)，根据所述差(ΔTXO)计算出由所述室外热交换器的结霜引起的所述最大制热能力(Qhpmax)的降低量(ΔQhpmax)，并且根据所述最大制热能力的降低量(ΔQhpmax)计算出所述室外热交换器的结霜率，当所述结霜率达到规定值以上时，停止所述压缩机，此外，根据所述要求制热能力(TGQ)来对所述辅助加热元件进行控制。

5.如权利要求1所述的车用空调装置，其特征在于，所述控制元件计算出所述散热器所能产生的最大制热能力(Qhpmax)，并且根据所述差(ΔTXO)计算出由所述室外热交换器的结霜引起的所述最大制热能力(Qhpmax)的降低量(ΔQhpmax)，当所述降低量(ΔQhpmax)达到规定值以上时，停止所述压缩机，根据所述要求制热能力(TGQ)来对所述辅助加热元件进行控制。

6.如权利要求1所述的车用空调装置，其特征在于，当所述实际制热能力的降低量(ΔQhp)达到规定值以上时，所述控制元件停止所述压缩机，根据所述要求制热能力(TGQ)来对所述辅助加热元件进行控制。

7.如权利要求4或5所述的车用空调装置，其特征在于，所述控制元件根据经过所述散热器的空气的风量(Ga)、外部气体温度(Tam)和所述压缩机的上限转速(Ncmax)计算出所述最大制热能力(Qhpmax)，并且根据所述风量(Ga)、所述外部气体温度(Tam)和所述压缩机的实际转速(Nc)计算出所述实际制热能力(Qhp)。

8.如权利要求1至6中任一项所述的车用空调装置，其特征在于，所述控制元件根据经过所述散热器后的空气温度(THout)与所述散热器的吸入空气温度(THin)间的差(THout-Thin)、流入所述散热器的空气的比热(Ca)以及经过所述散热器的空气的风量(Ga)，计算出所述实际制热能力(Qhp)。

9.如权利要求7所述的车用空调装置，其特征在于，当所述辅助加热元件相对于所述散热器和所述空气流通管路的空气的流动配置在所述散热器的上游侧时，所述控制元件考虑了所述散热器的吸入空气温度(THin)来计算出所述最大制热能力(Qhpmax)和所述实际制热能力(Qhp)。

10.如权利要求1至6中任一项所述的车用空调装置，其特征在于，包括热介质循环回路，该热介质循环回路具有热介质－空气热交换器、电加热器和循环元件，在所述热介质循环回路中，利用所述循环元件使通过所述电加热器加热后的热介质循环至所述热介质－空气热交换器中，由所述热介质－空气热交换器构成所述辅助加热元件。

11.如权利要求1至6中任一项所述的车用空调装置，其特征在于，由电加热器构成所述辅助加热元件。

12.如权利要求1至6中任一项所述的车用空调装置，其特征在于，将所述散热器设置在所述空气流通管路外，并且由热介质循环回路构成所述辅助加热元件，所述热介质循环回路具有与所述散热器进行热交换的热介质－制冷剂热交换器、设置于所述空气流通管路的热介质－空气热交换器、电加热器以及循环元件，在所述热介质循环回路中，利用所述循环元件使通过所述热介质－制冷剂热交换器和/或所述电加热器加热后的热介质循环至所述热介质－空气热交换器中。

说明书

车用空调装置

技术领域

[0001] 本发明涉及一种对车辆的车室内进行空气调节的热泵式的空调装置，特别地涉及一种适用于混合动力汽车和电动汽车的车用空调装置。

背景技术

[0002] 因近年来环境问题的显现，导致混合动力汽车及电动汽车普及。此外，作为能适用于这种车辆的空调装置，研发了如下空调装置，该空调装置包括：压缩机，该压缩机将制冷剂压缩后排出；散热器(冷凝器)，该散热器设于车室内侧并使制冷剂散热；吸热器(蒸发器)，该吸热器设于车室内侧并使制冷剂吸热；以及室外热交换器，该室外热交换器设于车室外侧并使制冷剂散热或吸热，上述空调装置能执行制热模式、除湿模式及制冷模式的各模式，其中：在上述制热模式下，使从压缩机排出的制冷剂在散热器中散热，并使在上述散热器中散热后的制冷剂在室外热交换器中吸热；在上述除湿模式下，使从压缩机排出的制冷剂在散热器中散热，并使在上述散热器中散热后的制冷剂在吸热器中吸热；在上述制冷模式下，使从压缩机排出的制冷剂在室外热交换器中散热，并在吸热器中吸热(例如参照专利文献1)。

[0003] 此外，在专利文献1中，设置有喷射回路，在该喷射回路中，将从散热器流出的制冷剂分流，当对上述分流后的制冷剂进行减压后，与从该散热器流出的制冷剂进行热交换并返回至压缩机的压缩中途，藉此，使压缩机的排出制冷剂增加，能使由散热器带来的制热能力提高。

[0004] 现有技术文献

[0005] 专利文献

[0006] 专利文献1：日本专利特许第3985384号公报

发明内容

[0007] 发明所要解决的技术问题

[0008] 但是，在上述这样的空调装置中，当在室外热交换器上结霜时，无法从外部气体中吸热，因此，存在无法获得所需的制热能力的问题。上述情况示于图11。横轴是室外热交换器的制冷剂蒸发温度TXO(或压缩机的吸入制冷剂温度Ts)，纵轴是散热器实际产生的制热能力(实际制热能力)。此外，图中，符号TXObase是在室外热交换器上没有结霜时的制冷剂蒸发温度。

[0009] 从该图中可明确得知，在室外热交换器上结霜时，制冷剂蒸发温度TXO比无结霜时的制冷剂蒸发温度TXObase降低(差ΔTXO＝TXObase-TXO)。随之，在压缩机的各转速中，散热器的制热能力也降低。此外，通过使压缩机的转速降低，制冷剂蒸发温度TXO升高。

[0010] 此外，由于从散热器排出的制冷剂的温度低，因此，与被分流而发生减压的制冷剂进行的热交换量也变少。因而，为了在压缩机的压缩过程中喷射气体，增加在喷射回路中流动的制冷剂的量是存在界限的，存在无法充分增加压缩机的排出制冷剂，结果无法获得足够的制热能力的缺陷。

[0011] 本发明为了解决上述现有的技术问题而作，其目的在于在所谓热泵式的车用空调装置中，准确地进行高效舒适的车室内制热。

[0012] 解决技术问题所采用的技术方案

[0013] 本发明的车用空调装置包括：压缩机，该压缩机对制冷剂进行压缩；空气流通管路，该空气流通管路用于使供给至车室内的空气流通；散热器，该散热器用于使制冷剂散热来对从空气流通管路供给至车室内的空气进行加热；吸热器，该吸热器用于使制冷剂吸热来对从空气流通管路供给至车室内的空气进行冷却；室外热交换器，该室外热交换器设于车室外，并使制冷剂散热或吸热；以及控制元件，上述汽车空调装置利用上述控制元件至少执行制热模式，在该制热模式下，使从压缩机排出的制冷剂在散热器中散热，在将散热后的上述制冷剂减压后，在室外热交换器中进行吸热，其特征是，上述汽车空调装置包括辅助加热元件，该辅助加热元件用于对从空气流通管路供给至车室内的空气进行加热；控制元件根据所要求的散热器的制热能力即要求制热能力TGQ和上述散热器实际产生的实际制热能力Qhp，计算出辅助加热元件的要求制热能力TGQhtr，该辅助加热元件的要求制热能力TGQhtr用于补足实际制热能力Qhp相对于要求制热能力TGQ不足的部分，并且根据室外热交换器的制冷剂蒸发温度TXO与无结霜时的该室外热交换器的制冷剂蒸发温度TXObase间的差ΔTXO，计算出由室外热交换器的结霜引起的实际制热能力Qhp的降低量ΔQhp，在辅助加热元件的要求制热能力TGQhtr上加上上述降低量ΔQhp，来执行由辅助加热元件进行的加热。

[0014] 技术方案2的发明的车用空调装置在上述发明的基础上，其特征是，控制元件根据上述差ΔTXO计算出室外热交换器的结霜率，当上述结霜率达到规定值以上时，停止压缩机，并且根据要求制热能力TGQ来对辅助加热元件进行控制。

[0015] 技术方案3的发明的车用空调装置在技术方案1的发明的基础上，其特征是，控制元件根据实际制热能力的降低量ΔQhp计算出室外热交换器的结霜率，当上述结霜率达到规定值以上时，停止压缩机，并且根据要求制热能力TGQ来对辅助加热元件进行控制。

[0016] 技术方案4的发明的车用空调装置在技术方案1的发明的基础上，其特征是，控制元件计算出散热器所能产生的最大制热能力Qhpmax，根据上述差ΔTXO计算出由室外热交换器的结霜引起的最大制热能力Qhpmax的降低量ΔQhpmax，并且根据上述最大制热能力的降低量ΔQhpmax计算出室外热交换器的结霜率，当上述结霜率达到规定值以上时，停止压缩机，此外，根据要求制热能力TGQ来控制辅助加热元件。

[0017] 技术方案5的发明的车用空调装置在技术方案1的发明的基础上，其特征是，控制元件计算出散热器所能产生的最大制热能力Qhpmax，并且根据上述差ΔTXO计算出由室外热交换器的结霜引起的最大制热能力Qhpmax的降低量ΔQhpmax，当上述降低量ΔQhpmax达到规定值以上时，停止上述压缩机，根据要求制热能力TGQ来对辅助加热元件进行控制。

[0018] 技术方案6的发明的车用空调装置在技术方案1的发明的基础上，其特征是，当实际制热能力的降低量ΔQhp达到规定值以上时，控制元件使压缩机停止，根据要求制热能力TGQ来对辅助加热元件进行控制。

[0019] 技术方案7的发明的车用空调装置在上述各发明的基础上，其特征是，控制元件根据经过散热器的空气的风量Ga、外部气体温度Tam、压缩机的上限转速Ncmax计算出最大制热能力Qhpmax，并且根据风量Ga、外部气体温度Tam和压缩机的实际转速Nc来计算出实际制热能力Qhp。

[0020] 技术方案8的发明的车用空调装置在技术方案1至技术方案6的发明的基础上，其特征是，控制元件根据经过散热器后的空气温度THout与上述散热器的吸入空气温度Thin间的差(THout-Thin)、流入散热器的空气的比热Ca以及经过散热器的空气的风量Ga，计算出实际制热能力Qhp。

[0021] 技术方案9的发明的车用控制装置在技术方案7的发明的基础上，其特征是，当辅助加热元件相对于散热器和上述空气流通管路的空气的流动配置在上述散热器的上游侧时，控制元件考虑了散热器的吸入空气温度THin来计算出最大制热能力Qhpmax和实际制热能力Qhp。

[0022] 技术方案10的发明的车用空调装置在上述各发明的基础上，其特征是，包括热介质循环回路，该热介质循环回路具有热介质－空气热交换器、电加热器和循环元件，在上述热介质循环回路中，利用循环元件使通过电加热器加热后的热介质循环至热介质－空气热交换器，由热介质－空气热交换器构成辅助加热元件。

[0023] 技术方案11的发明的车用空调装置在技术方案1至9的发明的基础上，其特征是，由电加热器来构成辅助加热元件。

[0024] 技术方案12的发明的车用空调装置在技术方案1至技术方案8的发明的基础上，其特征是，将散热器设置在空气流通管路外，并且由热介质循环回路构成辅助加热元件，上述热介质循环回路具有与上述散热器进行热交换的热介质－制冷剂热交换器、设置于空气流通管路的热介质－空气热交换器、电加热器以及循环元件，在上述热介质循环回路中，利用循环元件使通过热介质－制冷剂热交换器和/或电加热器加热后的热介质循环至热介质－空气热交换器中。

[0025] 发明效果

[0026] 根据本发明，车用空调装置包括：压缩机，该压缩机对制冷剂进行压缩；空气流通管路，该空气流通管路用于使供给至车室内的空气流通；散热器，该散热器用于使制冷剂散热来对从空气流通管路供给至车室内的空气进行加热；吸热器，该吸热器用于使制冷剂吸热来对从空气流通管路供给至车室内的空气进行冷却；室外热交换器，该室外热交换器设于车室外，并使制冷剂散热或吸热；以及控制元件，上述车用空调装置利用上述控制元件至少执行制热模式，在该制热模式下，使从压缩机排出的制冷剂在散热器中散热，在将散热后的上述制冷剂减压后，在室外热交换器中进行吸热，其特征是，上述汽车空调装置包括辅助加热元件，该辅助加热元件用于对从空气流通管路供给至车室内的空气进行加热；控制元件根据所要求的散热器的制热能力即要求制热能力TGQ和上述散热器实际产生的实际制热能力Qhp，计算出辅助加热元件的要求制热能力TGQhtr，该辅助加热元件的要求制热能力TGQhtr用于补足实际制热能力Qhp相对于要求制热能力TGQ不足的部分，以执行由辅助加热元件进行的加热，因此，当散热器的实际制热能力Qhp不足时，利用辅助加热元件对供给至车室内的空气进行加热以补足制热能力，从而能够实现舒适的车室内制热。

[0027] 此外，在由散热器进行的制热能力不足的状况下，执行由辅助加热元件进行的加热，因此，能够最大程度地抑制伴随着由辅助加热单元进行的加热的效率下降。藉此，特别是在电动汽车中，能有效地抑制续航距离降低这样的不良情况。

[0028] 特别是，控制元件计算出由室外热交换器的结霜引起的实际制热能力Qhp的降低量ΔQhp，在辅助加热元件的要求制热能力TGQhtr上加上上述降低量ΔQhp来执行由辅助加热元件进行的加热，因此，当在室外热交换器上产生结霜而使实际制热能力Qhp降低时，上述降低量ΔQhp也能够通过辅助加热元件补足，从而能进一步提高舒适度。

[0029] 在这种情况下，控制元件根据室外热交换器的制冷剂蒸发温度TXO与无结霜时的上述室外热交换器的制冷剂蒸发温度TXObase间的差ΔTXO，计算出由室外热交换器的结霜引起的实际制热能力Qhp的降低量ΔQhp，因此，能高精度地计算出降低量ΔQhp，以准确地执行辅助加热元件的控制。

[0030] 此时，如技术方案2的发明那样，只要控制元件根据上述差ΔTXO计算出室外热交换器的结霜率，当上述结霜率达到规定值以上时，停止压缩机，并且根据要求制热能力TGQ来控制辅助加热元件，则能够从差ΔTXO来掌握结霜在室外热交换器上的进行程度，在进行了结霜的情况下，能够切换为仅由辅助加热元件进行的车室内制热。藉此，能防止室外热交换器的结霜进一步成长，或是一边促进结霜的融解，一边由辅助加热元件继续进行车室内的制热。

[0031] 此外，如技术方案3的发明那样，控制元件根据实际制热能力的降低量ΔQhp计算出室外热交换器的结霜率，当上述结霜率达到规定值以上时，停止压缩机，并且根据要求制热能力TGQ来对辅助加热元件进行控制，这样也可以从实际制热能力的降低量ΔQhp来掌握结霜在室外热交换器上的进行程度，在进行了结霜的情况下，能够切换为仅由辅助加热元件进行的车室内制热。藉此，能同样地防止室外热交换器的结霜进一步成长，或是一边促进结霜的融解，一边由辅助加热元件继续进行车室内的制热。

[0032] 此外，如技术方案4的发明那样，控制元件计算出散热器所能产生的最大制热能力Qhpmax，根据上述差ΔTXO计算出由室外热交换器的结霜引起的最大制热能力Qhpmax的降低量ΔQhpmax，并且根据上述最大制热能力的降低量ΔQhpmax计算出室外热交换器的结霜率，当上述结霜率达到规定值以上时，停止压缩机，此时，根据要求制热能力TGQ来对辅助加热元件进行控制，这样也可以从最大制热能力的降低量ΔQhpmax来掌握结霜在室外热交换器上的进行程度，在进行了结霜的情况下，能够切换为仅由辅助加热元件进行的车室内制热。藉此，能同样地防止室外热交换器的结霜进一步成长，或是一边促进结霜的融解，一边由辅助加热元件继续进行车室内的制热。

[0033] 此外，如技术方案5的发明那样，只要控制元件计算出散热器所能产生的最大制热能力Qhpmax，并根据上述差ΔTXO计算出由室外热交换器的结霜引起的最大制热能力Qhpmax的降低量ΔQhpmax，当上述降低量ΔQhpmax达到规定值以上时，停止压缩机，并且根据要求制热能力TGQ来对辅助加热元件进行控制，也可以从最大制热能力的降低量ΔQhpmax来直接判断结霜在室外热交换器上的进行程度，在进行了结霜的情况下，能够切换为仅由辅助加热元件进行的车室内制热。藉此，能同样地防止室外热交换器的结霜进一步成长，或是一边促进结霜的融解，一边由辅助加热元件继续进行车室内的制热。

[0034] 此外，如技术方案6的发明那样，当实际制热能力的降低量ΔQhp达到规定值以上时，控制元件使压缩机停止，根据要求制热能力TGQ来对辅助加热元件进行控制，这样也可以从实际制热能力的降低量ΔQhp来直接判断结霜在室外热交换器上的进行程度，在进行了结霜的情况下，能够切换为仅由辅助加热元件进行的车室内制热。藉此，能同样地防止室外热交换器的结霜进一步成长，或是一边促进结霜的融解，一边由辅助加热元件继续进行车室内的制热。

[0035] 在这种情况下，如技术方案7的发明那样，控制元件根据经过散热器的空气的风量Ga、外部气体温度Tam和压缩机的上限转速Ncmax计算出最大制热能力Qhpmax，并且根据风量Ga、外部气体温度Tam和压缩机的实际转速Nc计算出实际制热能力Qhp，藉此，能实现对由散热器进行的制热能力的判断以及准确地对伴随着由散热器进行的制热能力不足而产生的由辅助加热元件进行的加热。

[0036] 此时，如技术方案9的发明那样，当辅助加热元件相对于散热器和空气流通管路的空气的流动配置在上述散热器的上游侧时，控制元件考虑了散热器的吸入空气温度THin来计算出最大制热能力Qhpmax和实际制热能力Qhp，藉此，当通过辅助加热元件加热后的空气流入散热器时，考虑了随之产生的热量的变化量，来正确地计算出散热器的最大制热能力Qhpmax及实际制热能力Qhp。

[0037] 此外，如技术方案8的发明那样，控制元件根据经过散热器后的空气温度THout与上述散热器的吸入空气温度Thin间的差(THout-THin)、流入散热器的空气的比热Ca以及经过散热器的空气的风量Ga，计算出实际制热能力Qhp，这样也能准确地计算出散热器的实际制热能力Qhp，并控制由辅助加热元件进行的加热。

[0038] 此外，如技术方案10的发明那样，通过设置热介质循环回路，该热介质循环回路具有热介质－空气热交换器、电加热器和循环元件，在热介质循环回路中，利用循环元件使通过电加热器加热后的热介质循环至热介质－空气热交换器中，由热介质－空气热交换器构成辅助加热元件，藉此能实现电气安全的车室内制热。

[0039] 另一方面，如技术方案11的发明那样，只要由电加热器来构成辅助加热元件，则能够实现结构的简化。

[0040] 此外，如技术方案12的发明那样，将散热器设置在空气流通管路外，并且由热介质循环回路构成辅助加热元件，上述热介质循环回路具有与上述散热器进行热交换的热介质－制冷剂热交换器、设置于空气流通管路的热介质－空气热交换器、电加热器以及循环元件，在热介质循环回路中，利用循环元件使通过热介质－制冷剂热交换器和/或电加热器加热后的热介质循环至热介质－空气热交换器中。

附图说明

[0041] 图1是适用本发明的一实施方式的车用空调装置的结构图。

[0042] 图2是图1的车用空气调节装置的控制器的电路的框图。

[0043] 图3是对ΔTXO与系数KΔQ间的关系进行说明的图。

[0044] 图4是对ΔTXO与室外热交换器的结霜率间的关系进行说明的图。

[0045] 图5是对ΔQhpmax或ΔQhp与室外热交换器的结霜率间的关系进行说明的图。

[0046] 图6是适用本发明的另一实施方式的车用空调装置的结构图。

[0047] 图7是适用本发明的又一实施方式的车用空调装置的结构图。

[0048] 图8是适用本发明的再一实施方式的车用空调装置的结构图。

[0049] 图9是适用本发明的再一实施方式的车用空调装置的结构图。

[0050] 图10是适用本发明的再一实施方式的车用空调装置的结构图。

[0051] 图11是表示TXO或Ts与散热器的制热能力间的关系的图。

具体实施方式

[0052] 以下，基于附图，对本发明的实施方式进行详细说明。

[0053] 图1是表示本发明一实施例的车用空调装置1的结构图。适用本发明的实施例的车辆是没有装载发动机(内燃机)的电动汽车(EV)，其是通过利用蓄电池中储存的电力对行驶用的电动机进行驱动而行驶的(均未图示)，本发明的车用空调装置1也设置成通过蓄电池的电力进行驱动。即，实施例的车用空调装置1是在无法利用发动机废热进行制热的电动汽车中，利用使用制冷剂回路的热泵运转进行制热，并且有选择地执行除湿制热、制冷除湿、制冷等各运转模式。

[0054] 另外，作为车辆，不局限于电动汽车，本发明在同时具有发动机和行驶用的电动机的所谓混合动力汽车中也是有效的，另外，本发明还能适用于通过发动机行驶的通常的汽车，这点是不言自明的。

[0055] 实施例的车用空调装置1是进行电动汽车的车室内的空气调节(制热、制冷、除湿及换气)的装置，其是通过制冷剂配管13将电动式的压缩机2、散热器4、室外膨胀阀6、室外热交换器7、室内膨胀阀8、吸热器9、蒸发能力控制阀11及储罐12等依次连接，来构成制冷剂回路R，其中：上述电动式的压缩机2对制冷剂进行压缩；上述散热器4设置在用于对车室内空气进行通气循环的HVAC单元10的空气流通管路3内，并使从压缩机2排出的高温高压的制冷剂经由制冷剂配管13G流入，而使该制冷剂在车室内散热；上述室外膨胀阀6在制热时使制冷剂减压膨胀，且由电动阀构成；上述室外热交换器7以在制冷时起到散热器的作用且在制热时起到蒸发器的作用的方式在制冷剂与外部气体间进行热交换；室内膨胀阀8使制冷剂减压膨胀，且由电动阀构成；吸热器9，该吸热器9设置在空气流通管路3内，并在制冷时及除湿时使制冷剂从车室内外吸热；上述蒸发能力控制阀11对吸热器9中的蒸发能力进行调节。另外，在室外热交换器7上设置有室外送风机15。上述室外送风机15是通过将外部气体强制通风至室外热交换器7来使外部气体与制冷剂进行热交换的构件，藉此，形成为在停车时(即、车速VSP为0km/h)外部气体也会通风至室外热交换器7。

[0056] 此外，室外热交换器7在制冷剂下游侧依次具有接收干燥部14和过冷却部16，从室外热交换器7伸出的制冷剂配管13A经由在制冷时打开的电磁阀(开闭阀)17而与接收干燥部14连接，过冷却部16的出口经由止回阀18而与室内膨胀阀8连接。另外，接收干燥部14及过冷却部16在结构上构成室外热交换器7的一部分，在止回阀18中将靠室内膨胀阀8一侧设为正向。

[0057] 此外，止回阀18和室内膨胀阀8之间的制冷剂配管13B设置成与从位于吸热器9的出口侧的蒸发能力控制阀11伸出的制冷剂配管13C发生热交换的关系，由制冷剂配管13B和制冷剂配管13C构成内部热交换器19。藉此，设置成经过制冷剂配管13B流入室内膨胀阀8的制冷剂从吸热器9流出，并被经过蒸发能力控制阀11的低温的制冷剂冷却(过冷却)的结构。

[0058] 此外，从室外热交换器7伸出的制冷剂配管13A发生分岔，上述分岔后的制冷剂配管13D经过在制热时打开的电磁阀(开闭阀)21而与位于内部热交换器19的下游侧的制冷剂配管13C连通连接。另外，散热器4的出口侧的制冷剂配管13E在室外膨胀阀6前方发生分岔，上述分岔后的制冷剂配管13F经由在除湿时打开的电磁阀(开闭阀)22而与位于止回阀18的下游侧的制冷剂配管13B连通连接。

[0059] 此外，在室外膨胀阀6上并联地连接有旁通配管13J，在该旁通配管13J中夹设有电磁阀(开闭阀)20，该电磁阀(开闭阀)20在制冷模式下打开，并用于使制冷剂绕过膨胀阀6而流过上述旁通配管13J。另外，将上述室外膨胀阀6及电磁阀20与室外热交换器7间的配管设为符号13I。

[0060] 此外，在位于吸热器9的空气上游侧的空气流通管路3上形成有外部气体吸入口和内部气体吸入口的各吸入口(在图1中用吸入口25来代表性地示出)，在上述吸入口25中设置有吸入切换挡板(日文：吸込切換ダンパ)26，该吸入切换挡板26能将导入空气流通管路3内的空气切换成车室内的空气即内部气体(内部气体循环模式)和车室外的空气即外部气体(外部气体导入模式)。另外，在上述吸入切换挡板26的空气下游侧设置有用于将导入的内部气体或外部气体输送至空气流通管路3的室内送风机(鼓风扇)27。

[0061] 此外，在图1中，符号23表示设置在实施例的车用空调装置1中的热介质循环回路。上述热介质循环回路23包括：循环泵30，该循环泵30构成循环元件；热介质加热电加热器(在图中用ECH表示)35；以及热介质－空气热交换器40(本发明中的辅助加热元件)，该热介质－空气热交换器40相对于空气流通管路3的空气流动设置在位于散热器4的空气下游侧的空气流通管路3内，上述循环泵30、热介质加热电加热器35及热介质－空气热交换器40通过热介质配管23A依次呈环状连接。另外，作为在上述热介质循环回路23内循环的热介质，例如采用水、HFO－1234yf这样的制冷剂、冷却液等。

[0062] 此外，构成为当循环泵30运转，并对热介质加热电加热器35通电而发热时，被上述热介质加热电加热器35加热后的热介质在热介质－空气热交换器40中循环。即，上述热介质循环回路23的热介质－空气热交换器40是所谓的加热芯，对车室内的制热进行补充。通过采用上述热介质循环回路23，从而能提高乘坐者的电安全性。

[0063] 此外，在位于散热器4的空气上游侧的空气流通路3内设置有空气混合挡板28，该空气混合挡板28对内部空气或外部空气向散热器4的流通程度进行调节。另外，在位于散热器4的空气下游侧的空气流通管路3上形成有吹脚(日文：フット)、自然风(日文：ベント)、前挡风除雾(日文：デフ)的各吹出口(在图1中代表性地用吹出口29示出)，在上述吹出口29上设置有对空气从上述各吹出口的吹出进行切换控制的吹出口切换挡板31。

[0064] 接着，在图3中，符号32是由微型计算机构成的作为控制元件的控制器(ECU)，上述控制器32的输入端与外部气体温度传感器33、外部气体湿度传感器34、HVAC吸入温度传感器36、内部气体温度传感器37、内部气体湿度传感器38、室内CO2浓度传感器39、吹出温度传感器41、排出压力传感器42、排出温度传感器43、吸入压力传感器44、散热器温度传感器46、散热器压力传感器47、吸热器温度传感器48、吸热器压力传感器49、例如光传感器式的日照传感器51、车速传感器52、空气调节(空调)操作部53、室外热交换器温度传感器54、室外热交换器压力传感器56的各输出端连接，其中：上述外部气体温度传感器33对车辆的外部气体温度进行检测；上述外部气体湿度传感器34对车辆的外部气体湿度进行检测；上述HVAC吸入温度传感器36对从吸入口25吸入空气流通管路3的空气的温度进行检测；上述内部气体温度传感器37对车室内的空气(内部气体)的温度进行检测；上述内部气体湿度传感器38对车室内的空气的湿度进行检测；上述室内CO2浓度传感器39对车室内的二氧化碳浓度进行检测；上述吹出温度传感器41对从吹出口29吹出至车室内的空气的温度进行检测；上述排出压力传感器42对压缩机2的排出制冷剂压力进行检测；上述排出温度传感器43对压缩机2的排出制冷剂温度进行检测；上述吸入压力传感器44对压缩机2的吸入制冷剂压力进行检测；上述散热器温度传感器46对散热器4的温度(经过散热器4的空气的温度、或散热器4自身的温度)进行检测；上述散热器压力传感器47对散热器4的制冷剂压力(散热器4内或刚从散热器4流出后的制冷剂的压力)进行检测；上述吸热器温度传感器48对吸热器9的温度(经过吸热器9的空气的温度、或吸热器9自身的温度)进行检测；上述吸热器压力传感器49对吸热器9的制冷剂压力(吸热器9内或刚从吸热器9流出的制冷剂的压力)进行检测；上述日照传感器51用于对照向车室内的日照量进行检测；上述车速传感器52用于对车辆的移动速度(车速)进行检测；上述空气调节(空调)操作部53用于对设定温度及运转模式的切换进行设定；上述室外热交换器温度传感器54对室外热交换器7的温度(刚从室外热交换器7流出的制冷剂的温度或室外热交换器7自身的温度)进行检测；上述室外热交换器压力传感器56对室外热交换器7的制冷剂压力(室外热交换器7内的制冷剂的压力、或刚从室外热交换器7流出的制冷剂的压力)进行检测。

[0065] 此外，在控制器32的输入端也还与热介质加热电加热器温度传感器50和热介质－空气热交换器温度传感器55的各输出端连接，其中：上述热介质加热电加热器温度传感器50对热介质循环回路23的热介质加热电加热器35的温度(刚在热介质加热电加热器35中加热后的热介质的温度、或内置在热介质加热电加热器35中的未图示的电加热器自身的温度)进行检测；上述热介质－空气热交换器温度传感器55对热介质－空气热交换器40的温度(经过热介质－空气热交换器40的空气的温度、或热介质－空气热交换器40自身的温度)进行检测。

[0066] 另一方面，控制器32的输出端与上述压缩机2、室外送风机15、室内送风机(鼓风扇)27、吸入切换挡板26、空气混合挡板28、吹出口切换挡板31、室外膨胀阀6、室内膨胀阀8、各电磁阀22、17、21、20、循环泵30、热介质加热电加热器35、蒸发能力控制阀11连接。此外，控制器32基于各传感器的输出和在空调操作部53中输入的设定，对上述构件进行控制。

[0067] 根据以上结构，接着对实施例的车用空气调节装置1的动作进行说明。在实施例中，控制器32粗分的话能切换执行制热模式、除湿制热模式、内部循环模式、除湿制冷模式、制冷模式的各运转模式。首先，对各运转模式中的制冷剂的流动进行说明。

[0068] (1)制热模式的制冷剂的流动

[0069] 当通过控制器32或通过对空气调节操作部53的手动操作选择制热模式时，控制器32将电磁阀21打开，将电磁阀17、电磁阀22及电磁阀20关闭。接着，使压缩机2及各送风机
15、27运转，空气混合挡板28设置成使从室内送风机27吹出的空气通风至散热器4及热介质－空气热交换器40的状态。藉此，从压缩机2排出的高温高压的气体制冷剂流入散热器4。
由于在散热器4中通有空气流通管路3内的空气，因此，空气流通管路3内的空气被散热器4内的高温制冷剂加热，另一方面，散热器4内的制冷剂被空气夺取热量而被冷却并冷凝液化。

[0070] 在散热器4内液化后的制冷剂在从散热器4流出后，经过制冷剂配管13E流动至室外膨胀阀6。另外，有关热介质循环回路23的动作及作用将在后文进行说明。流入室外膨胀阀6的制冷剂在其中被减压后，流入室外热交换器7。流入室外热交换器7的制冷剂发生蒸发，通过行驶或是从利用室外送风机15送来的外部空气中吸取热量。即，制冷剂回路R成为热泵(在附图中以HP表示)。接着，从室外热交换器7中流出的低温的制冷剂经过制冷剂配管13A、电磁阀21及制冷剂配管13D，而从制冷剂配管13C流入储罐12，然后在进行气液分离后，气体制冷剂被吸入到压缩机2，并且反复进行上述循环。由于在散热器4中加热后的空气经由热介质－空气热交换器40从吹出口29吹出，藉此，进行车室内的制热。

[0071] 控制器32基于排出压力传感器42或散热器压力传感器47所检测出的制冷剂回路R的高压压力来对压缩机2的转速进行控制，并且基于散热器温度传感器46所检测出的散热器4的温度及散热器压力传感器47所检测出的散热器4的制冷剂压力来对室外膨胀阀6的阀开度进行控制，并对散热器4的出口处的制冷剂的过冷却度进行控制。

[0072] (2)除湿制热模式的制冷剂的流动

[0073] 接着，在除湿制热模式下，控制器32在上述制热模式的状态下将电磁阀22打开。藉此，经过散热器4在制冷剂配管13E中流动的冷凝制冷剂的一部分被分流，经过电磁阀22并从制冷剂配管13F及13B经由内部热交换器19流动至室内膨胀阀8。制冷剂在室内膨胀阀8中被减压后，流入吸热器9而发生蒸发。由于利用此时的吸热作用使从室内送风机27吹出的空气中的水分凝结并附着在吸热器9上，因此，空气被冷却，且被除湿。

[0074] 在吸热器9中蒸发后的制冷剂在经过蒸发能力控制阀11、内部热交换器19并通过制冷剂配管13C与来自制冷剂配管13D的制冷剂合流后，经过储罐12被吸入至压缩机2，并且反复进行上述循环。在吸热器9中除湿后的空气由于在经过散热器4的过程中被再加热，藉此，进行车室内的除湿制热。控制器32基于排出压力传感器42或散热器压力传感器47所检测出的制冷剂回路R的高压压力来对压缩机2的转速进行控制，并且基于吸热器温度传感器48所检测出的吸热器9的温度来对室外膨胀阀6的阀开度进行控制。

[0075] (3)内部循环模式的制冷剂的流动

[0076] 接着，在内部循环模式中，控制器32在上述除湿制热模式的状态下将室外膨胀阀6设置为全关(全关位置)，并且也关闭电磁阀20、21。通过关闭该室外膨胀阀6和电磁阀20、21，从而阻止制冷剂向室外热交换器7的流入以及制冷剂从室外热交换器7的流出，因此，经过散热器4而在制冷剂配管13E中流动的冷凝制冷剂经过电磁阀22全部流动至制冷剂配管
13F。接着，在制冷剂配管13F中流动的制冷剂从制冷剂配管13B开始，经过内部热交换器19流入室内膨胀阀8。制冷剂在室内膨胀阀8中被减压后，流入吸热器9而发生蒸发。由于利用此时的吸热作用使从室内送风机27吹出的空气中的水分凝结并附着在吸热器9上，因此，空气被冷却，且被除湿。

[0077] 在吸热器9中蒸发后的制冷剂在经过蒸发能力控制阀11、内部热交换器19后在制冷剂配管13C中流动，经过储罐12被吸入至压缩机2，并且反复进行上述循环。由于在吸热器9中除湿后的空气在通过散热器4的过程中被再次加热，由此进行车室内的除湿制热，但是由于在上述内部循环模式下，使制冷剂在处于室内侧的空气流通管路3内的散热器4(散热)与吸热器9(吸热)之间循环，因此，不从外部气体汲取热，而发挥与压缩机2的消耗动力相当的制热能力。由于制冷剂全部在发挥除湿作用的吸热器9中流动，因此，当与上述除湿制热模式进行比较时，除湿能力较高，但是制热能力降低。

[0078] 控制器32基于吸热器9的温度或上述制冷剂回路R的高压压力来对压缩机2的转速进行控制。此时，控制器32选择通过吸热器9的温度获得的或是通过高压压力获得的从多个运算中得到的压缩机目标转速中的较低的压缩机目标转速，来对压缩机2进行控制。

[0079] (4)除湿制冷模式的制冷剂的流动

[0080] 接着，在除湿制冷模式中，控制器32将电磁阀17打开，并将电磁阀21、电磁阀22及电磁阀20关闭。接着，使压缩机2及各送风机15、27运转，空气混合挡板28设置成使从室内送风机27吹出的空气通风至散热器4及热介质－空气热交换器40的状态。藉此，从压缩机2排出的高温高压的气体制冷剂流入散热器4。由于在散热器4中通有空气流通管路3内的空气，因此，空气流通管路3内的空气被散热器4内的高温制冷剂加热，另一方面，散热器4内的制冷剂被空气夺取热量而被冷却并冷凝液化。

[0081] 从散热器4流出的制冷剂经过制冷剂配管13E流动至室外膨胀阀6，经过以稍许打开的方式控制的室外膨胀阀6而流入室外热交换器7。流入室外热交换器7的制冷剂然后通过行驶或是利用室外送风机15送来的外部气体进行空气冷却，并散热冷凝。从室外热交换器7流出的制冷剂从制冷剂配管13A经过电磁阀17依次流入接收干燥部14、过冷却部16。在此，制冷剂被过冷却。

[0082] 从室外热交换器7的过冷却部16流出的制冷剂经过止回阀18流入制冷剂配管13B，并经由内部热交换器19流动至室内膨胀阀8。制冷剂在室内膨胀阀8中被减压后，流入吸热器9而发生蒸发。由于利用此时的吸热作用使从室内送风机27吹出的空气中的水分凝结并附着在吸热器9上，因此，空气被冷却，且被除湿。

[0083] 在吸热器9中蒸发后的制冷剂在经过蒸发能力控制阀11、内部热交换器19后经由制冷剂配管13C流动至储罐12，并经过储罐12被吸入至压缩机2，并且反复进行上述循环。在吸热器9中冷却且除湿后的空气在经过散热器4的过程中被再加热(散热能力比制热时低)，藉此，进行车室内的除湿制冷。控制器32基于吸热器温度传感器48所检测出的吸热器9的温度来对压缩机2的转速进行控制，并且基于上述制冷剂回路R的高压压力来对室外膨胀阀6的阀开度进行控制，以对散热器4的制冷剂压力(散热器压力Pci)进行控制。

[0084] (5)制冷模式的制冷剂的流动

[0085] 接着，在制冷模式下，控制器32在上述除湿制冷模式的状态下将电磁阀20打开(在这种情况下，室外膨胀阀6也可以是包括全开(将阀开度控制到上限)在内的任意阀开度)，空气混合挡板28设置成空气不会通风至散热器4及热介质－空气热交换器40的状态。藉此，从压缩机2排出的高温高压的气体制冷剂流入散热器4。由于在散热器4中没有通有空气流通管路3内的空气，因此，在此制冷剂仅是流过散热器4，从散热器4流出的制冷剂经过制冷剂配管13E流动至电磁阀20及室外膨胀阀6。

[0086] 此时，由于电磁阀20是打开着的，因此，制冷剂绕过室外膨胀阀6流过旁通配管13J，直接流入室外热交换器7，然后通过行驶或是利用由室外送风机15送来的外部气体进行空气冷却，并冷凝液化。从室外热交换器7流出的制冷剂从制冷剂配管13A经过电磁阀17依次流入接收干燥部14、过冷却部16。在此，制冷剂被过冷却。

[0087] 从室外热交换器7的过冷却部16流出的制冷剂经过止回阀18流入制冷剂配管13B，并经由内部热交换器19流动至室内膨胀阀8。制冷剂在室内膨胀阀8中被减压后，流入吸热器9而发生蒸发。由于利用此时的吸热作用使从室内送风机27吹出的空气中的水分凝结并附着在吸热器9上，因此，空气被冷却。

[0088] 在吸热器9中蒸发后的制冷剂在经过蒸发能力控制阀11、内部热交换器19后经由制冷剂配管13C流动至储罐12，并经过储罐12被吸入至压缩机2，并且反复进行上述循环。在吸热器9中冷却、除湿后的空气不流过散热器4，而是从吹出口29吹出至车室内，藉此进行车室内的制冷。在该制冷模式下，控制器32基于吸热器温度传感器48所检测出的吸热器9的温度来对压缩机2的转速进行控制。

[0089] (6)制热模式及在该制热模式下利用热介质循环回路进行的辅助加热[0090] 接着，对上述制热模式下的压缩机2及室外膨胀阀6的控制及在该制热模式下利用热介质循环回路23进行的辅助加热进行说明。

[0091] (6－1)压缩机及室外膨胀阀的控制

[0092] 控制器32从下式(I)计算出目标吹出温度TAO。上述目标吹出温度TAO是从吹出口29吹出至车室内的空气温度的目标值。

[0093] TAO＝(Tset－Tin)×K+Tbal(f(Tset、SUN、Tam))··(I)

[0094] 在此，Tset是在空气调节操作部53中设定的车室内的设定温度，Tin是内部气体温度传感器37所检测出的车室内空气的温度，K是系数，Tbal是从设定温度Tset、日照传感器51所检测出的日照量SUN、外部气体温度传感器33所检测出的外部气体温度Tam计算出的平衡值。此外，一般来说，外部气体温度Tam越低，上述目标吹出温度TAO越高，伴随着外部气体温度Tam上升，上述目标吹出温度TAO降低。

[0095] 控制器32从上述目标吹出温度TAO计算出目标散热器温度TCO，接着，基于上述目标散热器温度TCO，计算出目标散热器压力PCO。接着，基于上述目标散热器压力PCO和散热器压力传感器47所检测出的散热器4的制冷剂压力(散热器压力)Pci，控制器32计算出压缩机2的转速Nc，并以该转速Nc使压缩机2运转。即，控制器32根据压缩机2的转速Nc对散热器4的制冷剂压力Pci进行控制。

[0096] 此外，控制器32基于目标吹出温度TAO计算出散热器4的目标散热器过冷却度TGSC。另一方面，散热器32基于散热器压力Pci和散热器温度传感器46所检测出的散热器4的温度(散热器温度Tci)，计算出散热器4中的制冷剂的过冷却度(散热器过冷却度SC)。接着，基于上述散热器过冷却度SC和目标散热器过冷却度TGSC，计算出室外膨胀阀6的目标阀开度(目标室外膨胀阀开度TGECCV)。然后，控制器32将室外膨胀阀6的阀开度控制成上述目标室外膨胀阀开度TGECCV。

[0097] 控制器32朝目标吹出温度TAO越高、越是提高目标散热器过冷却度TGSC的方向进行运算，但不局限于此，也可以基于后述的要求制热能力TGQ与最大制热能力Qhpmax间的差(能力差)及散热器压力Pci、目标散热器压力PCO与散热器压力Pci间的差(压力差)来进行计算。在这种情况下，能力差越小、压力差越小、室内送风机27的风量越小或是散热器压力Pci越小，则控制器32越是降低目标散热器过冷却度TGSC。

[0098] (6-2)热介质循环回路的控制1

[0099] 此外，当在上述制热模式下判断为由散热器4进行的制热能力不足时，控制器32通过对热介质加热电加热器35通电来使其发热，并使循环泵30运转，从而执行利用热介质循环回路23的热介质－空气热交换器40进行的加热。

[0100] 当使热介质循环回路23的循环泵30运转，并对热介质加热电加热器35通电时，如上所述，由于通过热介质加热电加热器35加热后的热介质(高温的热介质)会在热介质－空气热交换器40中循环，因此，对经过空气流通管路3的散热器4的空气进行加热。因而，在制热模式下，从热介质－空气热交换器40排出且从吹出口29吹出的空气的温度的目标值为目标散热器温度TCO。

[0101] 接着，对制热模式下的热介质循环回路23的控制进行说明。控制器32使用式(II)、式(III)、式(IV)计算出所要求的散热器4的制热能力即要求制热能力TGQ(kW)、散热器4所能产生的最大制热能力Qhpmax(kW)和散热器4实际产生的实际制热能力Qhp(kW)。最大制热能力Qhpmax是在此时的外部气体温度Tam下，散热器4所能产生的最大的制热能力的预测值(即，热泵的推定最大制热能力)。此外，实际制热能力Qhp是在此时的外部气体温度Tam和压缩机2的转速Nc下，散热器4实际产生的制热能力的预测值。

[0102] TGQ＝(TCO－Te)×Ca×ρ×Qair··(II)

[0103] Qhpmax＝kQhpest1×Ga+kQhpest2×Tam+kQhpest3×Ncmax+kQhpest4··(III)[0104] Qhp＝kQhpest1×Ga+kQhpest2×Tam+kQhpest3×Nc+kQhpest4··(IV)

[0105] 此外，Te是吸热器温度传感器48所检测出的吸热器9的温度，Ca是流入散热器4的3 3
空气的比热[kj/m·K]，ρ是流入散热器4的空气的密度(比体积)[kg/m]，Qair是经过散热器4的风量[m3/h](从室内送风机27的鼓风电压BLV等推定)，Ga是经过散热器4的空气的风量(m3/s)，Ncmax是压缩机2的上限转速，Nc是压缩机2的转速(实际转速)。此外，式(III)、式(IV)中的kQhpest1、kQhpest2、kQhpest3、kQhpest4是通过实测预先得到的系数。

[0106] 接着，控制器32使用式(V)计算出要求制热能力TGQ与散热器4的最大制热能力Qhpmax间的差，以此计算出热介质循环回路23(包含辅助加热元件，即热介质－空气热交换器40，下同)的要求制热能力的推定值TGQhtr0。此外，控制器32使用式(VI)计算出散热器4的最大制热能力Qhpmax与实际制热能力Qhp间的差，并计算出热介质循环回路23的要求制热能力的修正值TGQhtrh。

[0107] TGQhtr0＝TGQ－Qhpmax··(V)

[0108] TGQhtrh＝Qhpmax－Qhp··(VI)

[0109] 接着，控制器32通过式(VII)在要求制热能力的推测值TGQhtr0上加上修正值TGQhtrh，从而计算出热介质循环回路23的要求制热能力TGQhtr。

[0110] TGQhtr＝TGQthr0+TGQhtrh··(VII)

[0111] 该式(VII)的右边是式(V)的右边和式(VI)的右边之和，因此，要求制热能力TGQhtr是散热器4的要求制热能力TGQ与散热器4的实际制热能力Qhp间的差(TGQ－Qhp)。上述散热器4的要求制热能力TGQ与实际制热能力Qhp间的差(TGQ－Qhp)是实际制热能力Qhp相对于散热器4的要求制热能力TGQ不足的部分，控制器32首先计算出热介质循环回路23的要求制热能力TGQhtr，以作为实际制热能力Qhp进行补足的制热能力。

[0112] 接着，控制器32根据室外热交换器温度传感器54得到的室外热交换器7的当前的制冷剂蒸发温度TXO、在外部气体为低湿环境且在室外热交换器7上没有结霜的无结霜时的上述室外热交换器7的制冷剂蒸发温度TXObase，来计算出由室外热交换器7的结霜引起的散热器4的实际制热能力Qhp的降低量ΔQhp和最大制热能力Qhpmax的降低量ΔQhpmax。这种情况下的控制器32使用下式(VIII)来确定无结霜时的室外热交换器7的制冷剂蒸发温度TXObase。

[0113] TXObase＝f(Tam、Nc、BLV、VSP)

[0114] ＝k5×Tam+k6×Nc+k7×BLV+k8×VSP··(VIII)

[0115] 在此，式(VIII)的参数中的Tam与上述同样地是从外部气体温度传感器33获得的外部气体温度，Nc是压缩机2的转速，BLV是室内送风机27的鼓风电压，VSP是从车速传感器52获得的车速，k5～k8是系数，预先通过实验求得。

[0116] 在这种情况下，具有外部气体温度Tam(室外热交换器7的吸入空气温度)越低、则TXObase越低的趋势。因而，系数k5为正值。此外，具有压缩机2的转速Nc越高(制冷剂流量越多)、则TXObase越低的趋势。因而，系数k6为负值。此外，具有鼓风电压BLV越高(散热器4的经过风量越大)、则TXObase越低的趋势。因而，系数k7为负值。此外，具有车速VSP越低(室外热交换器7的经过风速越低)、则TXObase越低的趋势。因而，系数k8为正值。

[0117] 接着，控制器32计算出通过将当前的各参数的值代入式(VIII)而得到的无结霜时的制冷剂蒸发温度TXObase与当前的制冷剂蒸发温度TXO间的差ΔTXO(ΔTXO＝TXObase－TXO)，使用与上述差ΔTXO相关的系数KΔQ，如式(IX)和式(X)那样，计算出因室外热交换器7的结霜而降低的散热器4的制热能力Qhph和降低的最大制热能力Qhpmaxh。

[0118] Qhph＝KΔQ×Qhp··(IX)

[0119] Qhpmaxh＝KΔQ×Qhpmax··(X)

[0120] 在此，上述差ΔTXO与系数KΔQ间的关系示于图3。由于随着结霜在室外热交换器7上的进行，使得制冷剂蒸发温度TXO降低，因此，差ΔTXO越大，则室外热交换器7的结霜率越大，散热器4的制热能力越是降低。图3示出的差ΔTXO和系数KΔQ的关系通过实测而预先求得，差ΔTXO越大，即室外热交换器7的结霜率越大，则系数KΔQ越小，Qhph及Qhpmaxh也越小。

[0121] 此外，使用式(XI)和式(XII)，计算出因室外热交换器7的结霜引起的散热器4的实际制热能力Qhp的降低量ΔQhp和最大制热能力Qhpmax的降低量ΔQhpmax。

[0122] ΔQhp＝Qhp－Qhph··(XI)

[0123] ΔQhpmax＝Qhpmax－Qhpmaxh··(XII)

[0124] 如上所述，因室外热交换器7的结霜，而使散热器4的实际制热能力Qhp降低。因而，在室外热交换器7上发生结霜时，即使利用如上所述从式(VII)得到的TGQhtr＝TGQ－Qhp来控制由热介质循环回路23进行的加热，上述降低量ΔQhp部分的制热能力也会不足。

[0125] 因而，控制器32对TGQhtr进行修正，并对热介质循环回路23向热介质加热电加热器35的通电以及循环泵30的运转进行控制，从而将散热器4的制热能力的降低量ΔQhp与由上述式(VII)计算出的热介质循环回路23的要求制热能力TGQgtr相加，来使热介质－空气热交换器40(辅助加热元件)的制热能力达到(TGQhtr+ΔQhp)。

[0126] 这样，根据本发明，当散热器4的实际制热能力Qhp相对于散热器4的要求制热能力TGQ不足时，能够通过热介质循环回路23的热介质－空气热交换器40对供给至车室内的空气进行加热来补足制热能力，从而能实现舒适的车室内制热。

[0127] 此外，在由散热器4进行的制热能力不足的状况下，执行由热介质循环回路23的热介质－空气热交换器40进行的加热，因此，能够最大程度地抑制伴随着由热介质循环回路23进行的加热而产生的效率下降。藉此，特别是在电动汽车中，能有效地抑制续航距离降低这样的不良情况。

[0128] 特别是，控制器32计算出由室外热交换器7的结霜引起的实际制热能力Qhp的降低量ΔQhp，在热介质循环回路23的要求制热能力TGQhtr上加上降低量ΔQhp来执行由热介质循环回路23的热介质－空气热交换器40进行的加热，因此，当在室外热交换器7上产生结霜而使实际制热能力Qhp降低时，上述降低量ΔQhp也能够通过热介质循环回路23进行补足，从而能进一步提高舒适度。

[0129] 在这种情况下，控制器32根据室外热交换器7的制冷剂蒸发温度TXO与无结霜时的上述室外热交换器7的制冷剂蒸发温度TXObase间的差ΔTXO，来计算出由室外热交换器7的结霜引起的实际制热能力Qhp的降低量ΔQhp，因此，能高精度地计算出降低量ΔQhp，以准确地执行热介质循环回路23的控制。

[0130] 此外，在上述实施例的式(IV)中，根据经过散热器4的空气的风量Ga、外部气体温度Tam及压缩机2的转速(实际转速)Nc计算出散热器4实际产生的制热能力的预测值、即实际制热能力Qhp，但也可以使用下述式(XIII)来计算实际制热能力Qhp。

[0131] Qhp＝(THout－THin)×Ca×Ga··(XIII)

[0132] 此外，THout是经过散热器4之后的空气温度(℃)，THin是经过散热器4之前的空气温度、即散热器4的吸入空气温度(℃)。它们的差(THout－THin)是通过经过散热器4而产生的空气温度的上升，通过将上述差与比热Ca和风量Ga相乘，也能计算出散热器4的实际制热能力Qhp。

[0133] (6-3)热介质循环回路的控制2

[0134] 在此，当室外热交换器7的结霜增大时，即使使制冷剂回路R的压缩机2运转，也无法进行来自外部气体的吸热(热泵)，并且运转效率也显著降低。因而，控制器32根据上述无结霜时的室外热交换器7的制冷剂蒸发温度TXObase与当前的制冷剂蒸发温度TXO间的差ΔTXO(ΔTXO＝TXObase－TXO)，来计算出室外热交换器7的结霜率，当该结霜率达到规定值以上时，停止制冷剂回路R的压缩机2。

[0135] 图4表示根据上述差ΔTXO判断室外热交换器7的结霜率时的差ΔTXO与结霜率间的关系。控制器32在差ΔTXO为0时判断为结霜率0。随着差ΔTXO从上述状态开始上升至10(度)，结霜率以规定的倾斜角度上升至100％。在实施例中，当结霜率达到规定值(例如100％)时，控制器32使压缩机2停止。接着，运转热介质加热电加热器35及循环泵30，以使热介质循环回路23的热介质－空气热交换器40产生要求制热能力TGQ(TGQhtr＝TGQ)。

[0136] 接着，在ΔTXO降低而低于9(度)时，随着从此时开始降低至－1(度)，结霜率也以规定的倾斜角度降低至0(滞后1度)在结霜率低于规定值(例如100％)时，控制器32解除压缩机2的启动禁止，再次返回至由制冷剂回路R的散热器4和热介质循环回路23进行制热的制热模式。

[0137] 这样，根据差ΔTXO来掌握结霜在室外热交换器7上的进行程度，当进行了结霜时，切换为仅由热介质循环回路23的热介质－空气热交换器40进行的车室内制热，因此，能防止制冷剂回路R的室外热交换器7的结霜进一步成长，或是能一边促进结霜的融解，一边由热介质循环回路23继续进行车室内的制热。

[0138] (6-4)热介质循环回路的控制3

[0139] 接着，图5示出了上述压缩机2的停止控制的另一示例。在上述实施例(6-3)中，通过差ΔTXO计算出室外热交换器7的结霜率，但并不限定于此，也可以根据上述散热器4的最大制热能力Qhpmax的降低量ΔQhpmax、或是实际制热能力Qhp的降低量ΔQhp计算出室外热交换器7的结霜率，当该结霜率达到规定值以上时，停止制冷剂回路R的压缩机2。

[0140] 图5示出了根据上述降低量ΔQhpmax、ΔQhp对室外热交换器7的结霜率进行判断时的降低量ΔQhpmax、ΔQhp与结霜率间的关系。控制器32在将降低量ΔQhpmax、ΔQhp为0时判断为结霜率0。随着降低量ΔQhpmax、ΔQhp从上述状态开始上升至1000(W)，结霜率以规定的倾斜角度上升至100％。在实施例中，当结霜率达到规定值(例如100％)时，控制器32使压缩机2停止。接着，运转热介质加热电加热器35及循环泵30，以使热介质循环回路23的热介质－空气热交换器40产生要求制热能力TGQ。

[0141] 接着，在降低量ΔQhpmax、ΔQhp降低而低于900(W)时，随着从此时开始降低至－100(W)，结霜率也以规定的倾斜角度降低至0(滞后100W)在结霜率低于规定值(例如100％)时，控制器32解除压缩机2的启动禁止，再次返回至由制冷剂回路R的散热器4和热介质循环回路23进行制热的制热模式。

[0142] 这样，根据散热器4的最大制热能力Qhpmax的降低量ΔQhpmax、实际制热能力Qhp的降低量ΔQhp来掌握在结霜在室外热交换器7上的进行程度，当进行了结霜时，切换为仅由热介质循环回路23的热介质－空气热交换器40进行的车室内制热，因此，能防止制冷剂回路R的室外热交换器7的结霜进一步成长，或是能一边促进结霜的融解，一边由热介质循环回路23继续进行车室内的制热。

[0143] (6-5)热介质循环回路的控制4

[0144] 此外，在上述各实施例中，根据差ΔTXO及散热器4的最大制热能力Qhpmax的降低量ΔQhpmax、实际制热能力Qhp的降低量ΔQhp对室外热交换器7的结霜率进行推断，以使压缩机2停止，但并不限定于此，也可以根据散热器4的最大制热能力Qhpmax的降低量ΔQhpmax、实际制热能力Qhp的降低量ΔQhp来直接判断室外热交换器7的结霜程度，当各降低量ΔQhpmax或ΔQhp达到规定值以上时，判断为室外热交换器7已进行了结霜，从而使压缩机2停止。

[0145] (7)另一结构例1

[0146] 接着，图6示出了本发明的车用空调装置1的另一结构图。在本实施例中，在室外热交换器7上没有设置接收干燥部14和过冷却部16，从室外热交换器7伸出的制冷剂配管13A经由电磁阀17和止回阀18而与制冷剂配管13B连接。此外，从制冷剂配管13A分岔出的制冷剂配管13D同样地经由电磁阀21而与位于内部热交换器19下游侧的制冷剂配管13C连接。

[0147] 其它与图1的例子相同。这样，本发明在采用不具有接收干燥部14和过冷却部16的室外热交换器7的制冷剂回路R的车用空调装置1中也是有效的。

[0148] (8)另一结构例2

[0149] 接着，图7示出了本发明的车用空调装置1的又一结构图。在这种情况下，将图6的热介质循环回路23替换为电加热器73。在上述热介质循环回路23的情况下，将热介质加热电加热器35设置在空气流通管路3外的车室外，因此，电安全性得到确保，但是结构变得复杂。

[0150] 另一方面，如图7那样，若将电加热器73设置在空气流通管路3中，则结构会明显简化。在这种情况下，电加热器73成为辅助加热元件，能通过控制器32实施上述控制。此外，本发明在采用了这样的电加热器73的制冷剂回路R的车用空调装置1中也是有效的。

[0151] (9)另一结构例3

[0152] 接着，图8示出了本发明的车用空调装置1的再一结构图。另外，本实施例的制冷剂回路R与图6相同。但是，在这种情况下，热介质循环回路23的热介质－空气热交换器40相对于空气流通管路3的空气流动配置于散热器4的上游侧且配置于空气混合挡板28的下游侧。其它结构与图6相同。

[0153] 在这种情况下，由于在空气流通管路3中热介质－空气热交换器40位于散热器4的上游侧，因此，在热介质循环回路23的动作过程中，空气在热介质－空气热交换器40中被加热后流入散热器4。这样，本发明在将热介质－空气热交换器40配置于散热器4的上游侧的车用空调装置1中也是有效的，特别是，在这种情况下，不会再产生因热介质循环回路23内的热介质的温度较低而引起的问题。藉此，容易实现与散热器4的协同制热，但经过热介质－空气热交换器40的空气流入散热器4，因此，在上述散热器4的最大制热能力Qhpmax和实际制热能力Qhp的计算式(III)、(IV)中，加上使散热器4的吸入空气温度THin与规定的系数kOhpest5(也是根据实测预先得到的系数)相乘后的值。

[0154] 上述散热器4的吸入空气温度THin是热介质－空气热交换器温度传感器55检测出的经过热介质－空气热交换器40的空气的温度。这样，当热介质循环回路23的热介质－空气热交换器40相对于散热器4和空气流通管路3的空气的流动配置在该散热器4的上游侧时，控制器32考虑了散热器4的吸入空气温度THin来计算出最大制热能力Qhpmax和实际制热能力Qhp，从而当通过热介质－空气热交换器40加热后的空气流入散热器4时，能考虑了伴随而来的热量的变化量，正确地计算出散热器4的最大制热能力Qhpmax及实际制热能力Qhp。

[0155] (10)另一结构例4

[0156] 接着，图9示出了本发明的车用空调装置1的再一结构图。在这种情况下，将图8的热介质循环回路23替换为电加热器73。本发明在采用了这样的电加热器73的制冷剂回路R的车用空调装置1中也是有效的。

[0157] (11)另一结构例5

[0158] 接着，图10示出了本发明的车用空调装置1的再一结构图。本实施例的制冷剂回路R及热介质循环回路23(辅助加热元件)的配管结构与图1的情况基本相同，但散热器4并非设置于空气流通管路3，而是配置于空气流通管路3的外侧。对应地，此时的热介质－制冷剂热交换器74配置成与上述散热器4发生热交换关系。

[0159] 上述热介质－制冷剂热交换器74是连接至热介质循环回路23的位于循环泵30与热介质加热电加热器35之间的热介质配管23A的构件，热介质循环回路23的热介质－空气热交换器40设于空气流通管路3。利用上述结构，从循环泵30排出的热介质与在散热器4中流动的制冷剂发生热交换，并被该制冷剂加热，接着在被热介质加热电加热器35(被通电而发热的情况)加热后，通过在热介质－空气热交换器40中散热，从而对从空气流通管路3供给至车室内的空气进行加热。

[0160] 在这种结构的车用空调装置1中，也能在利用散热器4进行的制热能力不足的情况下，通过对热介质加热电加热器35通电以对在热介质配管23A内流动的热介质进行加热，来进行加热辅助，同时与如上所述将电加热器配置于空气流通管路3的情况相比，能实现电安全性更高的车室内制热。

[0161] 另外，在实施例中，将本发明适用于切换并执行制热模式、除湿制热模式、除湿制冷模式、制冷模式的各运转模式的车用空调装置1，但不局限于此，本发明在仅进行制热模式的车用空调装置中也是有效的。

[0162] 另外，在上述各实施例中说明的制冷剂回路R的结构及各数值不限定于此，能在不脱离本发明的宗旨的范围进行改变，这点是自不待言的。

[0163] 符号说明

[0164] 1 车用空调装置

[0165] 2 压缩机

[0166] 3 空气流通管路

[0167] 4 散热器

[0168] 6 室外膨胀阀

[0169] 7 室外热交换器

[0170] 8 室内膨胀阀

[0171] 9 吸热器

[0172] 11 蒸发能力控制阀

[0173] 17、20、21、22 电磁阀

[0174] 23 热介质循环回路(辅助加热元件)

[0175] 26 吸入切换挡板

[0176] 27 室内送风机(鼓风扇)

[0177] 28 空气混合挡板

[0178] 30 循环泵(循环元件)

[0179] 32 控制器(控制元件)

[0180] 35 热介质加热电加热器(电加热器)

[0181] 40 热介质-空气热交换器(辅助加热元件)

[0182] 70、74 热介质－制冷剂热交换器

[0183] 73 电加热器(辅助加热元件)

[0184] R 制冷剂回路。