[go: up one dir, main page]

WO2019065013A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

冷凍サイクル装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2019065013A1
WO2019065013A1 PCT/JP2018/031062 JP2018031062W WO2019065013A1 WO 2019065013 A1 WO2019065013 A1 WO 2019065013A1 JP 2018031062 W JP2018031062 W JP 2018031062W WO 2019065013 A1 WO2019065013 A1 WO 2019065013A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
refrigerant
refrigeration cycle
compressor
temperature side
evaporator
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
PCT/JP2018/031062
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
卓哉 布施
加藤　吉毅
直也 牧本
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Denso Corp
Original Assignee
Denso Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Denso Corp filed Critical Denso Corp
Publication of WO2019065013A1 publication Critical patent/WO2019065013A1/ja
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60H—ARRANGEMENTS OF HEATING, COOLING, VENTILATING OR OTHER AIR-TREATING DEVICES SPECIALLY ADAPTED FOR PASSENGER OR GOODS SPACES OF VEHICLES
    • B60H1/00—Heating, cooling or ventilating [HVAC] devices
    • B60H1/32—Cooling devices
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle

Definitions

  • the present disclosure relates to a refrigeration cycle apparatus.
  • Patent Document 1 shows a vapor compression type refrigeration cycle apparatus applied to an air conditioner, in which heat is exchanged between a high pressure refrigerant discharged from a compressor and air that is a fluid to be heat-exchanged, so that the blown air is obtained.
  • a refrigeration cycle apparatus for heating is disclosed.
  • a refrigeration oil for lubricating the compressor is mixed with the refrigerant, and the refrigeration oil is circulated in the cycle together with the refrigerant. Furthermore, in such a refrigeration cycle apparatus, in order to reliably return the refrigeration oil to the compressor, oil return control is performed which periodically changes the circulating refrigerant flow rate of the refrigerant circulating in the cycle.
  • the pressure of the high-pressure refrigerant fluctuates, and the heating capacity of the heat exchange target fluid may also fluctuate.
  • An object of the present disclosure is to provide a refrigeration cycle apparatus capable of suppressing fluctuation in heating capacity of a fluid to be heat-exchanged when returning refrigeration oil to a compressor.
  • the refrigeration cycle apparatus performs a heat exchange between the refrigerant discharged from the compressor and the fluid discharged by heat exchange between the refrigerant discharged from the compressor and the compressor that compresses and discharges the refrigerant mixed with the refrigeration oil. It has a refrigeration cycle provided with a condenser to be condensed, and an oil return control execution unit that executes oil return control for returning refrigeration oil to the compressor by changing the circulating refrigerant flow rate of the refrigerant circulating in the refrigeration cycle. The condensed refrigerant is subcooled at least when the oil return control is performed.
  • the refrigeration oil can be returned to the compressor.
  • the pressure fluctuation of the refrigerant discharged from the compressor is suppressed by adjusting the amount of subcooling. be able to. Therefore, the fluctuation of the heating capacity of the heat exchange target fluid can also be suppressed.
  • the condenser is not limited to the one that directly exchanges heat between the refrigerant and the heat exchange fluid, but also includes one that indirectly exchanges heat between the refrigerant and the heat exchange fluid via a heat medium or the like.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 shown in FIG. 1 is applied to a vehicle air conditioner that adjusts the interior space of a vehicle to an appropriate temperature.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 of the present embodiment is mounted on a hybrid vehicle that obtains a driving force for vehicle traveling from an engine (in other words, an internal combustion engine) and a traveling electric motor.
  • the hybrid vehicle of the present embodiment is configured as a plug-in hybrid vehicle capable of charging the battery 47 mounted on the vehicle with electric power supplied from an external power supply (in other words, a commercial power supply) when the vehicle is stopped.
  • an external power supply in other words, a commercial power supply
  • the driving force output from the engine is used not only for driving the vehicle but also for generating electric power in a motor generator 51 described later.
  • the electric power generated by the motor generator 51 and the electric power supplied from the external power supply can be stored in the battery 47.
  • the electric power stored in the battery 47 constitutes the refrigeration cycle apparatus 1 as well as the electric motor for traveling. It is supplied to various in-vehicle devices including electric component devices.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 functions to heat the passenger compartment, which is an air conditioning target space (that is, heat the blown air that is a heat exchange target fluid), and to cool the passenger compartment (that is, to cool the blown air). .
  • the refrigeration cycle apparatus 1 includes a refrigeration cycle 10, a high temperature side heat exchange unit 30, a low temperature side heat exchange unit 40, and an indoor air conditioning unit 60.
  • the refrigeration cycle 10 includes a compressor 11, a condenser 12, a liquid receiver 13, a supercooling unit 14, a first pressure reducing valve 15 (pressure reducing unit), a first evaporator 16, a second pressure reducing valve 17 (pressure reducing unit), A second evaporator 18, an evaporation pressure control valve 19, a refrigerant circuit 20, and a second evaporator flow path 21 are provided.
  • a fluorocarbon-based refrigerant is used as the refrigerant, and a subcritical refrigeration cycle in which the high-pressure refrigerant pressure does not exceed the critical pressure of the refrigerant is configured.
  • Refrigerant oil for lubricating the compressor 11 is mixed in the refrigerant.
  • PAG oil polyalkylene glycol oil
  • a portion of the refrigeration oil circulates in the cycle with the refrigerant.
  • the refrigerant circuit 20 is an annular flow path.
  • the compressor 11, the condenser 12 (water-refrigerant heat exchanger), the liquid receiver 13, the subcooling unit 14, the first pressure reducing valve 15, and the first evaporator 16 are in the refrigerant flow direction. It is provided in this order of arrangement.
  • the compressor 11 is an electric compressor driven by the electric power supplied from the battery 47, and sucks, compresses and discharges the refrigerant flowing through the refrigerant circuit 20.
  • the operation of the compressor 11 is controlled by a control signal output from the controller 70.
  • the refrigerant inlet side of the condenser 12 is connected to the discharge port of the compressor 11.
  • the condenser 12 performs heat exchange between the high-temperature and high-pressure refrigerant (hereinafter, abbreviated as high-pressure refrigerant) discharged from the compressor 11 and the cooling water as the high-temperature side heat medium to release the heat of the high-pressure refrigerant to the cooling water.
  • Water-refrigerant heat exchanger that heats the cooling water.
  • the high pressure refrigerant condenses when the heat of the high pressure refrigerant is dissipated to the cooling water.
  • the high temperature side heat exchange unit 30 has a high temperature side heat medium flow channel 31, a high temperature side pump 32, a heater core 33, a reservoir 34, a high temperature side radiator 35, a high temperature side radiator flow channel 36, and a high temperature side flow channel switching valve 37 There is.
  • the high temperature side heat exchange unit 30 is a heating unit that heats the blown air using the high pressure refrigerant discharged from the compressor 11 as a heat source.
  • the cooling water flowing in the high temperature side heat medium flow channel 31 and the cooling water flowing in the low temperature side heat medium flow channel 41 described later use a liquid containing at least ethylene glycol, dimethylpolysiloxane or nanofluid, or an antifreeze liquid It is done.
  • the high temperature side heat medium flow channel 31 is an annular flow channel that circulates the cooling water between the condenser 12 and the heater core 33.
  • the supercooling unit 14, the condenser 12, the heater core 33, and the high temperature side pump 32 are arranged in this order in the flow direction of the cooling water.
  • the high temperature side pump 32 circulates the cooling water in the high temperature side heat medium flow path 31 by sucking the cooling water and discharging it to the condenser 12 side.
  • the high temperature side pump 32 is an electric pump driven by the electric power supplied from the battery 47, and is a high temperature side flow rate adjustment unit that adjusts the flow rate of the cooling water circulating in the high temperature side heat medium passage 31.
  • the heater core 33 is disposed in a casing 61 of an indoor air conditioning unit 60 described later.
  • the heater core 33 heats the blowing air by heat exchange between the cooling water heated by the condenser 12 and the blowing air which is a fluid for heat exchange. That is, in the condenser 12 of the present embodiment, the high pressure refrigerant discharged from the compressor 11 and the blowing air as the heat exchange fluid are indirectly heat-exchanged via the cooling water which is the high temperature side heat medium.
  • the reservoir 34 is a liquid storage unit that is connected to the high temperature side heat medium flow channel 31 and stores excess cooling water flowing in the high temperature side heat medium flow channel 31.
  • the high temperature side radiator flow passage 36 is connected to the high temperature side heat medium flow passage 31 on the downstream side of the heater core 33, and the other end of the high temperature side radiator flow passage 36 is on the high temperature side heat medium upstream of the high temperature side pump 32 It is connected to the flow path 31.
  • the high temperature side radiator flow passage 36 is provided with a high temperature side radiator 35 and a high temperature side flow passage switching valve 37.
  • the high temperature side radiator 35 cools the cooling water heated by the condenser 12 by exchanging heat with the outside air blown by a radiator blower 54 described later.
  • the high temperature side radiator 35 is disposed on the front side in the vehicle bonnet. Therefore, the traveling wind can be applied to the high temperature side radiator 35 when the vehicle travels.
  • the high temperature side flow passage switching valve 37 switches the state in which the cooling water flowing in the high temperature side heat medium flow passage 31 flows in the high temperature side radiator flow passage 36 and the state in which the cooling water does not flow.
  • the high temperature side flow passage switching valve 37 is an electric two-way valve whose operation is controlled by a control signal output from the control device 70, and has a valve body and an electric actuator.
  • the liquid receiver 13 is connected to the refrigerant outlet side of the condenser 12.
  • the liquid receiver 13 separates the gas and liquid of the refrigerant flowing out of the condenser 12 and stores excess refrigerant in the refrigeration cycle 10.
  • the supercooling unit 14 is connected to the refrigerant outlet side of the liquid receiving unit 13. That is, the subcooling unit 14 is provided on the downstream side of the condenser 12.
  • the supercooling unit 14 exchanges heat between the liquid-phase refrigerant flowing out of the condenser 12 through the liquid receiving unit 13 and the cooling water discharged from the high-temperature side pump 32 and before flowing into the condenser 12, thereby performing liquid-phase refrigerant To overcool.
  • the subcooling unit 14 lowers the enthalpy of the refrigerant flowing into the first evaporator 16 and the second evaporator 18 to increase the cooling capacity that can be exhibited by the first evaporator 16 and the second evaporator 18. Can.
  • the first pressure reducing valve 15 is connected to the refrigerant outlet side of the subcooling unit 14.
  • the first pressure reducing valve 15 is an electric variable throttle mechanism whose operation is controlled by a control signal output from the control device 70, and has a valve body and an electric actuator.
  • the valve body is configured to be capable of changing the flow path opening degree (in other words, the throttle opening degree) of the refrigerant circuit.
  • the electric actuator has a stepping motor that changes the throttle opening of the valve body.
  • the first pressure reducing valve 15 can close the refrigerant circuit 20.
  • the refrigerant inlet of the first evaporator 16 is connected to the refrigerant outlet side of the first pressure reducing valve 15.
  • the first evaporator 16 exchanges the heat of the low-pressure refrigerant decompressed by the first pressure reducing valve 15 with the cooling water, which is the low-stage-side heat medium flowing through the low-temperature heat exchange unit 40, thereby converting the low-pressure refrigerant.
  • the low-pressure refrigerant absorbs heat from the cooling water and evaporates to cool the cooling water.
  • One end of the second evaporator channel 21 is connected to the refrigerant circuit 20 between the subcooling unit 14 and the first pressure reducing valve 15, and the other end of the second evaporator channel 21 is compressed with the first evaporator 16 and the first evaporator 16 It is connected to a refrigerant circuit 20 between itself and the machine 11.
  • a second pressure reducing valve 17, a second evaporator 18, and an evaporation pressure adjusting valve 19 are arranged in this order in the refrigerant flow direction.
  • the second pressure reducing valve 17 is connected to the refrigerant outlet side of the subcooling unit 14.
  • the second pressure reducing valve 17 is an electric variable throttle mechanism whose operation is controlled by a control signal output from the control device 70, and has a valve body and an electric actuator.
  • the valve body is configured to be capable of changing the flow path opening degree (in other words, the throttle opening degree) of the refrigerant circuit.
  • the electric actuator has a stepping motor that changes the throttle opening of the valve body.
  • the second pressure reducing valve 17 can close the refrigerant circuit 20 (more specifically, the second evaporator flow passage 21).
  • the refrigerant inlet of the second evaporator 18 is connected to the refrigerant outlet side of the second pressure reducing valve 17.
  • the second evaporator 18 is disposed in the casing 61 of the indoor air conditioning unit 60.
  • the second evaporator 18 is a cooling heat exchanger that evaporates the low-pressure refrigerant by exchanging heat between the heat of the low-pressure refrigerant decompressed by the second pressure reducing valve 17 and the blown air flowing in the casing 61. .
  • the low pressure refrigerant absorbs heat from the blowing air and evaporates to cool the blowing air.
  • the evaporation pressure adjustment valve 19 is an evaporation pressure adjustment unit that maintains the refrigerant evaporation pressure in the second evaporator 18 at or above a predetermined reference pressure.
  • the evaporation pressure control valve 19 is configured by a mechanical variable throttle mechanism that increases the valve opening degree as the refrigerant pressure on the outlet side of the second evaporator 18 increases.
  • the refrigerant evaporation temperature in the second evaporator 18 is equal to or higher than the frost formation suppression reference temperature (specifically, 1 ° C.) capable of suppressing frost formation in the second evaporator 18.
  • the low temperature side heat exchange unit 40 includes the low temperature side heat medium flow channel 41, the battery flow channel 42, the in-vehicle device flow channel 43, the in-vehicle device bypass flow channel 44, the low temperature side pump 45, the first low temperature side flow channel switching valve 46, and the battery
  • An on-vehicle apparatus flow path pump 48, an inverter 49, a charger 50, a motor generator 51, a second low temperature flow path switching valve 52, a low temperature radiator 53, and a radiator blower 54 are provided.
  • the low temperature side heat medium flow channel 41 is an annular flow channel, and the cooling water which is the low stage side heat medium circulates.
  • the low temperature side pump 45, the first evaporator 16, the low temperature side radiator 53, and the first low temperature side flow passage switching valve 46 are arranged in this order of arrangement with respect to the cooling water flow. There is.
  • the low temperature side pump 45 is an electric pump driven by the power supplied from the battery 47, and sucks and discharges the cooling water flowing through the low temperature side heat medium channel 41.
  • the operation of the low temperature side pump 45 is controlled by a control signal output from the controller 70 (shown in FIG. 2).
  • One end of the battery flow path 42 is connected to the first low temperature side flow path switching valve 46, and the other end of the battery flow path 42 is connected to the low temperature side heat medium flow path 41 on the downstream side of the first evaporator 16 There is.
  • the low temperature side radiator 53 absorbs heat by causing the cooling water cooled by the first evaporator 16 to exchange heat with the outside air blown by the radiator blower 54.
  • the radiator blower 54 is an electric blower that drives a fan by an electric motor, and its operation is controlled by a control signal output from the control device 70.
  • the low temperature side radiator 53 is disposed on the front side in the vehicle bonnet. Therefore, the traveling wind can be applied to the low temperature side radiator 53 when the vehicle travels.
  • a battery 47 is disposed in the battery flow path 42.
  • Battery 47 is electrically connected to inverter 49 and charger 50 to supply current to inverter 49 and store the current supplied from charger 50.
  • a lithium ion battery can be used as the battery 47.
  • the battery 47 is cooled by the cooling water flowing through the battery flow channel 42.
  • the first low temperature side flow passage switching valve 46 is disposed at a connection portion between the low temperature side heat medium flow passage 41 and the battery flow passage 42.
  • the first low temperature side flow passage switching valve 46 switches between the state in which the cooling water flowing in the low temperature side heat medium flow path 41 flows in the battery flow path 42 and the state in which the cooling water does not flow.
  • the first low temperature side flow passage switching valve 46 is an electric three-way valve whose operation is controlled by a control signal output from the control device 70, and has a valve body and an electric actuator.
  • One end of the in-vehicle apparatus flow path 43 is connected to the low-temperature side heat medium flow path 41 between the low-temperature side radiator 53 and the first low-temperature side flow path switching valve 46. It is connected to the low temperature side heat medium channel 41 between the evaporator 16 and the low temperature side radiator 53.
  • the in-vehicle device flow path pump 48, the inverter 49, the charger 50, the motor generator 51, and the second low temperature side flow passage switching valve 52 are arranged in this order of arrangement for the cooling water flow. There is.
  • the on-vehicle apparatus flow path pump 48 is an electric pump driven by the electric power supplied from the battery 47, and sucks and discharges the cooling water flowing through the on-vehicle apparatus flow path 43.
  • the operation of the on-vehicle apparatus channel pump 48 is controlled by a control signal output from the controller 70 (shown in FIG. 2).
  • the inverter 49 adjusts the voltage of the power supplied from the battery 47 and supplies the power to the motor generator 51 to drive the motor generator 51.
  • the inverter 49 is cooled by the cooling water flowing through the in-vehicle apparatus channel 43.
  • Charger 50 regulates the voltage of the power generated by motor generator 51 and charges battery 47 with this power.
  • the charger 50 is cooled by the cooling water flowing through the in-vehicle apparatus channel 43.
  • the motor generator 51 generates driving force by the electric power supplied from the inverter 49 and generates regenerative braking force by generating electric power.
  • the motor generator 51 is cooled by the cooling water flowing through the in-vehicle apparatus channel 43.
  • One end of the in-vehicle device bypass passage 44 is connected to the suction side of the in-vehicle device passage pump 48 in the in-vehicle device passage 43, and the other end of the in-vehicle device bypass passage 44 is the second low temperature side passage switching valve 52. It is connected to the.
  • the second low temperature side flow passage switching valve 52 switches between a state in which the coolant flows in the in-vehicle device bypass flow path 44 between the in-vehicle device flow path pump 48 and the motor generator 51 and a state in which the coolant does not flow.
  • the second low temperature side flow passage switching valve 52 is an electric three-way valve whose operation is controlled by a control signal output from the control device 70, and has a valve body and an electric actuator.
  • the indoor air conditioning unit 60 is for blowing the blown air into the vehicle compartment which is the space to be air conditioned.
  • the indoor air conditioning unit 60 is disposed inside the instrument panel at the forefront of the vehicle interior.
  • the indoor air conditioning unit 60 is configured by housing the second evaporator 18, the heater core 33, and the like in a casing 61 forming the outer shell thereof.
  • the casing 61 is an air passage forming portion that forms an air passage for blowing air blown into the vehicle compartment, which is a space to be air conditioned.
  • the casing 61 has a certain degree of elasticity and is molded of a resin (for example, polypropylene) which is excellent in strength.
  • a device 63 is arranged inside / outside air switching as an inside / outside air switching unit to switch and introduce inside air (air within the air conditioned space) and outside air (air outside the air conditioned space) into the casing 61 on the most upstream side of the air flow inside the casing 61
  • a device 63 is arranged.
  • the inside / outside air switching device 63 can continuously change the air volume ratio between the air volume of the inside air and the air volume of the outside air.
  • an air conditioning blower 62 for directing the air drawn in via the inside / outside air switching device 63 toward the inside of the space to be air-conditioned is disposed.
  • the air conditioning blower 62 is an electric blower that drives a centrifugal multi-blade fan (sirocco fan) by an electric motor, and the number of rotations (air flow amount) is controlled by a control voltage output from the control device 70.
  • the second evaporator 18 is disposed downstream of the air flow of the air conditioning blower 62 in the air passage formed in the casing 61. Further, the downstream side of the second evaporator 18 of the air passage formed in the casing 61 is bifurcated, and the heater core flow passage 65 and the cold air bypass passage 66 are formed in parallel.
  • the heater core flow path 65 a heater core 33 is disposed. That is, the heater core flow path 65 is a flow path through which the blown air which exchanges heat with the refrigerant in the heater core 33 flows.
  • the second evaporator 18 and the heater core 33 are disposed in this order with respect to the blowing air flow. In other words, the second evaporator 18 is disposed upstream of the heater core 33 in the flow of the blast air.
  • the cold air bypass passage 66 is a flow passage for flowing the blown air that has passed through the second evaporator 18 to the downstream side by bypassing the heater core 33.
  • the air mix door 64 which adjusts the air volume ratio which makes the heater core 33 pass among these is arrange
  • a mixing channel 67 is formed in the casing 61 on the downstream side of the merging portion of the heater core channel 65 and the cold air bypass passage 66. In the mixing flow path 67, the blowing air heated by the heater core 33 and the blowing air which has passed through the cold air bypass passage 66 and is not heated by the heater core 33 are mixed.
  • a plurality of opening holes for blowing the blowing air (air conditioning air) mixed in the mixing flow path 67 into the vehicle interior which is the air conditioning target space at the most downstream part of the blowing air flow of the casing 61 Is arranged.
  • the control device 70 shown in FIG. 2 is composed of a known microcomputer including a CPU, a ROM, a RAM and the like, and peripheral circuits thereof.
  • the control device 70 performs various operations and processing based on the control program stored in the ROM.
  • Various control target devices are connected to the output side of the control device 70.
  • the control device 70 is a control unit that controls the operation of various control target devices.
  • the control target devices controlled by the control device 70 include the compressor 11, the first pressure reducing valve 15, the second pressure reducing valve 17, the high temperature side pump 32, the high temperature side flow path switching valve 37, the low temperature side pump 45, and the first low temperature side.
  • the control device 70 is integrally configured with a control unit that controls various control target devices connected to the output side. And the structure (hardware and software) which controls the action
  • the configuration for controlling the refrigerant discharge capacity of the compressor 11 in the control device 70 is a discharge capacity control unit 70a.
  • the configuration for controlling the throttle opening degree of the first pressure reducing valve 15 is a first throttle control unit 70b.
  • the configuration for controlling the throttle opening degree of the second pressure reducing valve 17 is a second throttle control unit 70c.
  • the configuration for controlling the pumping capability of the high temperature side pump 32 is the high temperature side pumping capability control unit 70d.
  • the configuration for controlling the pumping capability of the low temperature side pump 45 is the low temperature side pumping capability control unit 70 e.
  • the configuration for controlling the air blowing capacity of the radiator fan 54 is a radiator air blowing capacity control unit 70f.
  • the configuration for controlling the blowing capacity of the air conditioning blower 62 is the air conditioning blowing capacity control unit 70g.
  • control sensor groups such as an inside air temperature sensor 71, an outside air temperature sensor 72, a solar radiation amount sensor 73, a refrigerant temperature sensor 74, and a refrigerant pressure sensor 75 are connected to the input side of the control device 70.
  • the inside air temperature sensor 71 detects a temperature Tr in the passenger compartment.
  • the outside air temperature sensor 72 detects the outside air temperature Tam.
  • the solar radiation amount sensor 73 detects the solar radiation amount Ts in the vehicle compartment.
  • the refrigerant temperature sensor 74 detects the temperature of the refrigerant circulating through the refrigeration cycle 10, for example, the temperature of the refrigerant sucked by the compressor 11.
  • the refrigerant pressure sensor 75 detects the pressure of the refrigerant on the low pressure side of the refrigeration cycle 10, for example, the pressure of the refrigerant drawn into the compressor 11.
  • An operation unit 80 is connected to the input side of the control device 70.
  • the operating unit 80 is operated by the occupant.
  • the operation unit 80 is disposed in the vicinity of an instrument panel at the front of the vehicle interior.
  • An operation signal from the operation unit 80 is input to the control device 70.
  • the operation unit 80 is provided with an air conditioner switch, a temperature setting switch, and the like.
  • the air conditioner switch sets whether to cool the blowing air in the indoor air conditioning unit.
  • the temperature setting switch sets the set temperature of the vehicle interior.
  • the control device 70 when the air conditioner switch is turned on (ON), the air conditioning control program stored in advance in the storage circuit (ROM) is executed.
  • the target blowout temperature TAO of the air blown into the vehicle compartment is calculated based on the detection signal detected by the control sensor group and the operation signal from the operation unit 80.
  • the operation mode of the refrigeration cycle apparatus 1 is determined based on the detection signal, the operation signal, and the target blowout temperature TAO. More specifically, in the refrigeration cycle apparatus 1 of the present embodiment, the heating mode, the cooling mode, and the dehumidifying heating mode can be switched as the operation mode. Each operation mode will be described below.
  • the heating mode is an operation mode in which the air is heated by the heater core 33.
  • the control device 70 determines the operation states (control signals to be output to the various control devices) of the various control target devices based on the detection signal and the target blowout temperature TAO and the like. Specifically, the control device 70 operates the compressor 11, the high temperature side pump 32, the low temperature side pump 45, the radiator blower 54, the air conditioning blower 62 and the like.
  • control device 70 controls compressor 11 such that the temperature of the air blown into the vehicle compartment becomes the target blowing temperature TAO.
  • the controller 70 brings the first pressure reducing valve 15 into the throttling state, and brings the second pressure reducing valve 17 into the fully closed state.
  • the control device 70 determines a control signal to be output to the first pressure reducing valve 15 so as to have a predetermined opening degree of the heating mode.
  • the control device 70 fully closes the high temperature side flow passage switching valve 37.
  • the control device 70 controls the operation of the first low temperature side flow passage switching valve 46 so that the cooling water does not flow through the battery flow passage 42.
  • the control device 70 controls the operation of the second low temperature side flow passage switching valve 52 so that the cooling water does not flow through the in-vehicle device bypass flow passage 44.
  • the control device 70 displaces the air mix door 64 to the solid line position of FIG. 1 and distributes the entire flow rate of the blown air having passed through the second evaporator 18 to the heater core flow path 65.
  • the high pressure refrigerant discharged from the compressor 11 flows into the condenser 12.
  • the high pressure refrigerant flowing into the condenser 12 exchanges heat with the cooling water pressure-fed from the high temperature side pump 32 and condenses.
  • the heat of the high-pressure refrigerant is dissipated to the cooling water, and the cooling water is heated.
  • the cooling water heated by the condenser 12 flows into the heater core 33.
  • the cooling water flowing into the heater core 33 exchanges heat with the blowing air.
  • the blowing air is heated so as to approach the target blowing temperature TAO.
  • the coolant flowing out of the heater core 33 circulates through the high temperature side heat medium flow path 31 and is sucked into the high temperature side pump 32.
  • the high pressure refrigerant flowing out of the condenser 12 flows into the liquid receiver 13 and is separated into gas and liquid. Then, the liquid high-pressure refrigerant separated in the liquid receiver 13 is heat-exchanged with the cooling water flowing through the high temperature side heat medium channel 31 in the supercooling unit 14 to be supercooled.
  • the high pressure refrigerant flowing out of the subcooling unit 14 is reduced in pressure by the first pressure reducing valve 15 to be a low pressure refrigerant because the second pressure reducing valve 17 is in a fully closed state.
  • the throttle opening degree of the first pressure reducing valve 15 is adjusted such that the degree of superheat of the refrigerant flowing out of the first evaporator 16 approaches a predetermined reference degree of superheat.
  • the low pressure refrigerant reduced in pressure by the first pressure reducing valve 15 flows into the first evaporator 16.
  • the low pressure refrigerant flowing into the first evaporator 16 absorbs heat from the cooling water pressure-fed from the low temperature side pump 45 and evaporates. Thus, the cooling water circulating in the low temperature side heat exchange unit 40 is cooled.
  • the cooling water cooled by the first evaporator 16 flows into the low temperature side radiator 53.
  • the cooling water flowing into the low temperature side radiator 53 exchanges heat with the outside air blown from the radiator blower 54 and is heated.
  • the cooling water flowing out of the low temperature side radiator 53 circulates through the low temperature side heat medium flow path 41 and is sucked into the low temperature side pump 45.
  • the low pressure refrigerant flowing out of the first evaporator 16 is compressed by the compressor 11 to be a high pressure refrigerant.
  • the blowing air heated by the heater core 33 can be blown into the vehicle compartment to heat the vehicle compartment.
  • cooling water circulates battery channel 42
  • the operation of the first low temperature side flow passage switching valve 46 may be controlled so as to
  • the waste heat of the battery 47 can be absorbed by the cooling water, and the waste heat can be absorbed by the refrigerant in the first evaporator 16. Therefore, the waste heat of the battery 47 can be used as a heat source for heating the blowing air.
  • the operation of the second low temperature side flow passage switching valve 52 was controlled so that the cooling water does not flow through the in-vehicle device bypass passage 44.
  • the operation of the second low temperature side flow passage switching valve 52 may be controlled to flow through the passage 44, and the in-vehicle device flow passage pump 48 may be further operated.
  • the cooling water can be circulated to the inverter 49, the charger 50, and the motor generator 51, the waste heat of the inverter 49 and the like is absorbed by the cooling water, and this waste heat is collected by the first evaporator 16.
  • the refrigerant can absorb heat. Therefore, the waste heat of the inverter 49 etc. can be used as a heat source for heating the blowing air.
  • the cooling water should be discharged from the battery according to the temperature range of the cooling water flowing out of the first evaporator 16.
  • the circuit circulated to the passage 42 and the circuit circulated to the on-vehicle equipment bypass passage 44 may be switched.
  • the cooling mode is an operation mode in which the second evaporator 18 cools the blown air.
  • the control device 70 determines the operation states (control signals to be output to the various control devices) of the various control target devices based on the detection signal, the target blowout temperature TAO, and the like. Specifically, the control device 70 operates the compressor 11, the high temperature side pump 32, the radiator blower 54, and the air conditioning blower 62.
  • control device 70 controls compressor 11 such that the temperature of the air blown into the vehicle compartment becomes the target blowing temperature TAO.
  • the control device 70 brings the first pressure reducing valve 15 into a fully closed state, and brings the second pressure reducing valve 17 into a throttling state.
  • the control device 70 determines a control signal to be output to the second pressure reducing valve 17 so as to have a predetermined throttle opening degree in the cooling mode.
  • the control device 70 fully opens the high temperature side flow passage switching valve 37.
  • the control device 70 positions the air mix door 64 at the broken line position in FIG. 1 and closes the heater core flow path 65 by the air mix door 64 so that the total flow rate of the blown air passing through the second evaporator 18 is a cold air bypass passage. It distributes to 66.
  • the high pressure refrigerant discharged from the compressor 11 flows into the condenser 12.
  • the high pressure refrigerant flowing into the condenser 12 exchanges heat with the cooling water pressure-fed from the high temperature side pump 32 and condenses.
  • the heat of the high-pressure refrigerant is dissipated to the cooling water, and the cooling water is heated.
  • the cooling water heated by the condenser 12 flows into the heater core 33.
  • the air mix door 64 is displaced so as to close the heater core flow path 65. Therefore, the cooling water which has flowed into the heater core 33 flows out of the heater core 33 with almost no heat release to the blast air.
  • the coolant flowing out of the heater core 33 flows through the high temperature side radiator flow passage 36 and flows into the high temperature side radiator 35.
  • the cooling water flowing into the high temperature side radiator 35 exchanges heat with the outside air blown from the radiator blower 54 and is cooled.
  • the coolant flowing out of the high temperature side radiator 35 circulates through the high temperature side radiator flow passage 36 and is sucked into the high temperature side pump 32.
  • the high pressure refrigerant flowing out of the condenser 12 flows into the liquid receiver 13 and is separated into gas and liquid. Then, the liquid high-pressure refrigerant separated in the liquid receiver 13 is heat-exchanged with the cooling water flowing through the high temperature side heat medium channel 31 in the supercooling unit 14 to be supercooled.
  • the high pressure refrigerant flowing out of the subcooling unit 14 is reduced in pressure by the second pressure reducing valve 17 to be a low pressure refrigerant because the first pressure reducing valve 15 is in a fully closed state.
  • the throttle opening degree of the second pressure reducing valve 17 is adjusted so that the degree of superheat of the refrigerant flowing out of the second evaporator 18 approaches a predetermined reference degree of superheat.
  • the low pressure refrigerant decompressed by the second pressure reducing valve 17 flows into the second evaporator 18.
  • the low-pressure refrigerant flowing into the second evaporator 18 absorbs heat from the air blown by the air conditioning blower 62 and evaporates. Thereby, the blowing air is cooled.
  • the low pressure refrigerant flowing out of the second evaporator 18 is compressed by the compressor 11 to be a high pressure refrigerant.
  • the blowing air cooled by the second evaporator 18 can be blown into the vehicle compartment to perform cooling of the vehicle compartment.
  • the dehumidifying / heating mode is an operation mode in which the blown air which has been cooled and dehumidified by the second evaporator 18 is reheated by the heater core 33.
  • the control device 70 determines the operation states (control signals to be output to various control devices) of various control target devices based on the detection signal and the target blowout temperature TAO and the like. Specifically, the control device 70 operates the compressor 11, the high temperature side pump 32, the low temperature side pump 45, the radiator blower 54, and the air conditioning blower 62.
  • control device 70 controls compressor 11 such that the temperature of the air blown into the vehicle compartment becomes the target blowing temperature TAO.
  • the controller 70 brings the first pressure reducing valve 15 into the throttling state, and brings the second pressure reducing valve 17 into the throttling state.
  • the control device 70 determines the control signal output to the first pressure reducing valve 15 and the control signal output to the second pressure reducing valve 17 so as to have a predetermined dehumidifying / heating mode throttle opening degree.
  • the control device 70 fully closes the high temperature side flow passage switching valve 37.
  • the control device 70 controls the operation of the first low temperature side flow passage switching valve 46 so that the cooling water does not flow through the battery flow passage 42.
  • the control device 70 controls the operation of the second low temperature side flow passage switching valve 52 so that the cooling water does not flow through the in-vehicle device bypass flow passage 44.
  • the control device 70 displaces the air mix door 64 to the solid line position of FIG. 1 and distributes the entire flow rate of the blown air having passed through the second evaporator 18 to the heater core flow path 65.
  • the high pressure refrigerant discharged from the compressor 11 flows into the condenser 12.
  • the high pressure refrigerant flowing into the condenser 12 exchanges heat with the cooling water pressure-fed from the high temperature side pump 32 and condenses.
  • the heat of the high-pressure refrigerant is dissipated to the cooling water, and the cooling water is heated.
  • the blown air after passing through the second evaporator 18 is heated by the heater core 33 so as to reach the target blowing temperature TAO.
  • the high-pressure refrigerant flowing out of the condenser 12 flows into the liquid receiver 13 and the gas and liquid are separated. Then, the liquid high-pressure refrigerant flowing out of the liquid receiver 13 is heat-exchanged with the cooling water flowing through the high temperature side heat medium channel 31 in the supercooling unit 14 to be supercooled.
  • the low pressure refrigerant flowing into the second evaporator 18 absorbs heat from the air blown by the air conditioning blower 62 and evaporates, as in the cooling mode. Thereby, the blast air is cooled and dehumidified.
  • the refrigerant evaporation temperature of the second evaporator 18 is maintained at 1 ° C. or higher by the function of the evaporation pressure adjusting valve 19 regardless of the throttle opening degree of the second pressure reducing valve 17 or the like.
  • the low pressure refrigerant flowing out of the second evaporator 18 merges with the low pressure refrigerant flowing out of the first evaporator 16 via the evaporation pressure control valve 19.
  • the remaining high-pressure refrigerant flowing out of the subcooling unit 14 flows into the first pressure reducing valve 15 to be reduced in pressure as in the heating mode.
  • the low pressure refrigerant reduced in pressure by the first pressure reducing valve 15 flows into the first evaporator 16.
  • the low pressure refrigerant flowing into the first evaporator 16 absorbs heat from the cooling water pressure-fed from the low temperature side pump 45 and evaporates, as in the heating mode.
  • the cooling water circulating in the low temperature side heat exchange unit 40 is cooled.
  • the cooling water cooled by the first evaporator 16 flows into the low temperature side radiator 53 as in the heating mode.
  • the cooling water flowing into the low temperature side radiator 53 exchanges heat with the outside air blown from the radiator blower 54 and is heated.
  • the cooling water flowing out of the low temperature side radiator 53 circulates through the low temperature side heat medium flow path 41 and is sucked into the low temperature side pump 45.
  • the low pressure refrigerant flowing out of the first evaporator 16 joins the low pressure refrigerant flowing out of the second evaporator 18 and is compressed by the compressor 11 to become a high pressure refrigerant.
  • dehumidifying and heating the passenger compartment can be performed by reheating the blown air cooled and dehumidified by the second evaporator 18 with the heater core 33 and blowing it out into the passenger compartment. .
  • the refrigerant evaporation temperature in the first evaporator 16 and the refrigerant evaporation temperature in the second evaporator 18 can be set to different temperature zones.
  • the heating mode by controlling the operation of the first low-temperature side flow passage switching valve 46 so that the cooling water flows through the battery flow passage 42, the waste heat of the battery 47 and the blowing air are heated. It can be used as a heat source for
  • the second low temperature side flow passage switching valve 52 controls the operation of the second low temperature side flow passage switching valve 52 so that the cooling water flows through the in-vehicle device bypass flow passage 44, and further operating the in-vehicle device flow passage pump 48, the inverter 49, the charger 50 and the waste heat of the motor generator 51 can be used as a heat source for heating the blast air.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 of the present embodiment it is possible to realize comfortable air conditioning of the vehicle interior by switching the heating mode, the cooling mode, and the dehumidifying heating mode.
  • the cycle configuration tends to be complicated.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 of the present embodiment there is no switching between the refrigerant circuit that causes the high pressure refrigerant to flow into the same heat exchanger and the refrigerant circuit that causes the low pressure refrigerant to flow. That is, since it is not necessary to flow the high pressure refrigerant into the first evaporator 16 and the second evaporator 18 when switching to any refrigerant circuit, the refrigerant circuit is switched with a simple configuration without causing complication of the cycle configuration. be able to.
  • an oil return routine shown in FIG. 3 for reliably returning the refrigeration oil mixed in the refrigerant to the compressor 11 is executed.
  • the oil return routine is executed at predetermined intervals as a subroutine of the air conditioning control program.
  • the oil return routine will be described below.
  • Each control step shown in FIG. 3 constitutes a function realizing unit of the control device 70.
  • step S11 of FIG. 3 it is determined whether an insufficient condition in which the amount of return of the refrigerator oil to the compressor 11 is insufficient is satisfied. More specifically, it is determined whether a shortage condition in which the amount of return of the refrigeration oil to the compressor 11 may be short is satisfied. Therefore, step S11 of the oil return routine of the present embodiment constitutes an insufficient condition determination unit.
  • step S11 when at least one or more of (condition 1) to (condition 5) shown below are satisfied, it is determined that the shortage condition is satisfied, In the other cases, it is determined that the above-mentioned shortage condition is not established.
  • the refrigerant evaporation pressure of the refrigeration cycle 10 is low, and the refrigerant sucked into the compressor 11 is The density is lower. For this reason, the circulating refrigerant flow which circulates a cycle decreases, and it is easy to run short of the return amount to compressor 11 of refrigerator oil.
  • the refrigerant evaporation pressure of the refrigeration cycle 10 is low.
  • the density of the refrigerant drawn into the air at 11 decreases. Therefore, the flow rate of the circulating refrigerant decreases, and the return amount of the refrigeration oil to the compressor 11 is likely to be insufficient.
  • the refrigerant evaporation pressure of the refrigeration cycle 10 is low as in the case 2 and is drawn into the compressor 11
  • the density of the refrigerant is reduced. Therefore, the flow rate of the circulating refrigerant decreases, and the return amount of the refrigeration oil to the compressor 11 is likely to be insufficient.
  • step S11: YES If the shortage condition determination unit determines that the above-mentioned shortage condition is satisfied (step S11: YES), the program proceeds to step S12. On the other hand, when the shortage condition determination unit determines that the shortage condition is not satisfied (step S11: NO), the process returns to the main routine.
  • step S12 oil return control is executed. Therefore, step S12 of the oil return routine of the present embodiment constitutes an oil return control execution unit.
  • the oil return control execution unit (that is, step S12) executes oil return control that periodically changes the flow rate of the refrigerant flowing through the refrigeration cycle 10 by periodically changing the refrigerant discharge capacity of the compressor 11 .
  • the oil return control execution unit of the present embodiment increases the rotational speed of the compressor 11 to the first rotational speed Nc1 by a predetermined time td, and then the second rotational speed Nc2 for the specified time td.
  • the increase and decrease control to be reduced to the predetermined number of times is repeated.
  • the first rotation speed Nc1 is a rotation speed obtained by adding a predetermined specified rotation speed Ncd to the rotation speed of the compressor 11 at the time of normal control immediately before the oil return control is performed.
  • the second rotation speed Nc2 is a rotation speed obtained by subtracting a predetermined specified rotation speed Ncd from the rotation speed of the compressor 11 at the time of normal control before oil return control is performed.
  • the first circulating refrigerant flow rate Gr1 is obtained from the circulating refrigerant flow rate Gr just before the oil return control is executed. To increase. Thereby, the flow velocity of the refrigerant circulating in the refrigeration cycle 10 is increased, and the refrigeration oil is returned to the compressor 11 together with the refrigerant.
  • the refrigeration oil mixed in the refrigerant can be reliably returned to the compressor 11, and the compressor 11 can be lubricated. Thereby, the reliability of the compressor 11 can be improved.
  • the oil return control of the refrigeration cycle apparatus 1 of the present embodiment when the rotational speed of the compressor 11 is periodically changed, the flow rate of the circulating refrigerant changes, so the pressure of the high pressure refrigerant flowing into the condenser 12 It is also easy to change. Therefore, during the execution of the oil return control, the heating capacity of the cooling water and the heating capacity of the blowing air which is the fluid to be heated are also likely to fluctuate.
  • the refrigerant condensed by the condenser 12 is excessive even when the oil return control is being performed. It can be cooled to become a liquid phase refrigerant having a degree of cooling. That is, by performing heat exchange between the coolant and the high-pressure refrigerant in the subcooling unit 14 to adjust the amount of subcooling, it is possible to suppress pressure fluctuation of the refrigerant discharged from the compressor 11.
  • the temperature change of the cooling water which exchanges heat with the refrigerant discharged from the compressor 11 in the condenser 12 can be suppressed, and further, the heating capacity of the blowing air which exchanges heat with the cooling water in the heater core 33 Fluctuation can be suppressed.
  • the refrigerant discharged from the compressor 11 and the air, which is the heat exchange fluid are indirectly subjected to heat exchange via the cooling water to suppress the fluctuation of the heating capacity of the air when heating the air. can do.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 of the present embodiment when the refrigeration oil is returned to the compressor, it is possible to suppress the fluctuation of the heating capacity of the heat exchange target fluid.
  • the refrigerant condensed in the condenser 12 can be reliably subcooled, with the simple configuration in which the subcooling unit 14 is provided. That is, with a simple configuration, when the refrigeration oil is returned to the compressor, it can be suppressed that the heating capacity of the fluid for heat exchange changes.
  • water is used as the condenser 12 for heat exchange between the high pressure refrigerant discharged from the compressor 11 and the high temperature side heat medium circulating the high temperature side heat medium channel 31.
  • -A refrigerant heat exchanger is provided. According to this, when heating and heating blowing air, the heat which a high pressure refrigerant has can be transferred to blowing air indirectly via cooling water. Therefore, the fluctuation of the heating capacity of the blowing air can be further suppressed.
  • the heat of the high-temperature refrigerant is transferred to the cooling water having a relatively large specific heat in the condenser 12, so that the temperature change of the cooling water is suppressed.
  • the temperature change of the blowing air heat-exchanged with the cooling water is suppressed. Therefore, the fluctuation of the heating capacity of the blowing air can be further suppressed.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 of this embodiment has an insufficient condition determination part comprised by control step S11. And the oil return control execution part comprised by control step S12 performs oil return control, when it is judged by the insufficiency condition judgment part that the insufficiency condition is satisfied. Thus, unnecessary execution of oil return control can be suppressed.
  • the oil return control execution unit changes the refrigerant discharge capacity of the compressor 11 to change the flow rate of the circulating refrigerant circulating in the refrigeration cycle 10. According to this, it is possible to reliably change the circulating refrigerant flow rate, and to reliably return the refrigerator oil to the compressor 11.
  • the oil return control execution unit of the refrigeration cycle apparatus 1 according to the second embodiment periodically changes the circulating refrigerant flow rate by changing the throttle opening of at least one of the first pressure reducing valve 15 and the second pressure reducing valve 17. .
  • the operation of the first pressure reducing valve 15 is controlled to periodically change the circulating refrigerant flow rate.
  • the operation of the second pressure reducing valve 17 is controlled to periodically change the circulating refrigerant flow rate.
  • the operation of either one of the first pressure reducing valve 15 and the second pressure reducing valve 17 is controlled to periodically change the circulating refrigerant flow rate.
  • the heating capacity of the heat exchange target fluid fluctuates when returning the refrigeration oil to the compressor, as in the first embodiment. It is possible to suppress the
  • the oil return control execution unit of the refrigeration cycle apparatus 1 of the third embodiment changes the temperature of the refrigerant circulating in the refrigeration cycle 10 to change the flow rate of the circulating refrigerant periodically.
  • the pressure feeding capability of the cooling water of the low temperature side pump 45 or the air flow rate of the radiator fan 54 is periodically changed. Then, by adjusting the heat absorption amount of the refrigerant in the first evaporator 16, the temperature of the refrigerant drawn into the compressor 11 is periodically changed. Thereby, the density of the refrigerant drawn into the compressor 11 is changed to periodically change the circulating refrigerant flow rate.
  • the heating capacity of the heat exchange target fluid fluctuates when returning the refrigeration oil to the compressor, as in the first embodiment. It is possible to suppress the
  • the refrigeration cycle apparatus 1 of the fourth embodiment is a modification of the refrigeration cycle apparatus 1 of the third embodiment.
  • the oil return control execution unit of the refrigeration cycle apparatus 1 of the third embodiment periodically changes the air flow rate of the air conditioning blower 62. Then, by adjusting the heat absorption amount of the refrigerant in the second evaporator 18, the temperature of the refrigerant drawn into the compressor 11 is periodically changed. Thereby, the density of the refrigerant drawn into the compressor 11 is changed to periodically change the circulating refrigerant flow rate.
  • the heating capacity of the heat exchange target fluid fluctuates when returning the refrigeration oil to the compressor, as in the first embodiment. It is possible to suppress the
  • refrigeration cycle apparatus 1 may be applied to an electric vehicle traveling with the drive power of only the motor generator 51.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 may be applied to a normal vehicle that obtains driving power for traveling from an internal combustion engine.
  • the supercooling unit 14 for supercooling the refrigerant flowing out of the condenser 12 is provided on the downstream side of the condenser 12.
  • the control device 70 may be provided with a subcooling execution unit 70 h that uses the refrigerant that has flowed out of the condenser 12 as the subcooling liquid phase refrigerant.
  • the amount of heat exchange between the high-pressure refrigerant and the cooling water in the condenser 12 is changed by changing the discharge flow rate of the cooling water of the high temperature side pump 32 as the supercooling execution unit 70h, and the refrigerant flows out of the condenser 12 It is also possible to employ one that subcools the refrigerant. Also in this case, the refrigerant flowing out of the condenser 12 can be reliably subcooled.
  • a solenoid valve for opening and closing the refrigerant circuit and a thermal expansion valve for adjusting the degree of superheat of the refrigerant on the outlet side of the second evaporator 18 to a reference degree of superheat may be adopted.
  • the oil return control execution unit changes the pumping capability of the low temperature side pump 45, the blowing capability of the radiator blower 54, and the blowing capability of the air conditioning blower 62 to change the temperature of the refrigerant.
  • coolant is not limited to this.
  • the refrigerant circuit 20 is provided with a refrigerant temperature adjustment unit such as a Peltier element for heating or cooling the refrigerant circulating in the refrigerant circuit 20, and the oil return control execution unit controls the operation of the refrigerant temperature adjustment unit.
  • the temperature may be changed to change the circulating refrigerant flow rate.
  • Each component apparatus which comprises the refrigerating cycle apparatus 1 is not limited to what was disclosed by the above-mentioned embodiment.
  • the above-mentioned embodiment explained the example which adopted an electric compressor as compressor 11, when applied to a vehicle travel engine, the vehicle travels via a pulley, a belt, etc. as compressor 11.
  • An engine driven compressor driven by a rotational driving force transmitted from an engine may be employed.
  • the low temperature side radiator 53 and the high temperature side radiator 35 may be connected by a common fin.
  • the low temperature side radiator 53 and the high temperature side radiator 35 are connected so as to be able to transfer heat to each other by a common fin, the heat of the cooling water of the high temperature side heat medium flow path 31 comes from the high temperature side radiator 35 It moves to the low temperature side radiator 53. Thereby, the temperature of the low temperature side radiator 53 rises, and the frost adhering to the surface of the low temperature side radiator 53 can be melted.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 capable of switching the operation mode has been described.
  • the heating capacity of the heat exchange fluid is suppressed from fluctuating In order to obtain an effect, it is not essential that the operation mode be switchable.
  • operation modes other than those disclosed in the above embodiments may be provided.
  • the first pressure reducing valve 15 is fully closed, and the second pressure reducing valve 17 is throttled.
  • the operation of the first low temperature side flow passage switching valve 46 is controlled such that the cooling water circulating in the low temperature side heat medium flow channel 41 flows through the battery flow channel 42.
  • the air mix door 64 is displaced such that the entire flow rate of the blown air that has passed through the second evaporator 18 is allowed to flow through the cold air bypass passage 66.
  • the waste heat of the battery 47 can be absorbed by the refrigerant in the first evaporator 16 through the cooling water circulating through the low temperature side heat medium channel 41. . Then, the heat absorbed by the refrigerant can be released to the outside air by the high temperature side radiator 35 through the cooling water circulating through the high temperature side heat medium flow path 31. According to this, it may be possible to switch to the battery cooling mode in which the battery 47 is cooled without performing the air conditioning of the vehicle interior.
  • air conditioning of the vehicle interior is performed by controlling the operation of the second low temperature side flow passage switching valve 52 so that the cooling water circulating in the low temperature side heat medium flow passage 41 flows through the on-vehicle device bypass flow passage 44
  • it may be possible to switch to the device cooling mode for cooling the on-vehicle device such as the inverter 49 or the like.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Air-Conditioning For Vehicles (AREA)

Abstract

冷凍サイクル装置（１）は、冷凍機油が混入された冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）、及び圧縮機によって吐出された冷媒と熱交換対象流体とを熱交換させて冷媒を凝縮させる凝縮器（１２）を備えた冷凍サイクル（１０）と、冷凍サイクルを循環する冷媒の循環冷媒流量を変化させて、冷凍機油を圧縮機に戻すオイル戻し制御を実行するオイル戻し制御実行部と、を有する。少なくともオイル戻し制御が実行されている際に、凝縮された冷媒が過冷却される。これにより、熱交換対象流体の加熱能力の変動を抑制しつつ、冷媒とともに圧縮機から吐出された冷凍機油を、再び圧縮機に戻すことができる。

Description

冷凍サイクル装置 関連出願の相互参照
　本出願は、当該開示内容が参照によって本出願に組み込まれた、２０１７年９月２８日に出願された日本特許出願２０１７－１８８２１６号を基にしている。
　本開示は、冷凍サイクル装置に関する。
　特許文献１には、空調装置に適用された蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置であって、圧縮機から吐出された高圧冷媒と熱交換対象流体である送風空気とを熱交換させて、送風空気を加熱する冷凍サイクル装置が開示されている。
　このような冷凍サイクル装置では、一般的に、圧縮機を潤滑するための冷凍機油を冷媒に混入させて、この冷凍機油を冷媒とともにサイクル内で循環させている。更に、このような冷凍サイクル装置では、圧縮機へ冷凍機油を確実に戻すために、サイクルを循環する冷媒の循環冷媒流量を周期的に変化させるオイル戻し制御を実行する。
特開２０１０－４２６９８号公報
　しかしながら、オイル戻し制御が実行されると高圧冷媒の圧力が変動してしまい、熱交換対象流体の加熱能力も変動してしまうおそれがある。
　本開示は、冷凍機油を圧縮機へ戻す際に、熱交換対象流体の加熱能力が変動してしまうことを抑制可能な冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。
　本開示の一態様によると、冷凍サイクル装置は、冷凍機油が混入された冷媒を圧縮して吐出する圧縮機、及び圧縮機によって吐出された冷媒と熱交換対象流体とを熱交換させて冷媒を凝縮させる凝縮器を備えた冷凍サイクルと、冷凍サイクルを循環する冷媒の循環冷媒流量を変化させて、冷凍機油を圧縮機に戻すオイル戻し制御を実行するオイル戻し制御実行部と、を有する。少なくともオイル戻し制御が実行されている際に、凝縮された冷媒が過冷却される。
　これによれば、オイル戻し制御実行部を有しているので、冷凍機油を圧縮機へ戻すことができる。
　更に、オイル戻し制御が実行されている際に、凝縮器にて凝縮された冷媒が過冷却されるので、過冷却量を調整することによって、圧縮機から吐出された冷媒の圧力変動を抑制することができる。従って、熱交換対象流体の加熱能力の変動も抑制することができる。
　すなわち、上記一態様によれば、冷凍機油を圧縮機へ戻す際に、熱交換対象流体の加熱能力が変動してしまうことを抑制可能な冷凍サイクル装置を提供することができる。
　凝縮器は、冷媒と熱交換対象流体とを直接的に熱交換させるものに限定されず、熱媒体等を介して、冷媒と熱交換対象流体とを間接的に熱交換させるものも含まれる。
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実施形態の冷凍サイクル装置の電気制御部を示すブロック図である。 図２の制御装置が実行するオイル制御を表したフローチャートである。 オイル戻し制御実行時における圧縮機の回転数の変化及び循環冷媒流量の変化を表したタイムチャートである。 他の実施形態の冷凍サイクル装置の電気制御部を示すブロック図である。
　以下に、図面を参照しながら本開示を実施するための複数の形態を説明する。各形態において先行する形態で説明した事項に対応する部分には同一の参照符号を付して重複する説明を省略する場合がある。各形態において構成の一部のみを説明している場合は、構成の他の部分については先行して説明した他の形態を適用することができる。各実施形態で具体的に組合せが可能であることを明示している部分同士の組合せばかりではなく、特に組合せに支障が生じなければ、明示してなくとも実施形態同士を部分的に組み合せることも可能である。
　（第１実施形態）
　以下、本開示に係る第１実施形態の冷凍サイクル装置１の構成について、図面を参照しつつ説明する。図１に示す冷凍サイクル装置１は、車室内空間を適切な温度に調整する車両用空調装置に適用されている。本実施形態の冷凍サイクル装置１は、エンジン（換言すれば内燃機関）及び走行用電動モータから車両走行用の駆動力を得るハイブリッド自動車に搭載されている。
　本実施形態のハイブリッド自動車は、車両停車時に外部電源（換言すれば商用電源）から供給された電力を、車両に搭載されたバッテリ４７に充電可能なプラグインハイブリッド自動車として構成されている。
　エンジンから出力される駆動力は、車両走行用として用いられるのみならず、後述するモータジェネレータ５１において発電させるためにも用いられる。そして、モータジェネレータ５１において発電された電力及び外部電源から供給された電力をバッテリ４７に蓄えることができ、バッテリ４７に蓄えられた電力は、走行用電動モータのみならず、冷凍サイクル装置１を構成する電動式構成機器をはじめとする各種車載機器に供給される。
　冷凍サイクル装置１は、空調対象空間である車室内を暖房する（即ち、熱交換対象流体である送風空気を加熱する）とともに、車室内を冷房する（即ち、送風空気を冷却する）機能を果たす。
　冷凍サイクル装置１は、冷凍サイクル１０、高温側熱交換部３０、低温側熱交換部４０、室内空調ユニット６０を有している。
　冷凍サイクル１０は、圧縮機１１、凝縮器１２、受液部１３、過冷却部１４、第１減圧弁１５（減圧部）、第１蒸発器１６、第２減圧弁１７（減圧部）、第２蒸発器１８、蒸発圧力調整弁１９、冷媒回路２０、第２蒸発器流路２１を有している。
　本実施形態の冷凍サイクル１０では、冷媒としてフロン系冷媒を用いており、高圧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。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）が採用されている。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。
　冷媒回路２０は、環状の流路である。冷媒回路２０には、圧縮機１１、凝縮器１２（水－冷媒熱交換器）、受液部１３、過冷却部１４、第１減圧弁１５、及び第１蒸発器１６が冷媒流れ方向に対して、この並び順に設けられている。
　圧縮機１１は、バッテリ４７から供給される電力によって駆動される電動圧縮機であり、冷媒回路２０を流通する冷媒を吸入して圧縮して吐出する。圧縮機１１は、制御装置７０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。
　圧縮機１１の吐出口には、凝縮器１２の冷媒入口側が接続されている。凝縮器１２は、圧縮機１１から吐出された高温高圧の冷媒（以下、高圧冷媒と略す）と高温側熱媒体である冷却水とを熱交換させて、高圧冷媒の有する熱を冷却水に放熱させて、冷却水を加熱する水－冷媒熱交換器である。高圧冷媒の有する熱が冷却水に放熱される際に、高圧冷媒が凝縮する。
　高温側熱交換部３０は、高温側熱媒体流路３１、高温側ポンプ３２、ヒータコア３３、リザーバ３４、高温側ラジエータ３５、高温側ラジエータ流路３６、高温側流路切替弁３７を有している。高温側熱交換部３０は、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒を熱源として送風空気を加熱する加熱部である。
　高温側熱媒体流路３１内を流通する冷却水や、後述の低温側熱媒体流路４１を流通する冷却水は、少なくともエチレングリコール、ジメチルポリシロキサンもしくはナノ流体を含む液体、又は不凍液体が用いられている。
　高温側熱媒体流路３１は、凝縮器１２とヒータコア３３との間で冷却水を循環させる環状の流路である。高温側熱媒体流路３１には、過冷却部１４、凝縮器１２、ヒータコア３３、及び高温側ポンプ３２が、冷却水の流れ方向に対して、この並び順に配置されている。
　高温側ポンプ３２は、冷却水を吸入して凝縮器１２側へ吐出することによって、冷却水を高温側熱媒体流路３１内で循環させる。高温側ポンプ３２は、バッテリ４７から供給される電力によって駆動される電動ポンプであり、高温側熱媒体流路３１を循環する冷却水の流量を調整する高温側流量調整部である。
　ヒータコア３３は、後述する室内空調ユニット６０のケーシング６１内に配置されている。ヒータコア３３は、凝縮器１２によって加熱された冷却水と熱交換対象流体である送風空気とを熱交換させることにより、送風空気を加熱する。つまり、本実施形態の凝縮器１２では、高温側熱媒体である冷却水を介して、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒と熱交換対象流体である送風空気とを間接的に熱交換させる。
　リザーバ３４は、高温側熱媒体流路３１に接続され、高温側熱媒体流路３１内を流通する余剰の冷却水を蓄える貯液部である。
　高温側ラジエータ流路３６の一端は、ヒータコア３３の下流側の高温側熱媒体流路３１に接続され、高温側ラジエータ流路３６の他端は、高温側ポンプ３２の上流側の高温側熱媒体流路３１に接続されている。高温側ラジエータ流路３６には、高温側ラジエータ３５及び高温側流路切替弁３７が設けられている。
　高温側ラジエータ３５は、凝縮器１２によって加熱された冷却水を後述するラジエータ用送風機５４によって送風された外気と熱交換させることによって冷却するものである。高温側ラジエータ３５は、車両ボンネット内の前方側に配置されている。従って、車両の走行時には高温側ラジエータ３５に走行風を当てることができるようになっている。
　高温側流路切替弁３７は、高温側熱媒体流路３１を流通する冷却水が、高温側ラジエータ流路３６を流通する状態と流通しない状態とを切り替える。高温側流路切替弁３７は、制御装置７０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電気式の二方弁であり、弁体と電動アクチュエータとを有している。
　受液部１３は、凝縮器１２の冷媒出口側に接続されている。受液部１３は、凝縮器１２から流出した冷媒の気液を分離し、冷凍サイクル１０内の余剰冷媒を貯めるものである。
　過冷却部１４は、受液部１３の冷媒出口側に接続されている。つまり、過冷却部１４は、凝縮器１２の下流側に設けられている。過冷却部１４は、受液部１３を介して凝縮器１２から流出した液相冷媒と高温側ポンプ３２から吐出されて凝縮器１２へ流入する前の冷却水とを熱交換させて液相冷媒を過冷却するものである。この過冷却部１４によって、第１蒸発器１６及び第２蒸発器１８へ流入する冷媒のエンタルピを低下させて、第１蒸発器１６及び第２蒸発器１８にて発揮できる冷却能力を増大させることができる。
　第１減圧弁１５は、過冷却部１４の冷媒出口側に接続されている。第１減圧弁１５は、制御装置７０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電気式の可変絞り機構であり、弁体と電動アクチュエータとを有している。弁体は、冷媒回路の流路開度（換言すれば絞り開度）を変更可能に構成されている。電動アクチュエータは、弁体の絞り開度を変化させるステッピングモータを有している。なお、第１減圧弁１５は、冷媒回路２０を閉塞することができる。
　第１蒸発器１６の冷媒入口は、第１減圧弁１５の冷媒出口側に接続されている。第１蒸発器１６は、第１減圧弁１５にて減圧された低圧冷媒の有する熱と低温側熱交換部４０を流通する低段側熱媒体である冷却水とを熱交換させることによって低圧冷媒を蒸発させるチラーである。第１蒸発器１６では、低圧冷媒が冷却水から吸熱して蒸発することによって、冷却水が冷却される。
　第２蒸発器流路２１の一端は、過冷却部１４と第１減圧弁１５の間の冷媒回路２０に接続され、第２蒸発器流路２１の他端は、第１蒸発器１６と圧縮機１１との間の冷媒回路２０に接続されている。第２蒸発器流路２１には、第２減圧弁１７、第２蒸発器１８、及び蒸発圧力調整弁１９が、冷媒流れ方向に対して、この並び順に配置されている。
　第２減圧弁１７は、過冷却部１４の冷媒出口側に接続されている。第２減圧弁１７は、制御装置７０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電気式の可変絞り機構であり、弁体と電動アクチュエータとを有している。弁体は、冷媒回路の流路開度（換言すれば絞り開度）を変更可能に構成されている。電動アクチュエータは、弁体の絞り開度を変化させるステッピングモータを有している。なお、第２減圧弁１７は、冷媒回路２０（より具体的には、第２蒸発器流路２１）を閉塞することができる。
　第２蒸発器１８の冷媒入口は、第２減圧弁１７の冷媒出口側に接続されている。第２蒸発器１８は、室内空調ユニット６０のケーシング６１内に配置されている。第２蒸発器１８は、第２減圧弁１７にて減圧された低圧冷媒の有する熱とケーシング６１内を流通する送風空気とを熱交換させることによって低圧冷媒を蒸発させる冷却用熱交換器である。第２蒸発器１８では、低圧冷媒が送風空気から吸熱して蒸発することによって、送風空気が冷却される。
　蒸発圧力調整弁１９は、第２蒸発器１８における冷媒蒸発圧力を予め定めた基準圧力以上に維持する蒸発圧力調整部である。蒸発圧力調整弁１９は、第２蒸発器１８の出口側の冷媒圧力の上昇に伴って、弁開度を増加させる機械式の可変絞り機構で構成されている。本実施形態では、蒸発圧力調整弁１９として、第２蒸発器１８における冷媒蒸発温度を、第２蒸発器１８の着霜を抑制可能な着霜抑制基準温度（具体的には、１℃）以上に維持するものを採用している。
　低温側熱交換部４０は、低温側熱媒体流路４１、バッテリ流路４２、車載機器流路４３、車載機器バイパス流路４４、低温側ポンプ４５、第１低温側流路切替弁４６、バッテリ４７、車載機器流路ポンプ４８、インバータ４９、チャージャ５０、モータジェネレータ５１、第２低温側流路切替弁５２、低温側ラジエータ５３、ラジエータ用送風機５４を有している。
　低温側熱媒体流路４１は、環状の流路であり、低段側熱媒体である冷却水が循環する。低温側熱媒体流路４１には、低温側ポンプ４５、第１蒸発器１６、低温側ラジエータ５３、第１低温側流路切替弁４６が、冷却水流れに対して、この並び順に配置されている。
　低温側ポンプ４５は、バッテリ４７から供給される電力によって駆動される電動ポンプであり、低温側熱媒体流路４１を流通する冷却水を吸入して吐出する。低温側ポンプ４５は、制御装置７０（図２示）から出力された制御信号によってその作動が制御される。バッテリ流路４２の一端は、第１低温側流路切替弁４６に接続され、バッテリ流路４２の他端は、第１蒸発器１６の下流側の低温側熱媒体流路４１に接続されている。
　低温側ラジエータ５３は、第１蒸発器１６にて冷却された冷却水を、ラジエータ用送風機５４によって送風された外気と熱交換させることによって吸熱させるものである。
　ラジエータ用送風機５４は、ファンを電動モータにて駆動する電動送風機であり、制御装置７０から出力された制御信号によってその作動が制御される。低温側ラジエータ５３は、車両ボンネット内の前方側に配置されている。従って、車両の走行時には低温側ラジエータ５３に走行風を当てることができるようになっている。
　バッテリ流路４２には、バッテリ４７が配置されている。バッテリ４７は、インバータ４９及びチャージャ５０と電気的に接続され、インバータ４９に電流を供給するとともに、チャージャ５０から供給された電流を蓄電する。バッテリ４７としては、例えばリチウムイオン電池を用いることができる。バッテリ４７は、バッテリ流路４２を流通する冷却水によって冷却される。
　第１低温側流路切替弁４６は、低温側熱媒体流路４１とバッテリ流路４２との接続部に配置されている。第１低温側流路切替弁４６は、低温側熱媒体流路４１を流通する冷却水が、バッテリ流路４２を流通する状態と流通しない状態とを切り替える。第１低温側流路切替弁４６は、制御装置７０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電気式の三方弁であり、弁体と電動アクチュエータとを有している。
　車載機器流路４３の一端は、低温側ラジエータ５３と第１低温側流路切替弁４６との間の低温側熱媒体流路４１に接続され、車載機器流路４３の他端は、第１蒸発器１６と低温側ラジエータ５３との間の低温側熱媒体流路４１に接続されている。車載機器流路４３には、車載機器流路ポンプ４８、インバータ４９、チャージャ５０、モータジェネレータ５１、及び第２低温側流路切替弁５２が、冷却水流れに対して、この並び順に配置されている。
　車載機器流路ポンプ４８は、バッテリ４７から供給される電力によって駆動される電動ポンプであり、車載機器流路４３を流通する冷却水を吸入して吐出する。車載機器流路ポンプ４８は、制御装置７０（図２示）から出力された制御信号によってその作動が制御される。
　インバータ４９は、バッテリ４７から供給された電力の電圧を調整して、この電力をモータジェネレータ５１に供給し、モータジェネレータ５１を駆動する。インバータ４９は、車載機器流路４３を流通する冷却水によって冷却される。
　チャージャ５０は、モータジェネレータ５１において発電された電力の電圧を調整して、この電力によってバッテリ４７を充電する。チャージャ５０は、車載機器流路４３を流通する冷却水によって冷却される。
　モータジェネレータ５１は、インバータ４９から供給された電力によって駆動力を発生させるとともに、発電することによって回生制動力を発生させる。モータジェネレータ５１は、車載機器流路４３を流通する冷却水によって冷却される。
　車載機器バイパス流路４４の一端は、車載機器流路４３のうち車載機器流路ポンプ４８の吸入側に接続され、車載機器バイパス流路４４に他端は、第２低温側流路切替弁５２に接続されている。
　第２低温側流路切替弁５２は、車載機器流路ポンプ４８とモータジェネレータ５１との間の車載機器バイパス流路４４に冷却水が流通する状態と流通しない状態を切り替える。第２低温側流路切替弁５２は、制御装置７０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電気式の三方弁であり、弁体と電動アクチュエータとを有している。
　次に、室内空調ユニット６０について説明する。室内空調ユニット６０は、送風空気を空調対象空間である車室内へ吹き出すためのものである。室内空調ユニット６０は、車室内最前部の計器盤（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６０は、その外殻を形成するケーシング６１内に、第２蒸発器１８及びヒータコア３３等を収容することによって構成されている。
　ケーシング６１は、空調対象空間である車室内に送風される送風空気の空気通路を形成する空気通路形成部である。ケーシング６１は、ある程度の弾性を有し、強度的にも優れた樹脂（例えば、ポリプロピレン）にて成形されている。
　ケーシング６１内の送風空気流れ最上流側には、ケーシング６１内へ内気（空調対象空間内の空気）と外気（空調対象空間外の空気）とを切替導入する内外気切替部としての内外気切替装置６３が配置されている。内外気切替装置６３は、内気の風量と外気の風量との風量割合を連続的に変化させることができる。
　内外気切替装置６３の送風空気流れ下流側には、内外気切替装置６３を介して吸入した空気を空調対象空間内へ向けて送風する空調用送風機６２が配置されている。この空調用送風機６２は、遠心多翼ファン（シロッコファン）を電動モータにて駆動する電動送風機であって、制御装置７０から出力される制御電圧によって回転数（送風量）が制御される。
　ケーシング６１内に形成された空気通路のうち、空調用送風機６２の送風空気流れ下流側には第２蒸発器１８が配置されている。更に、ケーシング６１内に形成された空気通路の第２蒸発器１８の下流側は、二股に分岐されていて、ヒータコア流路６５と冷風バイパス通路６６とが並列に形成されている。
　ヒータコア流路６５内には、ヒータコア３３が配置されている。つまり、ヒータコア流路６５は、ヒータコア３３にて冷媒と熱交換する送風空気が流通する流路である。第２蒸発器１８とヒータコア３３が送風空気流れに対して、この順に配置されている。換言すると、第２蒸発器１８は、ヒータコア３３よりも送風空気流れ上流側に配置されている。
　冷風バイパス通路６６は、第２蒸発器１８を通過した送風空気を、ヒータコア３３を迂回させて下流側へ流す流路である。
　第２蒸発器１８の送風空気流れ下流側であって、且つ、ヒータコア３３の送風空気流れ上流側には、制御装置７０から出力された制御信号によって、第２蒸発器１８を通過後の送風空気のうちヒータコア３３を通過させる風量割合を調整するエアミックスドア６４が配置されている。
　ヒータコア流路６５及び冷風バイパス通路６６の合流部の下流側のケーシング６１内には、混合流路６７が形成されている。混合流路６７内において、ヒータコア３３にて加熱された送風空気と冷風バイパス通路６６を通過してヒータコア３３にて加熱されていない送風空気とが混合される。
　更に、ケーシング６１の送風空気流れ最下流部には、混合流路６７にて混合された送風空気（空調風）を、空調対象空間である車室内へ吹き出すための複数の開口穴（不図示）が配置されている。
　次に、本実施形態の冷凍サイクル装置１の電気制御部の概要について説明する。図２に示す制御装置７０は、ＣＰＵ、ＲＯＭ及び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。制御装置７０は、ＲＯＭ内に記憶された制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行う。制御装置７０の出力側には各種制御対象機器が接続されている。制御装置７０は、各種制御対象機器の作動を制御する制御部である。
　制御装置７０によって制御される制御対象機器は、圧縮機１１、第１減圧弁１５、第２減圧弁１７、高温側ポンプ３２、高温側流路切替弁３７、低温側ポンプ４５、第１低温側流路切替弁４６、車載機器流路ポンプ４８、インバータ４９、チャージャ５０、モータジェネレータ５１、第２低温側流路切替弁５２、ラジエータ用送風機５４、空調用送風機６２等である。
　なお、制御装置７０は、その出力側に接続された各種制御対象機器を制御する制御部が一体に構成されたものである。そして、制御装置７０のうち、それぞれの制御対象機器の作動を制御する構成（ハードウェア及びソフトウェア）が、それぞれの制御対象機器の作動を制御する制御部を構成している。
　例えば、制御装置７０のうち圧縮機１１の冷媒吐出能力を制御する構成は、吐出能力制御部７０ａである。第１減圧弁１５の絞り開度を制御する構成は、第１絞り制御部７０ｂである。第２減圧弁１７の絞り開度を制御する構成は、第２絞り制御部７０ｃである。高温側ポンプ３２の圧送能力を制御する構成は、高温側圧送能力制御部７０ｄである。低温側ポンプ４５の圧送能力を制御する構成は、低温側圧送能力制御部７０ｅである。ラジエータ用送風機５４の送風能力を制御する構成は、ラジエータ用送風能力制御部７０ｆである。空調用送風機６２の送風能力を制御する構成は、空調用送風能力制御部７０ｇである。
　制御装置７０の入力側には、内気温度センサ７１、外気温度センサ７２、日射量センサ７３、冷媒温度センサ７４、及び冷媒圧力センサ７５等の種々の制御用センサ群が接続されている。内気温度センサ７１は車室内温度Ｔｒを検出する。外気温度センサ７２は外気温Ｔａｍを検出する。日射量センサ７３は車室内の日射量Ｔｓを検出する。冷媒温度センサ７４は、冷凍サイクル１０を循環する冷媒の温度、例えば、圧縮機１１が吸入する冷媒の温度を検出する。冷媒圧力センサ７５は、冷凍サイクル１０の低圧側の冷媒の圧力、例えば、圧縮機１１に吸入される冷媒の圧力を検出する。
　制御装置７０の入力側には、操作部８０が接続されている。操作部８０は乗員によって操作される。操作部８０は車室内前部の計器盤付近に配置されている。制御装置７０には、操作部８０からの操作信号が入力される。操作部８０には、エアコンスイッチ、温度設定スイッチ等が設けられている。エアコンスイッチは、室内空調ユニットにて送風空気の冷却を行うか否かを設定する。温度設定スイッチは、車室内の設定温度を設定する。
　次に、上記構成における本実施形態の冷凍サイクル装置１の作動を説明する。制御装置７０では、エアコンスイッチが投入（ＯＮ）されると、予め記憶回路（ＲＯＭ）に記憶された空調制御プログラムを実行する。この空調制御プログラムでは、制御用センサ群によって検出された検出信号及び操作部８０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を算出する。
　更に、空調制御プログラムでは、検出信号、操作信号、及び目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、冷凍サイクル装置１の運転モードを決定する。より具体的には、本実施形態の冷凍サイクル装置１では、運転モードとして、暖房モード、冷房モード、及び除湿暖房モードを切り替えることができる。以下に各運転モードについて説明する。
　（ａ）暖房モード
　暖房モードは、ヒータコア３３にて送風空気を加熱する運転モードである。暖房モードでは、制御装置７０は、検出信号及び目標吹出温度ＴＡＯ等に基づいて、各種制御対象機器の作動状態（各種制御機器へ出力する制御信号）を決定する。具体的には、制御装置７０は、圧縮機１１、高温側ポンプ３２、低温側ポンプ４５、ラジエータ用送風機５４、空調用送風機６２等を作動させる。
　より具体的には、制御装置７０は、車室内へ送風される送風空気の温度が目標吹出温度ＴＡＯとなるように、圧縮機１１を制御する。
　制御装置７０は、第１減圧弁１５を絞り状態とするとともに、第２減圧弁１７を全閉状態とする。制御装置７０は、予め定めた暖房モードの絞り開度となるように第１減圧弁１５へ出力される制御信号を決定する。制御装置７０は、高温側流路切替弁３７を全閉状態にする。
　制御装置７０は、冷却水がバッテリ流路４２を流通しないように第１低温側流路切替弁４６の作動を制御する。制御装置７０は、冷却水が車載機器バイパス流路４４を流通しないように第２低温側流路切替弁５２の作動を制御する。
　制御装置７０は、エアミックスドア６４を図１の実線位置に変位させて、第２蒸発器１８を通過した送風空気の全流量をヒータコア流路６５に流通させる。
　従って、暖房モードの冷凍サイクル１０では、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒が、凝縮器１２へ流入する。凝縮器１２へ流入した高圧冷媒は、高温側ポンプ３２から圧送された冷却水と熱交換されて凝縮する。これにより、高圧冷媒の有する熱が冷却水に放熱されて、冷却水が加熱される。
　凝縮器１２にて加熱された冷却水は、ヒータコア３３へ流入する。ヒータコア３３へ流入した冷却水は、送風空気と熱交換する。これにより、送風空気が目標吹出温度ＴＡＯに近づくように加熱される。ヒータコア３３から流出した冷却水は、高温側熱媒体流路３１を循環して高温側ポンプ３２へ吸入される。
　凝縮器１２から流出した高圧冷媒は、受液部１３に流入して気液分離される。そして、受液部１３にて分離された液相の高圧冷媒は、過冷却部１４にて、高温側熱媒体流路３１を流通する冷却水と熱交換されて、過冷却される。
　過冷却部１４から流出した高圧冷媒は、第２減圧弁１７が全閉状態となっているので、第１減圧弁１５にて減圧されて低圧冷媒となる。この際、第１減圧弁１５の絞り開度は、第１蒸発器１６から流出した冷媒の過熱度が予め定めた基準過熱度に近づくように調整される。
　第１減圧弁１５にて減圧された低圧冷媒は、第１蒸発器１６へ流入する。第１蒸発器１６へ流入した低圧冷媒は、低温側ポンプ４５から圧送された冷却水から吸熱して蒸発する。これにより、低温側熱交換部４０内を循環する冷却水が冷却される。
　第１蒸発器１６にて冷却された冷却水は、低温側ラジエータ５３へ流入する。低温側ラジエータ５３へ流入した冷却水は、ラジエータ用送風機５４から送風された外気と熱交換して加熱される。低温側ラジエータ５３から流出した冷却水は、低温側熱媒体流路４１を循環して低温側ポンプ４５へ吸入される。
　第１蒸発器１６から流出した低圧冷媒は、圧縮機１１によって、圧縮されて、高圧冷媒となる。
　以上の如く、暖房モードでは、ヒータコア３３にて加熱された送風空気を車室内へ吹き出すことによって、車室内の暖房を行うことができる。
　ここで、上述の暖房モードでは、冷却水がバッテリ流路４２を流通しないように第１低温側流路切替弁４６の作動を制御した例を説明したが、冷却水がバッテリ流路４２を流通するように第１低温側流路切替弁４６の作動を制御してもよい。
　これによれば、冷却水をバッテリ４７へ循環させることができるので、バッテリ４７の廃熱を冷却水に吸熱させ、この廃熱を第１蒸発器１６にて冷媒に吸熱させることができる。従って、バッテリ４７の廃熱を、送風空気を加熱するための熱源として用いることができる。
　同様に、上述の暖房モードでは、冷却水が車載機器バイパス流路４４を流通しないように第２低温側流路切替弁５２の作動を制御した例を説明したが、冷却水が車載機器バイパス流路４４を流通するように第２低温側流路切替弁５２の作動を制御し、更に、車載機器流路ポンプ４８を作動させてもよい。
　これによれば、冷却水をインバータ４９、チャージャ５０、及びモータジェネレータ５１へ循環させることができるので、インバータ４９等の廃熱を冷却水に吸熱させ、この廃熱を第１蒸発器１６にて冷媒に吸熱させることができる。従って、インバータ４９等の廃熱を、送風空気を加熱するための熱源として用いることができる。
　なお、バッテリ４７が適切に作動する温度帯とインバータ４９等が適切に作動する温度帯が異なる場合には、第１蒸発器１６から流出した冷却水の温度帯に応じて、冷却水をバッテリ流路４２へ流通させる回路と車載機器バイパス流路４４へ流通させる回路とを切り替えるようにしてもよい。
　（ｂ）冷房モード
　冷房モードは、第２蒸発器１８にて送風空気を冷却する運転モードである。冷房モードでは、制御装置７０は、検出信号及び目標吹出温度ＴＡＯ等に基づいて、各種制御対象機器の作動状態（各種制御機器へ出力する制御信号）を決定する。具体的には、制御装置７０は、圧縮機１１、高温側ポンプ３２、ラジエータ用送風機５４、及び空調用送風機６２を作動させる。
　より具体的には、制御装置７０は、車室内へ送風される送風空気の温度が目標吹出温度ＴＡＯとなるように、圧縮機１１を制御する。
　制御装置７０は、第１減圧弁１５を全閉状態とするとともに、第２減圧弁１７を絞り状態とする。制御装置７０は、予め定めた冷房モードの絞り開度となるように第２減圧弁１７へ出力される制御信号を決定する。制御装置７０は、高温側流路切替弁３７を全開状態にする。
　制御装置７０は、エアミックスドア６４を図１の破線位置に位置させて、エアミックスドア６４によってヒータコア流路６５を閉塞させ、第２蒸発器１８を通過した送風空気の全流量を冷風バイパス通路６６に流通させる。
　従って、冷房モードの冷凍サイクル１０では、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒が、凝縮器１２へ流入する。凝縮器１２へ流入した高圧冷媒は、高温側ポンプ３２から圧送された冷却水と熱交換されて凝縮する。これにより、高圧冷媒の有する熱が冷却水に放熱されて、冷却水が加熱される。
　凝縮器１２にて加熱された冷却水は、ヒータコア３３へ流入する。冷房モードでは、ヒータコア流路６５を閉塞させるようにエアミックスドア６４が変位している。従って、ヒータコア３３へ流入した冷却水は、殆ど送風空気へ放熱することなく、ヒータコア３３から流出する。
　更に、冷房モードでは、高温側流路切替弁３７が全開状態となっているので、ヒータコア３３から流出した冷却水が、高温側ラジエータ流路３６を流通して、高温側ラジエータ３５に流入する。高温側ラジエータ３５へ流入した冷却水は、ラジエータ用送風機５４から送風された外気と熱交換して冷却される。高温側ラジエータ３５から流出した冷却水は、高温側ラジエータ流路３６を循環して高温側ポンプ３２へ吸入される。
　凝縮器１２から流出した高圧冷媒は、受液部１３に流入して気液分離される。そして、受液部１３にて分離された液相の高圧冷媒は、過冷却部１４にて、高温側熱媒体流路３１を流通する冷却水と熱交換されて、過冷却される。
　過冷却部１４から流出した高圧冷媒は、第１減圧弁１５が全閉状態となっているので、第２減圧弁１７にて減圧されて低圧冷媒となる。この際、第２減圧弁１７の絞り開度は、第２蒸発器１８から流出した冷媒の過熱度が予め定めた基準過熱度に近づくように調整される。
　第２減圧弁１７にて減圧された低圧冷媒は、第２蒸発器１８へ流入する。第２蒸発器１８へ流入した低圧冷媒は、空調用送風機６２によって送風された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。
　第２蒸発器１８から流出した低圧冷媒は、圧縮機１１によって、圧縮されて、高圧冷媒となる。
　以上の如く、冷房モードでは、第２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、車室内の冷房を行うことができる。
　（ｃ）除湿暖房モード
　除湿暖房モードは、第２蒸発器１８にて冷却して除湿された送風空気を、ヒータコア３３にて再加熱する運転モードである。除湿暖房モードでは、制御装置７０は、検出信号及び目標吹出温度ＴＡＯ等に基づいて、各種制御対象機器の作動状態（各種制御機器へ出力する制御信号）を決定する。具体的には、制御装置７０は、圧縮機１１、高温側ポンプ３２、低温側ポンプ４５、ラジエータ用送風機５４、及び空調用送風機６２を作動させる。
　より具体的には、制御装置７０は、車室内へ送風される送風空気の温度が目標吹出温度ＴＡＯとなるように、圧縮機１１を制御する。
　制御装置７０は、第１減圧弁１５を絞り状態とするとともに、第２減圧弁１７を絞り状態とする。制御装置７０は、予め定めた除湿暖房モードの絞り開度となるように第１減圧弁１５へ出力される制御信号及び第２減圧弁１７へ出力される制御信号を決定する。制御装置７０は、高温側流路切替弁３７を全閉状態にする。
　制御装置７０は、冷却水がバッテリ流路４２を流通しないように第１低温側流路切替弁４６の作動を制御する。制御装置７０は、冷却水が車載機器バイパス流路４４を流通しないように第２低温側流路切替弁５２の作動を制御する。
　制御装置７０は、エアミックスドア６４を図１の実線位置に変位させて、第２蒸発器１８を通過した送風空気の全流量をヒータコア流路６５に流通させる。
　従って、除湿暖房モードの冷凍サイクル１０では、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒が、凝縮器１２へ流入する。凝縮器１２へ流入した高圧冷媒は、高温側ポンプ３２から圧送された冷却水と熱交換されて凝縮する。これにより、高圧冷媒の有する熱が冷却水に放熱されて、冷却水が加熱される。そして、暖房モードと同様に、ヒータコア３３にて第２蒸発器１８通過後の送風空気が目標吹出温度ＴＡＯとなるように加熱される。
　凝縮器１２から流出した高圧冷媒は、受液部１３に流入し気液が分離される。そして、受液部１３から流出した液相の高圧冷媒は、過冷却部１４にて、高温側熱媒体流路３１を流通する冷却水と熱交換されて、過冷却される。
　過冷却部１４から流出した高圧冷媒の一部は、第２蒸発器流路２１へ流入して第２減圧弁１７にて減圧されて低圧冷媒となる。第２減圧弁１７にて減圧された低圧冷媒は、第２蒸発器１８へ流入する。第２蒸発器１８へ流入した低圧冷媒は、冷房モードと同様に、空調用送風機６２によって送風された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て除湿される。
　この際、第２蒸発器１８の冷媒蒸発温度は、第２減圧弁１７の絞り開度等によらず、蒸発圧力調整弁１９の作用によって、１℃以上に維持される。第２蒸発器１８から流出した低圧冷媒は、蒸発圧力調整弁１９を介して、第１蒸発器１６から流出した低圧冷媒と合流する。
　過冷却部１４から流出した残余の高圧冷媒は、暖房モードと同様に、第１減圧弁１５へ流入して減圧される。第１減圧弁１５にて減圧された低圧冷媒は、第１蒸発器１６へ流入する。第１蒸発器１６へ流入した低圧冷媒は、暖房モードと同様に、低温側ポンプ４５から圧送された冷却水から吸熱して蒸発する。これにより、低温側熱交換部４０内を循環する冷却水が冷却される。
　第１蒸発器１６にて冷却された冷却水は、暖房モードと同様に、低温側ラジエータ５３へ流入する。低温側ラジエータ５３へ流入した冷却水は、ラジエータ用送風機５４から送風された外気と熱交換して加熱される。低温側ラジエータ５３から流出した冷却水は、低温側熱媒体流路４１を循環して低温側ポンプ４５へ吸入される。
　第１蒸発器１６から流出した低圧冷媒は、第２蒸発器１８から流出した低圧冷媒と合流し、圧縮機１１によって、圧縮されて、高圧冷媒となる。
　以上の如く、除湿暖房モードでは、第２蒸発器１８にて冷却されて除湿された送風空気をヒータコア３３にて再加熱して車室内へ吹き出すことによって、車室内の除湿暖房を行うことができる。
　ここで、上記の説明から明らかなように、除湿暖房モードでは、第１蒸発器１６及び第２蒸発器１８が冷媒流れに対して並列的に接続される冷媒回路が形成される。このため、第１蒸発器１６における冷媒蒸発温度と第２蒸発器１８における冷媒蒸発温度とを異なる温度帯とすることができる。
　従って、冷凍サイクル装置１に要求される送風空気の加熱能力の増加に伴って、第１蒸発器１６における冷媒蒸発温度を低下させることで、冷凍サイクル装置１の送風空気の加熱能力が不足してしまうことを抑制することができる。
　更に、暖房モードで説明したように、冷却水がバッテリ流路４２を流通するように第１低温側流路切替弁４６の作動を制御することで、バッテリ４７の廃熱を、送風空気を加熱するための熱源として用いることができる。
　同様に、冷却水が車載機器バイパス流路４４を流通するように第２低温側流路切替弁５２の作動を制御し、更に、車載機器流路ポンプ４８を作動させることで、インバータ４９、チャージャ５０、及びモータジェネレータ５１の廃熱を、送風空気を加熱するための熱源として用いることができる。
　以上の如く、本実施形態の冷凍サイクル装置１では、暖房モード、冷房モード、及び除湿暖房モードを切り替えて、車室内の快適な空調を実現することができる。
　ここで、本実施形態のように、運転モードに応じて、冷媒回路を切り替える冷凍サイクル装置１では、サイクル構成の複雑化を招きやすい。
　これに対して、本実施形態の冷凍サイクル装置１では、同一の熱交換器へ高圧冷媒を流入させる冷媒回路と低圧冷媒を流入させる冷媒回路とを切り替えることがない。つまり、いずれの冷媒回路に切り替えても、第１蒸発器１６及び第２蒸発器１８へ高圧冷媒を流入させる必要がないので、サイクル構成の複雑化を招くことなく簡素な構成で冷媒回路を切り替えることができる。
　更に、本実施形態の冷凍サイクル装置１では、冷媒に混入された冷凍機油を圧縮機１１へ確実に戻すための図３に示すオイル戻しルーチンを実行する。このオイル戻しルーチンは、空調制御プログラムのサブルーチンとして、所定の周期毎に実行される。以下、オイル戻しルーチンについて説明する。なお、図３に示す各制御ステップは、制御装置７０が有する機能実現部を構成している。
　まず、図３のステップＳ１１にて、冷凍機油の圧縮機１１への戻り量が不足する不足条件が成立しているか否かを判定する。より詳細には、冷凍機油の圧縮機１１への戻り量が不足する可能性のある不足条件が成立しているか否かを判定する。従って、本実施形態のオイル戻しルーチンのステップＳ１１は、不足条件判定部を構成している。
　本実施形態の不足条件判定部（すなわち、ステップＳ１１）では、以下に示す（条件１）～（条件５）の少なくとも１つ以上が成立する場合に、不足条件が成立していると判定し、それ以外の場合には上記不足条件が成立していないと判定する。
　（条件１）外気温度センサ７２によって検出された外気温Ｔａｍが、予め定められた第１規定温度Ｔｄ１以下である場合。
　ここで、外気温Ｔａｍが、第１規定温度Ｔｄ１（例えば、０℃より低い値）以下である場合は、冷凍サイクル１０の冷媒蒸発圧力が低くなっており、圧縮機１１に吸入される冷媒の密度が低くなる。このため、サイクルを循環する循環冷媒流量が減少して、冷凍機油の圧縮機１１への戻り量が不足しやすい。
　（条件２）冷媒温度センサ７４によって検出された冷媒の温度が、予め定められた第２規定温度Ｔｄ２以下である場合。
　ここで、圧縮機１１に吸入される冷媒の温度が、第２規定温度Ｔｄ２（例えば、０℃より低い値）以下である場合は、冷凍サイクル１０の冷媒蒸発圧力が低くなっており、圧縮機１１に吸入される冷媒の密度が低くなる。このため、循環冷媒流量が減少して、冷凍機油の圧縮機１１への戻り量が不足しやすい。
　（条件３）冷媒圧力センサ７５によって検出された冷媒の圧力が、予め定められた規定圧力Ｐｄ１以下である場合。
　ここで、圧縮機１１に吸入される冷媒の圧力が、規定圧力Ｐｄ１以下である場合は、条件２と同様に、冷凍サイクル１０の冷媒蒸発圧力が低くなっており、圧縮機１１に吸入される冷媒の密度が低くなる。このため、循環冷媒流量が減少して、冷凍機油の圧縮機１１への戻り量が不足しやすい。
　（条件４）圧縮機１１の回転数が、予め定められた規定回転数Ｖｄ以下である場合。
　ここで、圧縮機１１の回転数が規定回転数Ｖｄ以下である場合は、循環冷媒流量が減少して、冷凍機油の圧縮機１１への戻り量が不足しやすい。
　（条件５）前回オイル戻し制御が実行されてから、予め定められた規定経過時間Δｔｄが経過した場合。
　ここで、前回オイル戻し制御が実行されてから規定経過時間Δｔｄが経過している場合には、冷凍サイクル１０の各構成機器（具体的には、凝縮器１２、過冷却部１４、第１蒸発器１６、第２蒸発器１８）等の内部に、冷凍機油が滞留している可能性が高い。このため、冷凍機油の圧縮機１１への戻り量が不足しやすい。
　不足条件判定部は、上記不足条件が成立していると判定した場合には（ステップＳ１１：ＹＥＳ）、プログラムをステップＳ１２に進める。一方で、不足条件判定部は、不足条件が成立していないと判定した場合には（ステップＳ１１：ＮＯ）、メインルーチンへ戻る。
　ステップＳ１２では、オイル戻し制御が実行される。従って、本実施形態のオイル戻しルーチンのステップＳ１２は、オイル戻し制御実行部を構成している。オイル戻し制御実行部（すなわち、ステップＳ１２）は、圧縮機１１の冷媒吐出能力を周期的に変化させることによって、冷凍サイクル１０を流通する冷媒の流量を周期的に変化させるオイル戻し制御を実行する。
　具体的には、本実施形態のオイル戻し制御実行部は、圧縮機１１の回転数を予め定めた規定時間ｔｄだけ第１回転数Ｎｃ１へ増加させた後、規定時間ｔｄだけ第２回転数Ｎｃ２へ減少させる増加減少制御を、予め定めた規定回数繰り返す。
　より詳細には、第１回転数Ｎｃ１は、オイル戻し制御が実行される直前の通常制御時における圧縮機１１の回転数に、予め定めた規定回転数Ｎｃｄを加算した回転数である。第２回転数Ｎｃ２は、オイル戻し制御が実行される前の通常制御時における圧縮機１１の回転数から、予め定めた規定回転数Ｎｃｄを減算した回転数である。
　そして、オイル戻し制御によって、圧縮機１１の回転数が第１回転数Ｎｃ１に増加すると、図４に示すように、オイル戻し制御が実行される直前の循環冷媒流量Ｇｒから第１循環冷媒流量Ｇｒ１まで増量する。これにより、冷凍サイクル１０を循環する冷媒の流速が増加して、冷媒とともに冷凍機油が圧縮機１１へ戻される。
　そして、規定時間ｔｄの経過後、圧縮機１１の回転数が第２回転数Ｎｃ２に減少すると、図４に示すように、オイル戻し制御が実行される直前の循環冷媒流量Ｇｒから第２循環冷媒流量Ｇｒ２まで減少する。これにより、オイル戻し制御が実行されている際に、圧縮機１１の実質的な冷媒吐出能力が、通常制御時と変化してしまうことを抑制している。そして、ステップＳ１２のオイル戻し制御が終了するとメインルーチンへ戻る。
　従って、本実施形態の冷凍サイクル装置１では、冷媒に混入された冷凍機油を確実に圧縮機１１へ戻すことができ、圧縮機１１を潤滑することができる。これにより、圧縮機１１の信頼性を向上させることができる。
　ところで、本実施形態の冷凍サイクル装置１のオイル戻し制御のように、圧縮機１１の回転数を周期的に変動させると、循環冷媒流量が変化するので、凝縮器１２へ流入する高圧冷媒の圧力も変動しやすい。従って、オイル戻し制御の実行中は、冷却水の加熱能力、そして、加熱対象流体である送風空気の加熱能力も変動してしまいやすい。
　これに対して、本実施形態の冷凍サイクル装置１では、過冷却部１４を有しているので、オイル戻し制御が実行されている際であっても、凝縮器１２で凝縮された冷媒を過冷却度を有する液相冷媒となるまで冷却することができる。つまり、過冷却部１４にて、冷却水と高圧冷媒とを熱交換させて過冷却量が調整されることによって、圧縮機１１から吐出された冷媒の圧力変動を抑制することができる。
　その結果、凝縮器１２にて圧縮機１１から吐出された冷媒と熱交換する冷却水の温度変化を抑制することができ、更に、ヒータコア３３にて冷却水と熱交換する送風空気の加熱能力の変動を抑制することができる。つまり、冷却水を介して、圧縮機１１から吐出された冷媒と熱交換対象流体である送風空気とを間接的に熱交換させて送風空気を加熱する際の送風空気の加熱能力の変動を抑制することができる。
　すなわち、本実施形態の冷凍サイクル装置１によれば、冷凍機油を圧縮機へ戻す際に、熱交換対象流体の加熱能力が変動してしまうことを抑制することができる。
　また、本実施形態の冷凍サイクル装置１では、過冷却部１４を設けるという簡素な構成で、凝縮器１２にて凝縮された冷媒を確実に過冷却することができる。すなわち、簡素な構成で、冷凍機油を圧縮機へ戻す際に、熱交換対象流体の加熱能力が変動してしまうことを抑制することができる。
　また、本実施形態の冷凍サイクル装置１では、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒と高温側熱媒体流路３１を循環する高温側熱媒体である冷却水とを熱交換させる凝縮器１２として水－冷媒熱交換器を備えている。これによれば、送風空気を加熱して暖房を行う場合に、高圧冷媒の有する熱を、冷却水を介して、間接的に送風空気に伝熱することができる。従って、より一層、送風空気の加熱能力の変動を抑制することができる。
　より詳細には、本実施形態では、まず、凝縮器１２にて、高温冷媒が有する熱が比較的比熱の大きい冷却水に伝熱されるので、冷却水の温度変化が抑制されるこのため、この冷却水と熱交換される送風空気の温度変化が抑制される。従って、より一層、送風空気の加熱能力の変動を抑制することができる。
　また、本実施形態の冷凍サイクル装置１では、制御ステップＳ１１によって構成される不足条件判定部を有している。そして、制御ステップＳ１２によって構成されるオイル戻し制御実行部は、不足条件判定部によって不足条件が成立していると判定された際に、オイル戻し制御を実行する。これにより、オイル戻し制御が不必要に実行されてしまうことを抑制することができる。
　また、本実施形態の冷凍サイクル装置１では、オイル戻し制御実行部は、圧縮機１１の冷媒吐出能力を変化させることによって、冷凍サイクル１０を循環する循環冷媒流量を変化させている。これによれば、循環冷媒流量を確実に変化させることができ、圧縮機１１へ冷凍機油を確実に戻すことができる。
　（第２実施形態）
　以下に、第２実施形態の冷凍サイクル装置１について、第１実施形態の冷凍サイクル装置１と異なる点について説明する。第２実施形態の冷凍サイクル装置１のオイル戻し制御実行部は、第１減圧弁１５及び第２減圧弁１７の少なくとも一方の絞り開度を変化させることによって、循環冷媒流量を周期的に変化させる。
　例えば、暖房モード時にオイル戻し制御を行う場合には、第１減圧弁１５の作動を制御して、循環冷媒流量を周期的に変化させる。冷房モード時にオイル戻し制御を行う場合には、第２減圧弁１７の作動を制御して、循環冷媒流量を周期的に変化させる。除湿暖房モード時にオイル戻し制御を行う場合には、第１減圧弁１５及び第２減圧弁１７のいずれか一方の作動を制御して、循環冷媒流量を周期的に変化させる。
　本実施形態のようなオイル戻し制御を実行する冷凍サイクル装置１であっても、第１実施形態と同様に、冷凍機油を圧縮機へ戻す際に、熱交換対象流体の加熱能力が変動してしまうことを抑制することができる。
　（第３実施形態）
　以下に、第３実施形態の冷凍サイクル装置１について、第１実施形態の冷凍サイクル装置１と異なる点について説明する。第３実施形態の冷凍サイクル装置１のオイル戻し制御実行部は、冷凍サイクル１０を循環する冷媒の温度を変化させることによって、循環冷媒流量を周期的に変化させる。
　例えば、暖房モード時及び除湿暖房モード時にオイル戻し制御を行う場合には、低温側ポンプ４５の冷却水の圧送能力あるいはラジエータ用送風機５４の送風量を周期的に変化させる。そして、第１蒸発器１６における冷媒の吸熱量を調整することによって、圧縮機１１に吸入される冷媒の温度を周期的に変化させる。これにより、圧縮機１１に吸入される冷媒の密度を変化させて、循環冷媒流量を周期的に変化させる。
　本実施形態のようなオイル戻し制御を実行する冷凍サイクル装置１であっても、第１実施形態と同様に、冷凍機油を圧縮機へ戻す際に、熱交換対象流体の加熱能力が変動してしまうことを抑制することができる。
　（第４実施形態）
　第４実施形態の冷凍サイクル装置１は、第３実施形態の冷凍サイクル装置１の変形例である。第３実施形態の冷凍サイクル装置１のオイル戻し制御実行部は、空調用送風機６２の送風量を周期的に変化させる。そして、第２蒸発器１８における冷媒の吸熱量を調整することによって、圧縮機１１に吸入される冷媒の温度を周期的に変化させる。これにより、圧縮機１１に吸入される冷媒の密度を変化させて、循環冷媒流量を周期的に変化させる。
　本実施形態のようなオイル戻し制御を実行する冷凍サイクル装置１であっても、第１実施形態と同様に、冷凍機油を圧縮機へ戻す際に、熱交換対象流体の加熱能力が変動してしまうことを抑制することができる。
　（他の実施形態）
　本開示は上述の実施形態に限定されることなく、本開示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。上記各実施形態は、実施可能な範囲で適宜組み合わせても良い。
　（１）上述の実施形態では、本開示に係る冷凍サイクル装置１をバイブリッド車両に適用した例を説明したが、本開示に係る冷凍サイクル装置１の適用はこれに限定されない。例えば、冷凍サイクル装置１を、モータジェネレータ５１のみの駆動力で走行する電気自動車に適用してもよい。或いは、冷凍サイクル装置１を、内燃機関から走行用の駆動力を得る通常の車両に適用してもよい。
　（２）上述の実施形態では、本開示に係る冷凍サイクル装置１を車両用の空調装置に適用した例を説明したが、本開示に係る冷凍サイクル装置１の適用は車両に限定されず定置型の空調装置に適用してもよい。更に、本開示に係る冷凍サイクル装置１の適用は空調装置に限定されず、熱交換対象流体が飲料水や生活用水となる給湯機に適用してもよい。
　（３）上述の実施形態では、凝縮器１２の下流側に、凝縮器１２から流出した冷媒を過冷却させる過冷却部１４が設けられている。過冷却部１４を設ける代わりに、図５に示すように、制御装置７０に、凝縮器１２から流出した冷媒を過冷却液相冷媒とする過冷却実行部７０ｈを設けてもよい。
　例えば、過冷却実行部７０ｈとして、高温側ポンプ３２の冷却水の吐出流量を変化させることによって、凝縮器１２における高圧冷媒と冷却水との熱交換量を変化させて、凝縮器１２から流出した冷媒を過冷却させるものを採用してもよい。このようにしても、凝縮器１２から流出した冷媒を確実に過冷却することができる。
　（４）上述の実施形態では、全閉機能付きの第１減圧弁１５を採用した例を説明したが、第１減圧弁１５に代えて、冷媒回路を開閉する電磁弁及び第１蒸発器１６出口側冷媒の過熱度を予め基準過熱度に調整する温度式膨張弁を採用してもよい。第２減圧弁１７についても同様である。すなわち、第２減圧弁１７に代えて、冷媒回路を開閉する電磁弁及び第２蒸発器１８出口側冷媒の過熱度を予め基準過熱度に調整する温度式膨張弁を採用してもよい。
　（５）上述の第３、第４実施形態のオイル戻し制御実行部は、低温側ポンプ４５の圧送能力、ラジエータ用送風機５４の送風能力、空調用送風機６２の送風能力を変化させて冷媒の温度を変化させることによって、循環冷媒流量を変化させた例を説明したが、冷媒の温度を変化させるオイル戻し制御実行部は、これに限定されない。
　例えば、冷媒回路２０に、冷媒回路２０を循環する冷媒を加熱又は冷却するペルチェ素子等の冷媒温度調整部を設け、オイル戻し制御実行部が冷媒温度調整部の作動を制御することによって、冷媒の温度を変化させ循環冷媒流量を変化させるようにしてもよい。
　（６）冷凍サイクル装置１を構成する各構成機器は、上述の実施形態に開示されたものに限定されない。例えば、上述の実施形態では、圧縮機１１として、電動圧縮機を採用した例を説明したが、車両走行用エンジンに適用される場合は、圧縮機１１として、プーリ、ベルト等を介して車両走行用エンジンから伝達される回転駆動力によって駆動されるエンジン駆動式の圧縮機を採用しても良い。
　また、低温側ラジエータ５３と高温側ラジエータ３５を共通のフィンで接続した実施形態であってもよい。この実施形態では、低温側ラジエータ５３と高温側ラジエータ３５は、共通のフィンによって互いに熱移動可能に接続されているので、高温側熱媒体流路３１の冷却水の熱が、高温側ラジエータ３５から低温側ラジエータ５３に移動する。これにより、低温側ラジエータ５３の温度が上昇して、低温側ラジエータ５３の表面に付着した霜を融かすことができる。
　（７）上述の実施形態では、運転モードを切替可能な冷凍サイクル装置１について説明したが、冷凍機油を圧縮機へ戻す際に、熱交換対象流体の加熱能力が変動してしまうことを抑制する効果を得るために、運転モードが切替可能であることは必須ではない。更に、上述の実施形態で開示された以外の運転モードを設けても良い。
　例えば、第１減圧弁１５を全閉状態とするとともに、第２減圧弁１７を絞り状態とする。低温側熱媒体流路４１を循環する冷却水がバッテリ流路４２を流通するように第１低温側流路切替弁４６の作動を制御する。更に、第２蒸発器１８を通過した送風空気の全流量を冷風バイパス通路６６に流通させるようにエアミックスドア６４を変位させる。
　この状態で圧縮機１１を作動させることにで、バッテリ４７の廃熱を、低温側熱媒体流路４１を循環する冷却水を介して、第１蒸発器１６にて冷媒に吸熱させることができる。そして、冷媒が吸熱した熱を、高温側熱媒体流路３１を循環する冷却水を介して、高温側ラジエータ３５にて外気に放熱させることができる。これによれば、車室内の空調を行うことなく、バッテリ４７の冷却を行うバッテリ冷却モードに切替可能になっていてもよい。
　同様に、低温側熱媒体流路４１を循環する冷却水が車載機器バイパス流路４４を流通するように第２低温側流路切替弁５２の作動を制御することで、車室内の空調を行うことなく、インバータ４９等の車載機器の冷却を行う機器冷却モードに切替可能になっていてもよい。
　本開示は実施例を参照して記載されているが、本開示は開示された上記実施例や構造に限定されるものではないと理解される。寧ろ、本開示は、様々な変形例や均等範囲内の変形を包含する。加えて、本開示の様々な要素が、様々な組み合わせや形態によって示されているが、それら要素よりも多くの要素、あるいは少ない要素、またはそのうちの１つだけの要素を含む他の組み合わせや形態も、本開示の範疇や思想範囲に入るものである。

Claims (10)

  1. 　冷凍機油が混入された冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）、及び前記圧縮機から吐出された前記冷媒と熱交換対象流体とを熱交換させて前記冷媒を凝縮させる凝縮器（１２）を備えた冷凍サイクル（１０）と、
    　前記冷凍サイクルを循環する前記冷媒の循環冷媒流量を変化させて、前記冷凍機油を前記圧縮機に戻すオイル戻し制御を実行するオイル戻し制御実行部（Ｓ１２）と、を有し、
    　少なくとも前記オイル戻し制御が実行されている際に、凝縮された前記冷媒が過冷却される冷凍サイクル装置。
  2. 　前記凝縮器の下流側に設けられ、前記凝縮器から流出した前記冷媒を過冷却させる過冷却部（１４）を更に有する請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 　前記凝縮器における前記冷媒と前記熱交換対象流体との熱交換量を変化させることによって、前記凝縮器から流出した冷媒を過冷却液相冷媒とする過冷却実行部（７０ｈ）を更に有する請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 前記凝縮器は、前記圧縮機から吐出された冷媒と高温側熱媒体流路を循環する高温側熱媒体とを熱交換させる水－冷媒熱交換器である請求項１ないし３のいずれか一つに記載の冷凍サイクル装置。
  5. 　前記冷凍機油の前記圧縮機への戻り量が不足する不足条件が成立しているか否かを判定する不足条件判定部（Ｓ１１）を更に有し、
    　前記オイル戻し制御実行部は、前記不足条件判定部によって前記不足条件が成立していると判定された際に、前記オイル戻し制御を実行する請求項１ないし４のいずれか一つに記載の冷凍サイクル装置。
  6. 　前記オイル戻し制御実行部は、前記圧縮機の冷媒吐出能力を変化させることによって、前記循環冷媒流量を変化させる請求項１ないし５のいずれか一つに記載の冷凍サイクル装置。
  7. 　前記凝縮器から流出した前記冷媒が流通する冷媒回路の流路面積を可変させることによって、前記冷媒を可変に減圧する減圧部を更に有し、
    　前記オイル戻し制御実行部は、前記減圧部の前記冷媒回路の流路面積を変化させることによって、前記循環冷媒流量を変化させる請求項１ないし６のいずれか一つに記載の冷凍サイクル装置。
  8. 　前記オイル戻し制御実行部は、冷媒の温度を変化させることにより、前記循環冷媒流量を変化させる請求項１ないし７のいずれか一つに記載の冷凍サイクル装置。
  9. 　前記冷凍サイクルは、前記凝縮器から流出した冷媒を減圧させる第１減圧弁（１５）と、前記第１減圧弁にて減圧された冷媒と低温側熱媒体流路を循環する低温側熱媒体とを熱交換させて前記冷媒を蒸発させる第１蒸発器（１６）とを更に備え、
    　前記オイル戻し制御実行部は、前記第１蒸発器における冷媒の吸熱量を調整して前記第１蒸発器における冷媒の温度を変化させることにより、前記循環冷媒流量を変化させる請求項８に記載の冷凍サイクル装置。
  10. 　前記冷凍サイクルは、前記凝縮器から流出した冷媒を減圧させる第２減圧弁（１７）と、前記第２減圧弁にて減圧された冷媒と空調対象空間に送風される送風空気とを熱交換させて前記冷媒を蒸発させる第２蒸発器（１８）とを更に備え、前記オイル戻し制御実行部は、前記第２蒸発器における冷媒の吸熱量を調整して前記第２蒸発器における冷媒の温度を変化させることにより、前記循環冷媒流量を変化させる請求項８に記載の冷凍サイクル装置。
PCT/JP2018/031062 2017-09-28 2018-08-23 冷凍サイクル装置 Ceased WO2019065013A1 (ja)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2017188216A JP2019066049A (ja) 2017-09-28 2017-09-28 冷凍サイクル装置
JP2017-188216 2017-09-28

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2019065013A1 true WO2019065013A1 (ja) 2019-04-04

Family

ID=65903167

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2018/031062 Ceased WO2019065013A1 (ja) 2017-09-28 2018-08-23 冷凍サイクル装置

Country Status (2)

Country Link
JP (1) JP2019066049A (ja)
WO (1) WO2019065013A1 (ja)

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2020246338A1 (ja) * 2019-06-07 2020-12-10 株式会社デンソー 冷凍サイクル装置
WO2020246337A1 (ja) * 2019-06-06 2020-12-10 株式会社デンソー 熱交換器、冷凍サイクル装置
US20220266656A1 (en) * 2019-09-10 2022-08-25 Denso Corporation Vehicle heat exchange system
CN116373553A (zh) * 2023-03-21 2023-07-04 浙江联控技术有限公司 空调系统回油的控制方法、汽车热泵空调系统及电动汽车

Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP7283285B2 (ja) 2019-07-22 2023-05-30 株式会社デンソー 冷凍サイクル装置
JP7491174B2 (ja) * 2020-10-05 2024-05-28 株式会社デンソー 冷凍サイクル装置

Citations (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2000002468A (ja) * 1998-06-16 2000-01-07 Matsushita Electric Ind Co Ltd 冷凍サイクルの潤滑油制御装置
JP2001208435A (ja) * 2000-01-25 2001-08-03 Sanyo Electric Co Ltd 冷凍装置
JP2003166764A (ja) * 2001-09-20 2003-06-13 Denso Corp 冷凍サイクル装置
JP2004101143A (ja) * 2002-09-12 2004-04-02 Denso Corp 蒸気圧縮式冷凍機
JP2008261603A (ja) * 2007-04-13 2008-10-30 Denso Corp 冷凍サイクル装置および車両用空調装置
JP2009047389A (ja) * 2007-08-22 2009-03-05 Denso Corp 冷凍サイクル装置本発明は、冷凍サイクル装置に関する。
US20100064700A1 (en) * 2008-09-12 2010-03-18 Gm Global Technology Operations, Inc. Refrigerant System Oil Accumulation Removal
WO2012118198A1 (ja) * 2011-03-03 2012-09-07 サンデン株式会社 車両用空気調和装置
JP2015101180A (ja) * 2013-11-25 2015-06-04 株式会社デンソー ヒートポンプシステム
WO2015111379A1 (ja) * 2014-01-21 2015-07-30 株式会社デンソー 冷凍サイクル装置
JP2015183872A (ja) * 2014-03-20 2015-10-22 株式会社デンソー 蒸気圧縮式冷凍サイクル装置
WO2017098795A1 (ja) * 2015-12-10 2017-06-15 株式会社デンソー 冷凍サイクル装置

Patent Citations (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2000002468A (ja) * 1998-06-16 2000-01-07 Matsushita Electric Ind Co Ltd 冷凍サイクルの潤滑油制御装置
JP2001208435A (ja) * 2000-01-25 2001-08-03 Sanyo Electric Co Ltd 冷凍装置
JP2003166764A (ja) * 2001-09-20 2003-06-13 Denso Corp 冷凍サイクル装置
JP2004101143A (ja) * 2002-09-12 2004-04-02 Denso Corp 蒸気圧縮式冷凍機
JP2008261603A (ja) * 2007-04-13 2008-10-30 Denso Corp 冷凍サイクル装置および車両用空調装置
JP2009047389A (ja) * 2007-08-22 2009-03-05 Denso Corp 冷凍サイクル装置本発明は、冷凍サイクル装置に関する。
US20100064700A1 (en) * 2008-09-12 2010-03-18 Gm Global Technology Operations, Inc. Refrigerant System Oil Accumulation Removal
WO2012118198A1 (ja) * 2011-03-03 2012-09-07 サンデン株式会社 車両用空気調和装置
JP2015101180A (ja) * 2013-11-25 2015-06-04 株式会社デンソー ヒートポンプシステム
WO2015111379A1 (ja) * 2014-01-21 2015-07-30 株式会社デンソー 冷凍サイクル装置
JP2015183872A (ja) * 2014-03-20 2015-10-22 株式会社デンソー 蒸気圧縮式冷凍サイクル装置
WO2017098795A1 (ja) * 2015-12-10 2017-06-15 株式会社デンソー 冷凍サイクル装置

Cited By (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2020246337A1 (ja) * 2019-06-06 2020-12-10 株式会社デンソー 熱交換器、冷凍サイクル装置
JP2020200972A (ja) * 2019-06-06 2020-12-17 株式会社デンソー 熱交換器、冷凍サイクル装置
JP7388007B2 (ja) 2019-06-06 2023-11-29 株式会社デンソー 熱交換器、冷凍サイクル装置
WO2020246338A1 (ja) * 2019-06-07 2020-12-10 株式会社デンソー 冷凍サイクル装置
JP2020200978A (ja) * 2019-06-07 2020-12-17 株式会社デンソー 冷凍サイクル装置
CN113939698A (zh) * 2019-06-07 2022-01-14 株式会社电装 制冷循环装置
CN113939698B (zh) * 2019-06-07 2023-04-28 株式会社电装 制冷循环装置
JP7275876B2 (ja) 2019-06-07 2023-05-18 株式会社デンソー 冷凍サイクル装置
US20220266656A1 (en) * 2019-09-10 2022-08-25 Denso Corporation Vehicle heat exchange system
US12090814B2 (en) * 2019-09-10 2024-09-17 Denso Corporation Vehicle heat exchange system
CN116373553A (zh) * 2023-03-21 2023-07-04 浙江联控技术有限公司 空调系统回油的控制方法、汽车热泵空调系统及电动汽车

Also Published As

Publication number Publication date
JP2019066049A (ja) 2019-04-25

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US12049122B2 (en) Refrigeration cycle device
JP6794964B2 (ja) 冷凍サイクル装置
US20190111756A1 (en) Refrigeration cycle device
KR102421890B1 (ko) 냉동 사이클 장치
JP6332560B2 (ja) 車両用空調装置
WO2019065013A1 (ja) 冷凍サイクル装置
WO2019235414A1 (ja) 車両用冷凍サイクル装置
JP2013217631A (ja) 冷凍サイクル装置
US11105536B2 (en) Combined heat exchanger
JP7275621B2 (ja) 冷凍サイクル装置
JP6075058B2 (ja) 冷凍サイクル装置
JP2015101180A (ja) ヒートポンプシステム
JP7354599B2 (ja) 車両用熱管理システム
WO2019111621A1 (ja) ヒートポンプシステム
JP2018058573A (ja) 車両用空調装置
WO2019031221A1 (ja) 冷凍サイクル装置
JP6922856B2 (ja) 冷凍サイクル装置
WO2014024376A1 (ja) 冷凍サイクル装置
WO2018066276A1 (ja) 車両用空調装置
JP6733625B2 (ja) 冷凍サイクル装置
JP7622529B2 (ja) 冷凍サイクル装置
JP2025044305A (ja) 冷凍サイクル装置
WO2023182106A1 (ja) 冷凍サイクル装置
JP2014000905A (ja) ヒートポンプサイクル

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 18860328

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 18860328

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1