JP6891711B2 - 複合型熱交換器 - Google Patents

Description

本発明は、複数の熱交換部を有する複合型熱交換器に関する。

従来、特許文献１に、車両用の複合型熱交換器として、第１流体（具体的には、冷凍サイクル装置の冷媒）、第２流体（具体的には、エンジン冷却水回路の冷却水）、および第３流体（具体的には、外気）の三種類の流体間で熱交換可能に構成された複合型熱交換器が開示されている。

この特許文献１の複合型熱交換器は、第１〜第３熱交換部の３つの熱交換部を有している。第１熱交換部は、冷凍サイクル装置の圧縮機から吐出された高圧冷媒と冷却水とを熱交換させて冷媒を冷却する水−冷媒熱交換部である。第２熱交換部は、冷却水と外気とを熱交換させて第１熱交換部へ供給される冷却水を冷却するラジエータ部である。第３熱交換部は、第１熱交換部から流出した冷媒と外気とを熱交換させて冷媒を冷却して凝縮させるコンデンサ部である。

さらに、特許文献１では、水−冷媒熱交換部として、いわゆる積層型の熱交換器構造のものを採用しており、ラジエータ部およびコンデンサ部として、いわゆるタンクアンドチューブ型の熱交換器構造のものを採用している。そして、比較的小型に形成される水−冷媒熱交換部を、外気の流れ方向から見たときにラジエータ部およびコンデンサ部のタンク部に重合配置している。

これにより、特許文献１の複合型熱交換器では、水−冷媒熱交換部が送風空気流れの妨げとなってラジエータ部およびコンデンサ部の有効熱交換面積を縮小させてしまうことを抑制しようとしている。そして、ラジエータ部およびコンデンサ部における冷却水および冷媒の冷却能力の低下を抑制しようとしている。

また、特許文献２には、車両用空調装置に適用された冷凍サイクル装置であって、運転モードに応じて冷媒回路を切り替え可能に構成された冷凍サイクル装置が開示されている。 この特許文献２の冷凍サイクル装置は、冷媒と空調対象空間へ送風される送風空気とを熱交換させる室内側熱交換器、および冷媒と外気とを熱交換させる室外側熱交換器の２つの熱交換器を有している。そして、運転モードに応じて２つの熱交換器における冷媒の流れ方向を逆転させて、２つの熱交換器のうち凝縮器として機能させる熱交換器と蒸発器として機能させる熱交換器とを切り替える。

これにより、特許文献２の冷凍サイクル装置では、冷房モードの冷媒回路と暖房モードの冷媒回路とを切り替えている。

特開２０１４−１２９９０７号公報 実開平６−６１５２６号公報

しかしながら、特許文献１の複合型熱交換器では、高圧冷媒の放熱量が不充分となってしまうことがあった。その理由は、特許文献１の複合型熱交換器のように、圧縮機から吐出された高圧気相冷媒を小型の水−冷媒熱交換部へ流入させる構成では、高圧気相冷媒が水−冷媒熱交換部を流通する際に生じる圧力損失が大きくなりやすいからである。

そして、この圧力損失によって温度低下した高圧冷媒をコンデンサ部へ流入させると、コンデンサ部における高圧冷媒の温度と外気温との温度差が縮小してしまい、冷媒の放熱量が減少してしまう。

また、特許文献２の冷凍サイクル装置の熱交換器として、特許文献１の複合型熱交換器を採用し、冷媒の流れ方向を逆転させて蒸発器として機能させると、低圧冷媒が蒸発して体積膨張するため、各熱交換部を流通する際の圧力損失が増大してしまう。

そして、このような圧力損失が生じると各熱交換部における冷媒の分配性が悪化して、各熱交換部の全域に液相冷媒を均等に分配することができなくなってしまう。その結果、複合型熱交換器における冷媒の吸熱量が減少してしまう。

本発明は、上記点に鑑み、内部を流通する流体に生じる圧力損失を低減可能な複合型熱交換器を提供することを目的とする。

さらに、本発明は、内部を流通する流体に生じる圧力損失に起因する熱交換量の低下を抑制可能な複合型熱交換器を提供することを目的とする。

上記目的を達成するため、請求項１に記載の発明は、第１流体の流れを分岐する分岐部（１３）と、第１流体と第２流体とを熱交換させる第１熱交換部（１４）と、第２流体と第３流体とを熱交換させる第２熱交換部（１５）と、第１流体と第３流体とを熱交換させる第３熱交換部（１６）と、を備え、
第１熱交換部（１４）は、分岐部（１３）にて分岐された一方の第１流体と第２熱交換部（１５）から流出した第２流体とを熱交換させるものであり、
第３熱交換部（１６）には、分岐部（１３）にて分岐された他方の第１流体を流入させる第１流体入口（１６ａ）、第３熱交換部（１６）から第１流体を流出させる第１流体出口（１６ｂ）、および第１流体入口から第１流体出口へ向かって流れる第１流体に第１熱交換部（１４）から流出した第１流体を合流させる第１流体合流口（１６ｃ）が設けられている複合型熱交換器である。

これによれば、第１熱交換部（１４）へ分岐部（１３）にて分岐された一方の第１流体を流入させるので、第１熱交換部（１４）へ全流量の第１流体を流入させる場合に対して、第１流体が第１熱交換部（１４）を流通する際の圧力損失を低減することができる。

従って、第３熱交換部（１６）へ流入した第１流体の温度と第３流体の温度との温度差の縮小を抑制することができる。その結果、第３熱交換部（１６）における第１流体の放熱量が不充分となってしまうことを抑制することができる。

すなわち、請求項１に記載の発明によれば、第１流体に生じる圧力損失を低減可能な複合型熱交換器を提供することができる。さらに、請求項１に記載の発明によれば、第１流体に生じる圧力損失に起因する第１流体の熱交換量（すなわち、放熱量）の低下を抑制可能な複合型熱交換器を提供することができる。

ここで、請求項１に記載の発明に係る複合型熱交換器は、第３熱交換部（１６）へ流入する第１流体の温度が第３流体の温度よりも高くなる条件で使用して有効である。従って、請求項１に記載の発明に係る複合型熱交換器は、第１流体である冷媒を第１熱交換部（１４）にて第３流体である外気に放熱させる蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置に適用して好適である。

また、請求項４に記載の発明は、第１流体と第２流体とを熱交換させる第１熱交換部（１４）と、第２流体と第３流体とを熱交換させる第２熱交換部（１５）と、第１流体と第３流体とを熱交換させる第３熱交換部（１６）と、第１熱交換部（１４）から流出した第１流体の流れと第３熱交換部（１６）から流出した第１流体の流れとを合流させる合流部（１３ａ）と、を備え、
第３熱交換部（１６）は、第１流体の気液を分離する気液分離部（１６４）、および気液分離部（１６４）の液相流体出口から流出した第１流体を第３流体と熱交換させて蒸発させる蒸発部（１６５ａ）を有し、
第１熱交換部（１４）は、気液分離部（１６４）の気相流体出口から流出した第１流体と第２熱交換部から流出した第２流体とを熱交換させるものであり、
合流部（１３ａ）は、第１熱交換部（１４）から流出した第１流体の流れと蒸発部（１６５ａ）から流出した第１流体の流れとを合流させる複合型熱交換器である。

これによれば、気液分離部（１６４）にて分離された気相状態の第１流体を第３熱交換部（１６）の蒸発部（１６５ａ）へ流入させることなく第１熱交換部（１４）へ流入させ、分離された液相状態の第１流体を第３熱交換部（１６）の蒸発部（１６５ａ）へ流入させる。

従って、蒸発部（１６５ａ）へ気液混合状態の第１流体を流入させる場合に対して、第１流体が蒸発部（１６５ａ）を流通する際に生じる圧力損失を低減することができるとともに、蒸発部（１６５ａ）の全域に均等に分配しやすい。その結果、蒸発部（１６５ａ）における第１流体の吸熱量が不充分となってしまうことを抑制することができる。

すなわち、請求項４に記載の発明によれば、第１流体に生じる圧力損失を低減可能な複合型熱交換器を提供することができる。さらに、請求項４に記載の発明によれば、第１流体に生じる圧力損失に起因する第１流体の熱交換量（すなわち、吸熱量）の低下を抑制可能な複合型熱交換器を提供することができる。

ここで、請求項４に記載の発明に係る複合型熱交換器は、蒸発部（１６５ａ）へ流入する第１流体の温度が第３流体の温度よりも低くなる条件で使用して有効である。従って、請求項４に記載の発明に係る複合型熱交換器は、第１流体である冷媒を第３熱交換部（１６）の蒸発部（１６５ａ）にて蒸発させて吸熱作用を発揮させる蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置に適用して好適である。

なお、この欄および特許請求の範囲で記載した各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載された具体的手段との対応関係を示す一例である。

第１実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 第１実施形態の複合型熱交換器の模式的な正面図である。 第２実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 第２実施形態の複合型熱交換器における冷房モードの冷媒流れ示す模式的な正面図である。 第２実施形態の複合型熱交換器における暖房モードの冷媒流れ示す模式的な正面図である。

（第１実施形態）
図１、図２を用いて、本発明の第１実施形態について説明する。本実施形態では、本発明に係る複合型熱交換器２０を、図１の全体構成図に示す冷凍サイクル装置１０に適用している。さらに、冷凍サイクル装置１０は、車両用空調装置に適用されており、空調対象空間である車室内へ送風される送風空気を冷却する機能を果たす。従って、本実施形態の冷凍サイクル装置１０の温度調整対象流体は、送風空気である。

冷凍サイクル装置１０では、冷媒として、ＨＦＣ系冷媒（具体的には、Ｒ１３４ａ）を採用しており、高圧側冷媒圧力が冷媒の臨界圧力を超えない亜臨界冷凍サイクルを構成している。この冷媒には、圧縮機１１を潤滑するための冷凍機油が混入されており、冷凍機油の一部は冷媒とともにサイクルを循環している。冷凍機油としては、液相冷媒に相溶性を有するＰＡＧオイル（ポリアルキレングリコールオイル）を採用することができる。

まず、図１の全体構成図を用いて、冷凍サイクル装置１０を構成する各構成機器について説明する。

圧縮機１１は、冷凍サイクル装置１０において、冷媒を吸入し、圧縮して吐出するものである。圧縮機１１は、車両ボンネット内に配置されている。本実施形態では、圧縮機１１として、吐出容量が固定された固定容量型の圧縮機構を電動モータにて回転駆動する電動圧縮機を採用している。圧縮機１１は、後述する制御装置から出力される制御信号によって、回転数（すなわち、冷媒吐出能力）が制御される。

圧縮機１１の吐出口には、複合型熱交換器２０の冷媒入口２０ａ側が接続されている。複合型熱交換器２０は、図１の破線で囲まれたサイクル構成機器を一体化させたものである。より具体的には、複合型熱交換器２０は、分岐部１３、水−冷媒熱交換部１４、空気−水熱交換部１５、空気−冷媒熱交換部１６等を一体化させたものである。複合型熱交換器２０は、ボンネット内の車両前方側に配置されている。

分岐部１３は、圧縮機１１から吐出された冷媒の流れを分岐する部位である。従って、分岐部１３の冷媒入口は、複合型熱交換器２０全体としての冷媒入口２０ａに連通している。さらに、分岐部１３では、分岐された一方の冷媒を水−冷媒熱交換部１４の冷媒通路の入口側へ流出させ、分岐された他方の冷媒を空気−冷媒熱交換部１６の冷媒通路の入口１６ａ側へ流出させる。

水−冷媒熱交換部１４は、分岐部１３にて分岐された一方の冷媒と水循環回路４０を循環する熱媒体とを熱交換させる第１熱交換部である。水−冷媒熱交換部１４の冷媒通路の出口は、空気−冷媒熱交換部１６の冷媒通路の途中に形成された合流口１６ｃに連通している。また、水−冷媒熱交換部１４の熱媒体通路の出口は、複合型熱交換器２０全体としての熱媒体出口２０ｄに連通している。

空気−水熱交換部１５は、水循環回路４０を循環する熱媒体と図示しない外気ファンから送風された外気とを熱交換させる第２熱交換部である。空気−水熱交換部１５の熱媒体通路の入口は、複合型熱交換器２０全体としての熱媒体入口２０ｃに連通している。空気−水熱交換部１５の熱媒体通路の出口は、水−冷媒熱交換部１４の熱媒体通路の入口に連通している。

空気−冷媒熱交換部１６は、分岐部１３の下流側の冷媒と外気ファンから送風された外気とを熱交換させる第３熱交換部である。空気−冷媒熱交換部１６の冷媒通路の出口１６ｂは、複合型熱交換器２０全体としての冷媒出口２０ｂに連通している。

以上の説明から明らかなように、冷媒は、特許請求の範囲に記載された第１流体に対応し、熱媒体は、特許請求の範囲に記載された第２流体に対応し、外気は、特許請求の範囲に記載された第３流体に対応している。また、空気−冷媒熱交換部１６の冷媒通路の入口１６ａは、特許請求の範囲に記載された第１流体入口に対応し、空気−冷媒熱交換部１６の冷媒通路の出口１６ｂは、特許請求の範囲に記載された第１流体出口に対応し、合流口１６ｃは、特許請求の範囲に記載された第１流体合流口に対応している。

また、本実施形態の水−冷媒熱交換部１４は、冷媒の有する熱を熱媒体に放熱させて冷媒を凝縮させる水冷コンデンサ部としての機能を果たす。空気−水熱交換部１５は、熱媒体の有する熱を外気に放熱させるラジエータ部としての機能を果たす。空気−冷媒熱交換部１６は、冷媒の有する熱を外気に放熱させて冷媒を凝縮させるコンデンサ部としての機能を果たす。

水循環回路４０は、熱媒体を循環させる熱媒体循環回路である。この熱媒体としては、エチレングリコールを含む溶液、不凍液等を採用することができる。水循環回路４０には、熱媒体を圧送する水ポンプ４０ａ、車両走行用の駆動力を出力する電動モータＤＭの冷却水通路等が配置されている。電動モータＤＭは作動時に発熱を伴う車載機器である。電動モータＤＭの冷却水通路は、熱媒体が電動モータＤＭの廃熱を吸熱できるように、電動モータＤＭ内に形成された熱媒体通路である。

より具体的には、水−冷媒熱交換部１４の熱媒体通路の出口側に連通する熱媒体出口２０ｄには、水ポンプ４０ａの吸入口側が接続されている。水ポンプ４０ａの吐出口には、電動モータＤＭの冷却水通路の入口側が接続されている。電動モータＤＭの冷却水通路の出口には、空気−水熱交換部１５の熱媒体通路の入口側に連通する熱媒体入口２０ｃ側が接続されている。

水ポンプ４０ａは、制御装置から出力される制御電圧によって回転数（すなわち、水圧送能力）が制御される電動ポンプである。従って、制御装置が水ポンプ４０ａを作動させると、水循環回路４０では、水ポンプ４０ａ→電動モータＤＭの冷却水通路→複合型熱交換器２０（空気−水熱交換部１５の熱媒体通路→水−冷媒熱交換部１４の熱媒体通路）→水ポンプ４０ａの順に熱媒体が循環する。

複合型熱交換器２０の冷媒出口２０ｂ（具体的には、空気−冷媒熱交換部１６の冷媒通路の出口側）には、温度式膨張弁１７の入口側が接続されている。温度式膨張弁１７は、蒸発器１８の出口側冷媒の過熱度が予め定めた基準過熱度に近づくように絞り開度（すなわち、冷媒通路面積）を変化させる可変絞り機構である。

このような温度式膨張弁１７としては、蒸発器１８の出口側冷媒の温度および圧力に応じて変形する変形部材（具体的には、ダイヤフラム）を有する感温部を備え、変形部材の変形に応じて絞り開度を調整する機械的機構で構成されたものを採用することができる。

温度式膨張弁１７の出口には、蒸発器１８の冷媒通路の入口側が接続されている。蒸発器１８は、温度式膨張弁１７にて減圧された低圧冷媒と送風機１８ａから車室内へ向けて送風される送風空気とを熱交換させ、低圧冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる吸熱用熱交換器である。蒸発器１８は、図示しない室内空調ユニットの内部に配置されている。

室内空調ユニットは、車室内に配置されて冷凍サイクル装置１０によって温度調整された送風空気を車室内の適切な箇所へ吹き出すための空気通路を形成するものである。蒸発器１８の冷媒通路の出口には、圧縮機１１の吸入側が接続されている。

次に、図２を用いて、複合型熱交換器２０の詳細構成について説明する。なお、図２における上下の各矢印は、複合型熱交換器２０を車両に搭載した状態における上下の各方向を示している。複合型熱交換器２０を構成するサイクル構成機器は、いずれも伝熱性に優れる金属（本実施形態では、アルミニウム）で形成されており、ろう付け接合により一体化されている。

まず、水−冷媒熱交換部１４は、熱媒体通路を形成する内側管１４ａの外周側に、冷媒通路を形成する外側管１４ｂを配置して構成される、いわゆる二重管方式の熱交換器構造のものである。外側管１４ｂの長手方向は、上下方向に延びている。内側管１４ａの上方側の端部には、空気−水熱交換部１５の熱媒体通路の出口側が接続されている。内側管１４ａの下方側の端部には、熱媒体出口２０ｄを形成するコネクタが設けられている。

外側管１４ｂの上方側の外周部には、冷媒入口２０ａを形成するコネクタが接続されている。外側管１４ｂの冷媒入口２０ａと同程度の高さの部位には、冷媒入口２０ａから流入した冷媒を空気−冷媒熱交換部１６の冷媒通路の入口１６ａへ流入させるための接続部が設けられている。

このため、冷媒入口２０ａから外側管１４ｂ内へ流入した冷媒の流れは、外側管１４ｂ内へ流入した直後に、内側管１４ａと外側管１４ｂとの間に形成される水−冷媒熱交換部１４の冷媒通路へ流入する流れと、空気−冷媒熱交換部１６の冷媒通路へ流入する流れとに分岐される。すなわち、本実施形態の分岐部１３は、水−冷媒熱交換部１４の外側管１４ｂの内部に設けられており、水−冷媒熱交換部１４と一体的に形成されている。

外側管１４ｂの下方側の外周部には、外側管１４ｂ内の冷媒を空気−冷媒熱交換部１６の冷媒通路の合流口１６ｃへ導く接続部が設けられている。

空気−水熱交換部１５は、複数の熱媒体チューブ１５１、および一対の熱媒体タンク１５２を有して構成される、いわゆるタンクアンドチューブ型の熱交換器構造のものである。複数の熱媒体チューブ１５１は、内部に熱媒体が流通する管状部材である。熱媒体チューブ１５１は、断面形状が扁平形状に形成された扁平チューブである。

それぞれの熱媒体チューブ１５１、外表面の平坦面（扁平面）同士が互いに平行となるように、一定の間隔を開けて積層配置されている。これにより、隣り合う熱媒体チューブ１５１同士の間には、外気が流通する空気通路が形成される。つまり、空気−水熱交換部１５では、複数の熱媒体チューブ１５１が積層配置されることによって、外気と熱媒体とを交換させる熱交換部（熱交換コア部）が形成されている。

隣り合う熱媒体チューブ１５１同士の間に形成される空気通路には、外気と熱媒体との熱交換を促進するコルゲートフィン１５３が配置されている。なお、図２では、図示の明確化のため、熱媒体チューブ１５１等については、一部のみを図示しているが、熱媒体チューブ１５１等は、熱交換部の全域に亘って配置されている。

一対の熱媒体タンク１５２は、両端部に接続されて熱媒体チューブ１５１を流通する熱媒体の集合あるいは分配を行うものである。熱媒体タンク１５２は、複数の熱媒体チューブ１５１の積層方向に延びる形状の有底筒状部材で形成されている。一対の熱媒体タンク１５２のうち、水−冷媒熱交換部１４の内側管１４ａが接続されていない側の熱媒体タンク１５２には、熱媒体入口２０ｃを形成するコネクタが接続されている。

空気−冷媒熱交換部１６は、空気−水熱交換部１５と同様のタンクアンドチューブ型の熱交換器構造のものである。従って、空気−冷媒熱交換部１６は、空気−水熱交換部１５と同様の複数の冷媒チューブ１６１、および一対の冷媒タンク１６２等を有している。

空気−冷媒熱交換部１６は、空気−水熱交換部１５の下方側に配置されている。そして、空気−水熱交換部１５の熱交換部と空気−冷媒熱交換部１６の熱交換部は、同一平面状に配置されている。従って、空気−水熱交換部１５の熱交換部と空気−冷媒熱交換部１６の熱交換部は、外気の流れに対して並列的に配置されている。

冷媒タンク１６２の内部には、冷媒タンク１６２の内部空間を区画する複数のセパレータが配置されている。これにより、複数の冷媒チューブ１６１は、複数のパスに分割されている。ここで、タンクアンドチューブ型の熱交換器におけるパスとは、一方のタンク内に形成された同一の分配空間内の冷媒を他方のタンク内に形成された同一の集合空間へ向けて同一の方向へ流すチューブ群によって形成される冷媒流路と定義することができる。

より具体的には、本実施形態の空気−冷媒熱交換部１６の冷媒チューブ１６１は、４つパスに分割されている。そして、冷媒流れ上流側の３つのパスによって、冷媒と外気とを熱交換させて凝縮させる凝縮部１６５を形成している。また、冷媒流れ最下流側のパスによって、液相冷媒を過冷却する過冷却部１６６を形成している。

さらに、空気−冷媒熱交換部１６は、モジュレータ部１６４を有している。モジュレータ部１６４は、凝縮部１６５から流出した冷媒の気液を分離する気液分離部である。モジュレータ部１６４は、熱媒体タンク１５２および冷媒タンク１６２と同じ方向に延びる形状の有底筒状部材で形成されている。

このため、凝縮部１６５の冷媒出口には、モジュレータ部１６４の入口側が接続されている。さらに、モジュレータ部１６４の出口には、過冷却部１６６の冷媒入口側が接続されている。また、各パスを構成する冷媒チューブ１６１群の本数は、冷媒流れ下流側に向かうに伴って少なくなっている。従って、空気−冷媒熱交換部１６では、冷媒通路の入口１６ａから冷媒通路の出口１６ｂへ向かって、冷媒通路断面積が小さくなっている。

また、図２からも明らかなように、二重管方式の熱交換器構造の水−冷媒熱交換部１４は、タンクアンドチューブ型の熱交換器構造の空気−水熱交換部１５、および空気−冷媒熱交換部１６よりも比較的小型な体格となる。

次に、本実施形態の電気制御部の概要について説明する。制御装置は、ＣＰＵ、ＲＯＭおよびＲＡＭ等を含む周知のマイクロコンピュータとその周辺回路から構成されている。そして、そのＲＯＭ内に記憶された空調制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行い、その出力側に接続された各種制御対象機器１１、１８ａ、３０ａ、その他の各種電動アクチュエータの作動を制御する。

制御装置の入力側には、内気温センサ、外気温センサ、日射センサ、水温センサ、蒸発器温度センサといった空調制御用のセンサ群が接続されている。そして、制御装置には、空調制御用のセンサ群の検出信号が入力される。

内気温センサは、車室内温度（内気温）を検出する内気温検出部である。外気温センサは、車室外温度（外気温）を検出する外気温検出部である。日射センサは、車室内へ照射される日射量を検出する日射量検出部である。水温センサは、複合型熱交換器２０（具体的には、空気−水熱交換部１５）へ流入する熱媒体の温度である熱媒体温度を検出する熱媒体温度検出部である。蒸発器温度センサは、蒸発器１８における冷媒蒸発温度（蒸発器温度）を検出する蒸発器温度検出部である。

さらに、制御装置の入力側には、車室内前部の計器盤付近に配置された操作パネルが接続され、この操作パネルに設けられた各種操作スイッチからの操作信号が入力される。操作パネルに設けられた各種操作スイッチとしては、具体的に、車両用空調装置の自動制御運転を設定あるいは解除するオートスイッチ、車室内の目標温度を設定する温度設定スイッチ等がある。

次に、上記構成における本実施形態の冷凍サイクル装置１０の作動を説明する。まず、操作パネルのオートスイッチが投入（ＯＮ）されると、制御装置が、ＲＯＭに記憶している空調制御プログラムを実行する。空調制御プログラムでは、上述した空調制御用のセンサ群の検出信号および操作パネルからの操作信号に基づいて、車室内へ送風される送風空気の目標吹出温度ＴＡＯを決定する。目標吹出温度ＴＡＯは、冷凍サイクル装置１０の熱負荷に相関を有する値である。

さらに、制御装置は、目標吹出温度ＴＡＯ（すなわち、熱負荷）に応じて、圧縮機１１、送風機１８ａ、水ポンプ４０ａ等の作動を制御する。これにより、圧縮機１１が冷媒を吸入し、圧縮して吐出する。さらに、水ポンプ４０ａが熱媒体を吸入して吐出する。

圧縮機１１から吐出された高温高圧の気相冷媒は、複合型熱交換器２０の冷媒入口２０ａへ流入する。複合型熱交換器２０の冷媒入口２０ａへ流入した高圧冷媒の流れは、分岐部１３にて分岐される。

この際、分岐部１３における冷媒の分配量は、水−冷媒熱交換部１４の冷媒通路における圧力損失と空気−冷媒熱交換部１６における冷媒通路の圧力損失との圧力損失比によって自己制御される。換言すると、水−冷媒熱交換部１４における冷媒放熱性能と空気−冷媒熱交換部１６における冷媒放熱性能との性能比によって自己制御される。

分岐部１３にて分岐された一方の高圧冷媒は、水−冷媒熱交換部１４の冷媒通路を流通し、水−冷媒熱交換部１４の熱媒体通路を流通する熱媒体と熱交換して冷却される。水−冷媒熱交換部１４の冷媒通路から流出した冷媒は、空気−冷媒熱交換部１６の冷媒通路の合流口１６ｃへ流入する。

この際、水循環回路４０では、水ポンプ４０ａが作動している。従って、水ポンプ４０ａから圧送された熱媒体は、電動モータＤＭの冷却水通路へ流入する。電動モータＤＭの冷却水通路へ流入した熱媒体は、冷却水通路を通過する際に、電動モータＤＭの廃熱を吸熱して、電動モータＤＭを冷却する。

電動モータＤＭの冷却水通路から流出した熱媒体は、複合型熱交換器２０の熱媒体入口２０ｃへ流入する。熱媒体入口２０ｃへ流入した熱媒体は、空気−水熱交換部１５の熱媒体通路へ流入し、外気ファンから送風された外気と熱交換して冷却される。空気−水熱交換部１５にて冷却された熱媒体は、水−冷媒熱交換部１４の熱媒体通路へ流入する。

これにより、水−冷媒熱交換部１４では、冷却された熱媒体と高圧冷媒とを熱交換させて、高圧冷媒を冷却することができる。水−冷媒熱交換部１４にて高圧冷媒を冷却した熱媒体は、複合型熱交換器２０の熱媒体出口２０ｄから流出して、水ポンプ４０ａに吸入されて再び電動モータＤＭの冷却水通路へ圧送される。

また、分岐部１３にて分岐された他方の高圧冷媒は、空気−冷媒熱交換部１６の冷媒通路の入口１６ａへ流入する。空気−冷媒熱交換部１６の冷媒通路の入口１６ａへ流入した冷媒は、空気−冷媒熱交換部１６の凝縮部１６５を流通する際に、外気ファンから送風された外気と熱交換して冷却されて凝縮する。そして、凝縮部１６５にて冷却過程の冷媒には、合流口１６ｃから流入した冷媒が合流する。

合流口１６ｃから流入した冷媒と合流した凝縮部１６５を流通する冷媒は、モジュレータ部１６４へ流入して気液分離される。モジュレータ部１６４にて分離された液相冷媒は、空気−冷媒熱交換部１６の過冷却部１６６へ流入する。過冷却部１６６へ流入した液相冷媒は、過冷却部１６６を流通する際に、外気ファンから送風された外気と熱交換して過冷却される。

過冷却部１６６にて過冷却された液相冷媒は、空気−冷媒熱交換部１６の冷媒通路の出口１６ｂを介して、複合型熱交換器２０の冷媒出口２０ｂから流出する。冷媒出口２０ｂから流出した冷媒は、温度式膨張弁１７へ流入して減圧される。この際、温度式膨張弁１７の絞り開度は、蒸発器１８の出口側冷媒の過熱度が基準過熱度に近づくように調整される。

温度式膨張弁１７にて減圧された低圧冷媒は、蒸発器１８へ流入する。蒸発器１８へ流入した低圧冷媒は、送風機１８ａから送風空気から吸熱して蒸発する。これにより、送風空気が冷却される。蒸発器１８から流出した冷媒は、圧縮機１１へ吸入されて再び圧縮される。

以上の如く、本実施形態の冷凍サイクル装置１０では、蒸発器１８にて冷却された送風空気を車室内へ吹き出すことによって、車室内の冷房を実現することができる。

さらに、本実施形態では、冷凍サイクル装置１０では、複合型熱交換器２０を採用しているので、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒を、水−冷媒熱交換部１４および空気−冷媒熱交換部１６の双方にて、過冷却度を有する冷媒となるまで充分に冷却することができる。

従って、蒸発器１８にて発揮される冷却能力を増大させて、冷凍サイクル装置１０の成績係数（ＣＯＰ）を向上させることができる。なお、蒸発器１８にて発揮される冷却能力は、蒸発器１８の出口側冷媒のエンタルピから入口側冷媒のエンタルピを減算したエンタルピ差を用いて定義することができる。

ここで、本実施形態の複合型熱交換器２０のように、圧縮機から吐出された高温高圧の気相冷媒を比較的小型な水−冷媒熱交換部１４へ流入させる構成では、高温高圧の気相冷媒が水−冷媒熱交換部を流通する際に生じる圧力損失が大きくなりやすい。

このため、この圧力損失によって、温度低下した高圧冷媒を空気−冷媒熱交換部１６へ流入させたとしても、空気−冷媒熱交換部１６における高圧冷媒の温度と外気温との温度差が縮小してしまい、冷媒の放熱量が減少してしまう。その結果、高圧冷媒の放熱量が不充分となってしまうおそれがある。

これに対して、本実施形態の複合型熱交換器２０によれば、水−冷媒熱交換部１４へ分岐部１３にて分岐された一方の冷媒を流入させるので、水−冷媒熱交換部１４へ圧縮機１１から吐出された全流量の冷媒を流入させる場合に対して、冷媒が水−冷媒熱交換部１４を流通する際の圧力損失を低減することができる。

従って、空気−冷媒熱交換部１６へ流入した冷媒の温度と外気の温度との温度差の縮小を抑制することができる。その結果、空気−冷媒熱交換部１６における冷媒の放熱量が不充分となってしまうことを抑制することができる。

すなわち、本実施形態の複合型熱交換器２０によれば、冷媒に生じる圧力損失を低減することができる。さらに、冷媒に生じる圧力損失に起因する冷媒の熱交換量（すなわち、放熱量）の低下を抑制することができる。

さらに、本実施形態の複合型熱交換器２０によれば、冷媒に生じる圧力損失を低減することで水−冷媒熱交換部１４内の冷凍機油の滞留を抑制することもできる。また、空気−水熱交換部１５にて熱媒体を充分に冷却することができない運転条件時にも、圧縮機１１から吐出された全流量の冷媒が、水−冷媒熱交換部１４にて加熱されてしまうことを防止することができる。

また、本実施形態の複合型熱交換器２０では、分岐部１３が水−冷媒熱交換部１４と一体的に形成されているので、分岐部１３を三方継手のような構造の別部材で形成する場合に対して、複合型熱交換器２０全体としての小型化を図ることもできる。

（第２実施形態）
本実施形態では、本発明に係る複合型熱交換器２０を、図３の全体構成図に示す冷凍サイクル装置１０ａに適用している。なお、図３では、第１実施形態と同一もしくは均等部分には同一の符号を付している。このことは、以下の図面でも同様である。

冷凍サイクル装置１０ａは、車両用空調装置１に適用されており、空調対象空間である車室内へ送風される送風空気を冷却あるいは加熱する機能を果たす。従って、本実施形態の車両用空調装置１では、冷房モードの運転と暖房モードの運転とを切り替えることができる。

さらに、冷凍サイクル装置１０ａは、車両用空調装置１の運転モードに応じて、冷房モードの冷媒回路と暖房モードの冷媒回路を切り替え可能に構成されている。なお、図３では、冷房モードの冷媒回路における冷媒の流れを白抜き矢印で示し、冷房モードの冷媒回路における冷媒の流れを黒塗り矢印で示している。

図３の白抜き矢印および黒塗り矢印の方向から明らかなように、本実施形態の複合型熱交換器２０では、冷房モード時における冷媒の流れ方向と、暖房モード時における冷媒の流れ方向が異なっている。そこで、本実施形態では、第１実施形態で説明した冷媒入口２０ａを第１冷媒出入口２０ａと表記し、第１実施形態で説明した冷媒出口２０ｂを第２冷媒出入口２０ｂと表記する。

また、本実施形態の冷凍サイクル装置１０ａの圧縮機１１の吐出口には、室内凝縮器１２の冷媒入口側が接続されている。室内凝縮器１２の冷媒入口側が接続されている。室内凝縮器１２は、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒と蒸発器１８通過後の送風空気とを熱交換させて、高圧冷媒を熱源として送風空気を加熱する加熱用熱交換器である。室内凝縮器１２は、室内空調ユニット３０のケーシング３１内に配置されている。

室内凝縮器１２の冷媒出口には、互いに連通する３つの流入出口を有する第１三方継手２１ａの流入口側が接続されている。このような三方継手としては、複数の配管を接合して形成されたものや、金属ブロックや樹脂ブロックに複数の冷媒通路を設けることによって形成されたものを採用することができる。

さらに、冷凍サイクル装置１０ａは、後述するように、第２〜第４三方継手２１ｂ〜２１ｄを備えている。第２〜第４三方継手２１ｂ〜２１ｄの基本的構成は、第１三方継手２１ａと同様である。

第１三方継手２１ａの一方の流出口には、第１開閉弁２２ａを介して、第２三方継手２１ｂの流入口側が接続されている。第１三方継手２１ａの一方の流出口には、暖房用膨張弁１７ａを介して、第３三方継手２１ｃの流入口側が接続されている。

第１開閉弁２２ａは、第１三方継手２１ａの一方の流出口と第２三方継手２１ｂの流入口と接続する冷媒通路を開閉する電磁弁である。第１開閉弁２２ａは、制御装置から出力される制御電圧によって、その作動が制御される。さらに、冷凍サイクル装置１０ａは、後述するように、第２開閉弁２２ｂを備えている。第２開閉弁２２ｂの基本的構成は、第１開閉弁２２ａと同様である。

暖房用膨張弁１７ａは、少なくとも暖房モード時に、室内凝縮器１２から流出した冷媒を減圧させる暖房用減圧部であるとともに、室内凝縮器１２から流出する冷媒の流量を調整する暖房用流量調整部である。

暖房用膨張弁１７ａは、絞り開度を変更可能に構成された弁体と、この弁体の開度を変化させる電動アクチュエータ（具体的には、ステッピングモータ）とを有して構成される電気式の可変絞り機構である。暖房用膨張弁１７ａは、制御装置から出力される制御信号（制御パルス）によって、その作動が制御される。暖房用膨張弁１７ａは、弁開度を全閉とすることで冷媒通路を閉塞する全閉機能を有している。

また、第２三方継手２１ｂの流入出口には、複合型熱交換器２０の第１冷媒出入口２０ａ側が接続されており、第２三方継手２１ｂの流出口には、第２開閉弁２２ｂを介して、第４三方継手２１ｄの一方の流入口側が接続されている。

複合型熱交換器２０の第２冷媒出入口２０ｂには、第３三方継手２１ｃの流入出口側が接続されている。第３三方継手２１ｃの流出口には、逆止弁２３および冷房用膨張弁１７ｂを介して、蒸発器１８の冷媒入口側が接続されている。

逆止弁２３は、第３三方継手２１ｃ側から蒸発器１８の冷媒入口側（具体的には、冷房用膨張弁１７ｂの入口側）へ冷媒が流れることを許容し、蒸発器１８の冷媒入口側から第３三方継手２１ｃ側へ冷媒が流れることを禁止するものである。

冷房用膨張弁１７ｂは、少なくとも暖房モード時に、室内凝縮器１２から流出した冷媒を減圧させる冷房用減圧部であるとともに、複合型熱交換器２０から流出する冷媒の流量を調整する冷房用流量調整部である。従って、冷房用膨張弁１７ｂは、第１実施形態で説明した温度式膨張弁１７に対応する構成である。冷房用膨張弁１７ｂの基本的構成は、暖房用膨張弁１７ａと同様である。

蒸発器１８の冷媒出口は、第４三方継手２１ｄの他方の流入口側に接続されている。第４三方継手２１ｄの流出口には、アキュムレータ２４の入口側が接続させている。アキュムレータ２４は、内部に流入した冷媒の気液を分離して、サイクル内の余剰液相冷媒を蓄える気液分離器である。アキュムレータ２４の気相冷媒出口には、圧縮機１１の吸入口側が接続されている。

次に、図４、図５を用いて、本実施形態の複合型熱交換器２０の詳細構成について説明する。なお、図４の空気−冷媒熱交換部１６における太実線矢印は、冷房モード時の冷媒の流れ方向を示している。図５の空気−冷媒熱交換部１６における太実線矢印は、暖房モード時の冷媒の流れ方向を示している。

本実施形態の複合型熱交換器２０の基本的構成は、第１実施形態と同様である。本実施形態の複合型熱交換器２０では、二重管方式の水−冷媒熱交換部１４の外側管１４ｂの長手方向が、水平方向に延びている。つまり、水−冷媒熱交換部１４の外側管１４ｂは、空気−水熱交換部１５の熱媒体チューブ１５１および空気−冷媒熱交換部１６の冷媒チューブ１６１と平行に延びている。

さらに、水−冷媒熱交換部１４は、上下方向に配置された空気−水熱交換部１５と空気−冷媒熱交換部１６との間に配置されている。また、本実施形態の合流口１６ｃは、モジュレータ部１６４に形成されている。

次に、室内空調ユニット３０について説明する。室内空調ユニット３０は、車室内最前部の計器盤（すなわち、インストルメントパネル）の内側に配置されている。室内空調ユニット３０は、冷凍サイクル装置１０ａによって温度調整された送風空気を車室内の適切な箇所へ吹き出すための空気通路を形成するものである。

室内空調ユニット３０は、図３に示すように、その外殻を形成するケーシング３１の内部に形成される空気通路に、送風機１８ａ、蒸発器１８、室内凝縮器１２等を収容したものである。

ケーシング３１は、車室内に送風される送風空気の空気通路を形成するもので、ある程度の弾性を有し、強度的にも優れた樹脂（具体的には、ポリプロピレン）にて成形されている。ケーシング３１の送風空気流れ最上流側には、ケーシング３１内へ内気（車室内空気）と外気（車室外空気）とを切替導入する内外気切替装置３３が配置されている。

内外気切替装置３３は、ケーシング３１内へ内気を導入させる内気導入口および外気を導入させる外気導入口の開口面積を、内外気切替ドアによって連続的に調整して、内気の導入風量と外気の導入風量との導入割合を変化させることができる。内外気切替ドアは、内外気切替ドア用の電動アクチュエータによって駆動される。この電動アクチュエータは、空調制御装置４０から出力される制御信号によって、その作動が制御される。

内外気切替装置３３の送風空気流れ下流側には、送風機１８ａが配置されている。送風機１８ａの送風空気流れ下流側には、蒸発器１８および室内凝縮器１２が、送風空気の流れに対して、この順に配置されている。つまり、蒸発器１８は、室内凝縮器１２に対して、送風空気流れ上流側に配置されている。

また、ケーシング３１内には、蒸発器１８を通過した送風空気を、室内凝縮器１２を迂回させて下流側へ流す冷風バイパス通路３５が形成されている。

蒸発器１８の送風空気流れ下流側であって、かつ、室内凝縮器１２の送風空気流れ上流側には、蒸発器１８を通過後の送風空気のうち、室内凝縮器１２を通過させる風量と冷風バイパス通路３５を通過させる風量との風量割合を調整するエアミックスドア３４が配置されている。

室内凝縮器１２の送風空気流れ下流側には、室内凝縮器１２にて加熱された送風空気と冷風バイパス通路３５を通過して室内凝縮器１２にて加熱されていない送風空気とを混合させる混合空間が設けられている。さらに、ケーシング３１の送風空気流れ最下流部には、混合空間にて混合された送風空気（空調風）を、車室内へ吹き出す開口穴が配置されている。

この開口穴としては、フェイス開口穴、フット開口穴、およびデフロスタ開口穴（いずれも図示せず）が設けられている。フェイス開口穴は、車室内の乗員の上半身に向けて空調風を吹き出すための開口穴である。フット開口穴は、乗員の足元に向けて空調風を吹き出すための開口穴である。デフロスタ開口穴は、車両前面窓ガラス内側面に向けて空調風を吹き出すための開口穴である。

これらのフェイス開口穴、フット開口穴、およびデフロスタ開口穴は、それぞれ空気通路を形成するダクトを介して、車室内に設けられたフェイス吹出口、フット吹出口およびデフロスタ吹出口（いずれも図示せず）に接続されている。

従って、エアミックスドア３４が、室内凝縮器１２を通過させる風量と冷風バイパス通路３５を通過させる風量との風量割合を調整することによって、混合空間にて混合される空調風の温度が調整される。これにより、各吹出口から車室内へ吹き出される送風空気（空調風）の温度も調整される。

エアミックスドア３４は、エアミックスドア駆動用の電動アクチュエータによって駆動され、この電動アクチュエータは、空調制御装置４０から出力される制御信号によって、その作動が制御される。

また、フェイス開口穴、フット開口穴、およびデフロスタ開口穴の送風空気流れ上流側には、それぞれ、フェイス開口穴の開口面積を調整するフェイスドア、フット開口穴の開口面積を調整するフットドア、デフロスタ開口穴の開口面積を調整するデフロスタドア（いずれも図示せず）が配置されている。

これらのフェイスドア、フットドア、デフロスタドアは、空調風が吹き出される吹出口を切り替える吹出モード切替装置を構成するものである。フェイスドア、フットドア、デフロスタドアは、リンク機構等を介して、吹出口モードドア駆動用の電動アクチュエータに連結されて連動して回転操作される。この電動アクチュエータは、空調制御装置４０から出力される制御信号によって、その作動が制御される。

次に、上記構成における本実施形態の冷凍サイクル装置１０ａの作動を説明する。上述の如く、本実施形態の車両用空調装置１では、冷房モードの運転と暖房モードの運転とを切り替えることができる。さらに、冷凍サイクル装置１０ａでは、車両用空調装置１の運転モードに応じて、冷媒回路を切り替えることができる。この冷媒回路の切り替えは、空調制御プログラムが実行されることによって行われる。

具体的には、本実施形態の空調制御プログラムでは、目標吹出温度ＴＡＯが予め定めた基準温度ＫＴ以下であれば、冷房モードの冷媒回路に切り替え、目標吹出温度ＴＡＯが基準温度ＫＴよりも高くなっていれば、暖房モードの冷媒回路に切り替える。以下に、各運転モードについて説明する。

先ず、冷房モードについて説明する。冷房モードでは、制御装置が、暖房用膨張弁１７ａを全閉状態とし、冷房用膨張弁１７ｂを冷媒減圧作用を発揮する絞り状態とし、第１開閉弁２２ａを開き、第２開閉弁２２ｂを閉じる。さらに、制御装置は、冷風バイパス通路３５を全開として室内凝縮器１２側の通風路を閉塞するように、エアミックスドア３４の作動を制御する。

従って、冷房モードでは、図３の白抜き矢印で示すように、圧縮機１１から吐出された冷媒が、室内凝縮器１２→複合型熱交換器２０→逆止弁２３→冷房用膨張弁１７ｂ→蒸発器１８→アキュムレータ２４→圧縮機の順に循環する蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成される。

そして、このサイクル構成で、制御装置は、目標吹出温度ＴＡＯに応じて、圧縮機１１、送風機１８ａ、水ポンプ４０ａ等の作動を制御する。これにより、圧縮機１１が冷媒を吸入し、圧縮して吐出する。さらに、水ポンプ４０ａが熱媒体を吸入して吐出する。

圧縮機１１から吐出された高温高圧の気相冷媒は、室内凝縮器１２へ流入する。冷房モードでは、室内凝縮器１２側の通風路を閉塞するように、エアミックスドア３４が変位しているので、室内凝縮器１２へ流入した気相冷媒は、殆ど放熱することなく室内凝縮器１２から流出する。

室内凝縮器１２から流出した気相冷媒は、第１開閉弁２２ａが開き、第２開閉弁２２ｂが閉じているので、複合型熱交換器２０の第１冷媒出入口２０ａへ流入する。複合型熱交換器２０では、第１実施形態と同様に過冷却液相冷媒となるまで冷却される。複合型熱交換器２０の第２冷媒出入口２０ｂから流出した過冷却液相冷媒は、逆止弁２３を介して、冷房用膨張弁１７ｂへ流入する。

冷房用膨張弁１７ｂへ流入した冷媒は、低圧冷媒となるまで減圧されて蒸発器１８へ流入する。この際、冷房用膨張弁１７ｂの絞り開度は、冷房用膨張弁１７ｂへ流入する冷媒の過冷却度が、サイクルの成績係数（ＣＯＰ）が極大値となるように決定された目標過冷却度に近づくように決定される。

蒸発器１８へ流入した低圧冷媒は、送風機１８ａから送風空気から吸熱して蒸発する。これにより、送風空気が冷却される。蒸発器１８から流出した冷媒は、アキュムレータ２４へ流入して気液分離される。アキュムレータ２４にて分離された気相冷媒は、圧縮機１１へ吸入されて再び圧縮される。

以上の如く、冷房モードの冷凍サイクル装置１０ａでは、複合型熱交換器２０（具体的には、水−冷媒熱交換部１４および空気−冷媒熱交換部１６）を放熱器として機能させ、蒸発器１８を蒸発器として機能させる蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成される。そして、蒸発器１８にて冷却された送風空気を車室内へ吹き出すことによって、車室内の冷房を実現することができる。

次に、暖房モードについて説明する。暖房モードでは、制御装置が、暖房用膨張弁１７ａを絞り状態とし、冷房用膨張弁１７ｂを全閉状態とし、第１開閉弁２２ａを閉じ、第２開閉弁２２ｂを開く。さらに、制御装置は、室内凝縮器１２側の通風路を全開として冷風バイパス通路３５を閉塞するように、エアミックスドア３４の作動を制御する。

従って、暖房モードでは、図３の黒塗り矢印で示すように、圧縮機１１から吐出された冷媒が、室内凝縮器１２→暖房用膨張弁１７ａ→複合型熱交換器２０→アキュムレータ２４→圧縮機の順に循環する蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成される。

そして、このサイクル構成で、制御装置は、目標吹出温度ＴＡＯに応じて、圧縮機１１、送風機１８ａ、水ポンプ４０ａ等の作動を制御する。これにより、圧縮機１１が冷媒を吸入し、圧縮して吐出する。さらに、水ポンプ４０ａが熱媒体を吸入して吐出する。

圧縮機１１から吐出された高温高圧の気相冷媒は、室内凝縮器１２へ流入する。暖房モードでは、室内凝縮器１２側の通風路を開くように、エアミックスドア３４が変位しているので、室内凝縮器１２へ流入した気相冷媒は、送風空気と熱交換して放熱する。これにより、送風空気が加熱される。室内凝縮器１２から流出した気相冷媒は、第１開閉弁２２ａが閉じ、第２開閉弁２２ｂが開いているので、暖房用膨張弁１７ａへ流入する。

暖房用膨張弁１７ａへ流入した冷媒は、低圧冷媒となるまで減圧されて複合型熱交換器２０の第２冷媒出入口２０ｂへ流入する。この際、冷房用膨張弁１７ｂの絞り開度は、冷房用膨張弁１７ｂへ流入する冷媒の過冷却度が、サイクルの成績係数（ＣＯＰ）が極大値となるように決定された目標過冷却度に近づくように決定される。

第２冷媒出入口２０ｂへ流入した低圧冷媒は、空気−冷媒熱交換部１６の下方側の熱交換部１６６ａ（すなわち、冷房モード時の過冷却部１６６に対応する熱交換部）へ流入する。そして、熱交換部１６６ａへ流入した冷媒は、熱交換部１６６ａを流通する際に、外気ファンから送風された外気から吸熱して蒸発する。熱交換部１６６ａから流出した冷媒はモジュレータ部１６４へ流入して気液分離される。

モジュレータ部１６４にて分離された気相冷媒は、モジュレータ部１６４の気相冷媒出口（すなわち、気相流体出口）から、空気−冷媒熱交換部１６の合流口１６ｃを介して、水−冷媒熱交換部１４の冷媒通路へ流入する。水−冷媒熱交換部１４の冷媒通路へ流入した気相冷媒は、内側管１４ａを流通する水ポンプ４０ａから圧送された熱媒体と熱交換してエンタルピを上昇させる。

モジュレータ部１６４にて分離された液相冷媒は、モジュレータ部１６４の液相冷媒出口（すなわち、液相流体出口）から、空気−冷媒熱交換部１６の上方側の蒸発部１６５ａ（すなわち、冷房モード時には、凝縮部１６５に対応する熱交換部）へ流入する。そして、蒸発部１６５ａへ流入した冷媒は、蒸発部１６５ａを流通する際に、外気ファンから送風された外気から吸熱して蒸発する。

蒸発部１６５ａから流出した冷媒は、空気−冷媒熱交換部１６の入口１６ａを介して、水−冷媒熱交換部１４へ流入する。蒸発部１６５ａから水−冷媒熱交換部１４へ流入した冷媒の流れは、モジュレータ部１６４にて分離された気相冷媒の流れと合流する。

つまり、暖房モードでは、冷房モード時に分岐部１３として機能する部位に、水−冷媒熱交換部１４から流出した冷媒の流れと蒸発部１６５ａから流出した冷媒の流れとを合流させる合流部１３ａが形成される。すなわち、本実施形態の合流部１３ａは、水−冷媒熱交換部１４の外側管１４ｂの内部に設けられており、水−冷媒熱交換部１４と一体的に形成されている。

合流部１３ａにて合流した冷媒は、複合型熱交換器２０の第１冷媒出入口２０ａから流出する。第１冷媒出入口２０ａから流出した冷媒は、第１開閉弁２２ａが閉じ、第２開閉弁２２ｂが開いているので、アキュムレータ２４へ流入して気液分離される。アキュムレータ２４にて分離された気相冷媒は、圧縮機１１へ吸入されて再び圧縮される。

以上の如く、暖房モードの冷凍サイクル装置１０ａでは、室内凝縮器１２を放熱器として機能させ、複合型熱交換器２０（具体的には、空気−冷媒熱交換部１６）を蒸発器として機能させる蒸気圧縮式の冷凍サイクルが構成される。そして、室内凝縮器１２にて冷却された送風空気を車室内へ吹き出すことによって、車室内の暖房を実現することができる。

また、本実施形態の複合型熱交換器２０では、冷房モード時に、冷凍サイクル装置１０ａの放熱器として、第１実施形態と同様の機能を果たす。従って、冷房モード時に、冷媒に生じる圧力損失に起因する冷媒の熱交換量（すなわち、放熱量）の低下を抑制することができる。

さらに、本実施形態の複合型熱交換器２０では、合流口１６ｃがモジュレータ部１６４に形成されているので、冷房モード時には、水−冷媒熱交換部１４にて冷媒を確実に液化することができる。これにより、水−冷媒熱交換部１４内の冷凍機油の滞留をより一層抑制することができる。

また、本実施形態の複合型熱交換器２０によれば、モジュレータ部１６４にて分離された気相冷媒を蒸発部１６５ａへ流入させることなく水−冷媒熱交換部１４の冷媒通路へ流入させる。さらに、モジュレータ部１６４にて分離された液相冷媒を蒸発部１６５ａへ流入させている。

従って、蒸発部１６５ａへ気液混合状態の冷媒を流入させる場合に対して、冷媒が蒸発部１６５ａを流通する際に生じる圧力損失を低減することができるとともに、蒸発部１６５ａの全域に均等に分配しやすい。その結果、蒸発部１６５ａにおける冷媒の吸熱量が不充分となってしまうことを抑制することができる。

すなわち、本実施形態の複合型熱交換器２０によれば、暖房モード時に、冷媒に生じる圧力損失を低減することができる。さらに、冷媒に生じる圧力損失に起因する冷媒の熱交換量（すなわち、吸熱量）の低下を抑制することができる。

また、本実施形態の複合型熱交換器２０では、合流部１３ａが水−冷媒熱交換部１４と一体的に形成されているので、合流部１３ａを三方継手のような構造の別部材で形成する場合に対して、複合型熱交換器２０全体としての小型化を図ることもできる。

（他の実施形態）
本発明は上述の実施形態に限定されることなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲内で、以下のように種々変形可能である。

上述の各実施形態では、本発明に係る複合型熱交換器２０を冷凍サイクル装置１０、１０ａの冷媒、水循環回路４０を循環する熱媒体、および外気の三種類の流体間で熱交換させるようにしたが、複合型熱交換器２０にて熱交換させる第１〜第３熱媒体は、これに限定されない。例えば、第３流体は、空調対象空間へ送風される送風空気であってもよい。すなわち、複合型熱交換器２０を室内側の熱交換器として利用してもよい。

上述の第２実施形態では、複合型熱交換器２０を冷凍サイクルの放熱器として機能させる運転モードと蒸発器として機能させる運転モードとを切り替え可能な冷凍サイクル装置１０ａに適用した例を説明したが、複合型熱交換器２０の適用はこれに限定されない。例えば、冷凍サイクルの蒸発器としてのみ用いられる冷凍サイクル装置に適用してもよい。

１０、１０ａ 冷凍サイクル装置
１３ 分岐部
１３ａ 合流部
１４ 水−冷媒熱交換部
１５ 空気−水熱交換部
１６ 空気−冷媒熱交換部
１６ａ、１６ｂ、１６ｃ 入口、出口、合流口
１６４ モジュレータ部（気液分離部）
１６５ 凝縮部
１６５ａ 蒸発部

Claims (6)

1. 第１流体の流れを分岐する分岐部（１３）と、
   前記第１流体と第２流体とを熱交換させる第１熱交換部（１４）と、
   前記第２流体と第３流体とを熱交換させる第２熱交換部（１５）と、
   前記第１流体と前記第３流体とを熱交換させる第３熱交換部（１６）と、を備え、
   前記第１熱交換部（１４）は、前記分岐部（１３）にて分岐された一方の前記第１流体と前記第２熱交換部（１５）から流出した前記第２流体とを熱交換させるものであり、
   前記第３熱交換部（１６）には、前記分岐部（１３）にて分岐された他方の前記第１流体を流入させる第１流体入口（１６ａ）、前記第３熱交換部（１６）から前記第１流体を流出させる第１流体出口（１６ｂ）、および前記第１流体入口から前記第１流体出口へ向かって流れる前記第１流体に前記第１熱交換部（１４）から流出した前記第１流体を合流させる第１流体合流口（１６ｃ）が設けられている複合型熱交換器。
2. 前記第３熱交換部（１６）は、前記第１流体入口（１６ａ）から流入した前記第１流体を冷却して凝縮させる凝縮部（１６５）、および前記凝縮部（１６５）から流出した前記第１流体の気液を分離する気液分離部（１６４）を有し、
   前記第１流体合流口（１６ｃ）は前記第１熱交換部から流出した前記第１流体を前記気液分離部（１６４）へ流入させるように形成されている請求項１に記載の複合型熱交換器。
3. 前記分岐部（１３）は、前記第１熱交換部（１４）と一体的に形成されている請求項１または２に記載の複合型熱交換器。
4. 第１流体と第２流体とを熱交換させる第１熱交換部（１４）と、
   前記第２流体と第３流体とを熱交換させる第２熱交換部（１５）と、
   前記第１流体と前記第３流体とを熱交換させる第３熱交換部（１６）と、
   前記第１熱交換部（１４）から流出した前記第１流体の流れと前記第３熱交換部（１６）から流出した前記第１流体の流れとを合流させる合流部（１３ａ）と、を備え、
   前記第３熱交換部（１６）は、前記第１流体の気液を分離する気液分離部（１６４）、および前記気液分離部（１６４）の液相流体出口から流出した前記第１流体を前記第３流体と熱交換させて蒸発させる蒸発部（１６５ａ）を有し、
   前記第１熱交換部（１４）は、前記気液分離部（１６４）の気相流体出口から流出した前記第１流体と前記第２熱交換部から流出した前記第２流体とを熱交換させるものであり、
   前記合流部（１３ａ）は、前記第１熱交換部（１４）から流出した前記第１流体の流れと前記蒸発部（１６５ａ）から流出した前記第１流体の流れとを合流させるものである複合型熱交換器。
5. 前記合流部（１３ａ）は、前記第１熱交換部（１４）と一体的に形成されている請求項４に記載の複合型熱交換器。
6. 車載機器を冷却する熱媒体を循環させる熱媒体循環回路（３０）、および蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置（１０、１０ａ）を有する車両に搭載される複合型熱交換器であって、
   前記第１流体は、前記冷凍サイクル装置（１０、１０ａ）の冷媒であり、
   前記第２流体は、前記熱媒体であり、
   前記第３流体は、外気である請求項１ないし５のいずれか１つに記載の複合型熱交換器。

Images