JP4055739B2 - 車両用空調装置 - Google Patents

Description

本発明は、原動機、例えばエンジンや燃料電池などによって駆動する車両に搭載される車両用空調装置に関する。

従来、特許文献１に記載のように、冬季において、燃料電池用熱交換器を車両空調用ヒートポンプユニットにて加熱する、または間接的に燃料電池用冷却水を加熱し、燃料電池用冷却水の凍結を防止することを主な目的とする車両用空調装置がある。
特開２００１−１６７７７９号公報

しかし、上述した特許文献１には車両空調用ヒートポンプユニットから燃料電池用冷却回路へと熱が移動（放出）することについては記載されているが、それは冬季における燃料電池用冷却水の凍結防止のためであって、夏季における車室内冷房については何ら記載されていない。

また、上述した特許文献１に記載される車両用空調装置は、燃料電池車両を前提としているものであって、エンジン車両への適用についても記載されていない。

本発明は、上記の点に鑑み、燃料電池車両に限定することなく、エンジン車両にも適用可能で、かつ冬季の車室内暖房のみならず、夏季の車室内冷房においても、ヒートポンプユニットから原動機用冷却回路へ熱を移動（放出）することで、車室内のエアコン効率を上昇させることが可能な車両用空調装置を提供する事を目的とする。

本発明は上記目的を達成するために、以下の技術的手段を採用する。

請求項１に記載の車両用空調装置は、原動機から発せられる熱を受けた原動機冷却水が、放熱用のヒータコア側に流れて原動機に戻るヒータコア側流路、および放熱用のラジエータ側に流れて原動機に戻るラジエータ側流路を有する原動機冷却水回路と、
冷房運転時に、コンプレッサにて冷媒を圧縮し、第二の熱交換器にて冷媒を凝縮し、車室内を室内熱交換器にて冷房するとともに、
暖房運転時に、コンプレッサの吸入側および吐出側に配設された四方弁によって、冷媒の流れ方向を変更させて、第二の熱交換器にて吸熱し、室内熱交換器にて車室内を暖房するヒートポンプユニットとを備える車両用空調装置であって、
コンプレッサの吐出側において、コンプレッサと四方弁との間に配設されて、コンプレッサで圧縮された冷媒の熱をヒータコア側流路の原動機冷却水へ放出する第一の熱交換器が設けられるとともに、
ラジエータ側流路には、原動機冷却水がラジエータをバイパスするバイパス流路と、原動機冷却水の水温に基づいてラジエータ側、あるいはバイパス流路への原動機冷却水の流通を調整する弁とが設けられ、
弁は、ヒートポンプユニットの冷房運転時で、かつ原動機冷却水が第一の温度閾値以上だった場合は、原動機冷却水がラジエータ側に流入するようにするとともに、
ヒートポンプの暖房運転時で、かつ原動機冷却水の水温が第一の温度閾値よりも高い第二の温度閾値以上だった場合は、原動機冷却水がラジエータ側に流入するようにすることを特徴とする。

この発明により、冷房運転時においては、１つ目の低い方の温度閾値にてラジエータに原動機冷却水を流通させるようにするので、原動機冷却水は、１つ目の低い方の温度閾値の前後温度にて推移することとなり、この低い温度にて推移する原動機冷却水に対して、冷媒は第一の熱交換器にて大きな熱量を捨てる（放出する）ことが可能となるので、ヒートポンプユニットの放熱性が上昇し、車室内のエアコン効率を上昇させることが可能となる。

請求項２に記載の車両用空調装置は、ヒートポンプユニットの冷房運転時における第二の熱交換器と室内熱交換器との間には、
第二熱交換器から吐出された高温高圧の冷媒と、室内熱交換器から吐出された低温低圧の冷媒とを熱交換する第三の熱交換器が設けられることを特徴とする。

この発明により、室内熱交換器に流入する前の冷媒は第三の熱交換器においても放熱することが可能となるので、エアコン効率を更に上昇させることが可能となる。

請求項３に記載の車両用空調装置は、第三の熱交換器に流通する高温高圧の冷媒の流れ方向と、低温低圧の冷媒の流れ方向とは対向流になるように設定されていることを特徴とする。

この発明により、第三の熱交換器における高温高圧の冷媒と低温低圧の冷媒との熱交換率を更に上昇させることが可能となる。

請求項４に記載の車両用空調装置は、原動機冷却水回路を流通する原動機冷却水の水温よりも低い冷却水が流通する他の冷却水回路を有し、
ヒートポンプユニットの冷房運転時における第一の熱交換器と第二の熱交換器との間には、
第一の熱交換器から吐出された高温高圧の冷媒の熱を他の冷却水回路の冷却水へ放出する第四の熱交換器が設けられることを特徴とする。

車両には、原動機以外にも冷却回路を備えるシステムがある。例えばこの車両がハイブリッド車両であったならば、駆動モータがある。またこの車両がエンジン車両であったならば水冷式インタークーラーなどである。

このような原動機冷却回路以外の冷却回路の中で、原動機冷却回路内を流通する原動機冷却水よりも低い水温で流通している冷却回路内の冷却水に対して、ヒートポンプユニット内を流通する冷媒が熱量を放出することが可能な第四の熱交換器を設けることで、冷房時におけるエアコン効率を上昇させることが可能となる。
請求項５に記載の車両用空調装置は、他の冷却水回路は、他の冷却水回路内を流通する冷却水を冷却する第二のラジエータを備えており、第二のラジエータと、第二の熱交換器とは、ラジエータの空気流れの上流側に配置されることを特徴とする。

この発明により、よりラジエータおよび第二のラジエータ、そして第二の熱交換器は、効率よく外気に対して熱量を放出することが可能となる。

請求項６に記載の車両用空調装置における冷媒は、ＣＯ_２であることを特徴とする。

車両を空調するためのヒートポンプユニット（冷凍サイクル）に用いられる冷媒には様々な種類のものがある。現在主流となっているのはＨＦＣ１３４ａという冷媒である。

しかし、このＨＦＣ１３４ａ冷媒よりも、ＣＯ_２冷媒の方が超臨界にて作動するため、コンプレッサから吐出された直後の温度は高温（約１００℃）となりやすい。

第一の熱交換器においては、当然高温の冷媒と原動機冷却水との熱交換の方が両者の温度差の開きが大きくなるので、熱量の移動（放出）効率も良くなるので、エアコン効率を更に向上させることが可能となる。

以下、本発明の実施形態について図１、図２を用いて説明する。

（構成）
図１は、本発明の車両用空調装置１００の構成図である。車両用空調装置１００は、スタック１冷却回路１０と、ヒートポンプ回路２０とからなる。

スタック１冷却回路１０は、スタック１と、ヒータコア２と、第一の熱交換器３と、サーモスタット４と、ラジエータ５と、ポンプ６とからなる。

そして、スタック１、ヒータコア２、第一の熱交換器３、サーモスタット４、ラジエータ５、およびポンプ６とは互いに冷却水流路７によって接続されている。この冷却水流路７は、ヒータコア２側流路７ａと、ラジエータ５側流路７ｂとからなる。

スタック１は、発電用の単セルを積層したものである。このスタック１は水素と酸素とが化学反応をおこし水が生成される。

その過程で熱量が発生し、スタック１自体が発熱する。その為、スタック１を冷却する為にスタック１には図示しないウォータージャケットなどが装着され、化学反応によって発生した熱量をウォータージャケット内を流通する冷却水によって吸熱している。このウォータージャケットの下流側はヒータコア２側流路７ａと、ラジエータ５側流路７ｂとに分岐している。

ヒータコア２は、ヒータコア２側流路７ａから流通してくるスタック１から受熱した冷却水と、車室内の空気とを熱交換する周知の暖房用熱交換器である。スタック１から受熱した冷却水は、このヒータコア２にて車室内の空気に対して放熱する。このヒータコア２の冷却水における下流側には第一の熱交換器３が設けられている。

第一の熱交換器３は、後述するヒートポンプ回路２０を構成するコンプレッサ２１から吐出された高温高圧の冷媒と、上述したヒータコア２にて車室内に熱量を放出し、低温となった冷却水とを熱交換する冷媒−冷却水熱交換器である。この第一の熱交換器３はヒータコア２の下流側に設けられている。

第一の熱交換器３の概略の構造の例を図２に示す。この第一の熱交換器３は、冷媒流路３ａと冷却水流路３ｂとが積層するように構成され、冷媒の持つ熱量を冷却水へと放熱することが可能なように構成されている。

サーモスタット４は、ラジエータ５側流路７ｂ側に設けられ、冷却水の水温に基づいて冷却水のラジエータ５への流通を調整する装置である。

このサーモスタット４は、水温センサ４ａと開閉弁４ｂとからなり、水温センサ４ａが検知した冷却水の水温が所定の水温以上であれば、冷却水を冷却する為に、開閉弁４ｂを開放して冷却水がラジエータ５へ流入させる。

このサーモスタット４は、開閉弁４ｂが開閉する温度閾値を複数備えている。上述した所定の温度とはこの温度閾値の事である。

このサーモスタット４は、後述するヒートポンプ回路２０の運転種別によって、開閉弁４ｂを開閉する温度閾値を変更する。

例えばヒートポンプ回路２０の運転種別が冷房運転であった場合は、比較的低い第一の温度閾で開弁するように自立的に設定変更し、水温センサ４ａが検知した冷却水の水温が第一の温度閾値以上になると開閉弁４ｂを開放し、冷却水がラジエータ５へ流入するように作動する。

同様に、ヒートポンプ回路２０の運転種別が暖房運転であった場合は、比較的高い第二の温度閾で開弁するように自立的に設定変更し、水温センサ４ａが検知した冷却水の水温が第二の温度閾値以上になると開閉弁４ｂを開放し、冷却水がラジエータ５へ流入するように作動する。このサーモスタット４は請求項で示すところの弁に相当する。

ポンプ５は、ヒータコア２側流路７ａとラジエータ５側流路７ｂとが合流する流路上に設けられる圧送手段である。ヒータコア２側流路７ａとラジエータ５側流路７ｂとを流通する冷却水をスタック１のウォータージャケットへと送り込んでいる。

次にヒートポンプ回路２０の構成を以下に説明する。

ヒートポンプ回路２０は、コンプレッサ２１と、第一の熱交換器３と、第一の膨張弁２２と、四方弁２３と、第二の熱交換器２４と、第三の熱交換器２５と、第二の膨張弁２６と、室内熱交換器２７と、アキュムレーター２８とからなる。

そして、コンプレッサ２１と、第一の熱交換器３と、第一の膨張弁２２と、四方弁２３と、第二の熱交換器２４と、第三の熱交換器２５と、第二の膨張弁２６と、室内熱交換器２７と、アキュムレーター２８とは冷媒流路２９によって接続している。

コンプレッサ２１は、冷媒を高温高圧に圧縮する周知の圧縮手段である。

第一の熱交換器３は上述したので省略するが、当然のことながら、冷媒流路２９は第一の熱交換器３を構成する冷媒流路３ａと冷媒が流通可能に接続している。

第一の膨張弁２２は、コンプレッサ２１から吐出された高温高圧の冷媒を小さな孔から噴射することにより減圧・膨張させて低温・低圧の霧状の気体冷媒にする周知の膨張弁である。

四方弁２３は、当該ヒートポンプ回路２０の運転種別が冷房運転と設定されているか、暖房運転と設定されているかによって、冷媒の流れ方向を変更する弁である。

第二の熱交換器２４は、車室外の空気（車速風）と冷媒とを熱交換する周知の空冷型熱交換器である。

第三の熱交換器２５は、第二の熱交換器２４から吐出された冷媒と、後述するアキュムレーター２８から流出する冷媒とを熱交換する冷媒−冷媒型熱交換器である。

第二の膨張弁２６は、第一の膨張弁２２と同様の構成なので説明を省略する。

室内熱交換器２７は、車室内の空気と冷媒とを熱交換する周知の空冷型熱交換器である。

アキュムレーター２８は、冷媒を気液分離する気液分離手段である。

（作動）
冬季の車室内暖房のみならず、夏季の車室内冷房においても、ヒートポンプ回路２０からスタック１冷却回路１０へ熱を移動（放出）することで、車室内のエアコン効率を上昇させる作動について以下に説明する。

（冷房運転時）
まず、ヒートポンプ回路２０の運転種別が冷房運転の場合の冷媒の流れ順序について以下に説明する。

コンプレッサ２１によって圧縮され高温高圧となった冷媒は第一の熱交換器３へと流入する。

第一の熱交換器３では、ヒートポンプ回路２０の運転種別が冷房運転なので、ラジエータ５での放熱によって比較的低い第一の温度閾値前後に推移する低温の冷却水が流通しているので、高温高圧の冷媒は、低温の冷却水に対して熱量を放出する。

第一の熱交換器３にて熱量を放出した冷媒は、全開に制御されている第一の膨張弁２２を通過し、四方弁２３の切り替えによって、第二の熱交換器２４に流入する。

第二の熱交換器２４に流入した冷媒は、車室外の空気（車速風）と熱交換し、ここでも熱量を放出する。

第二の熱交換器２４にて再度熱量を放出した冷媒は、第三の熱交換器２５にて、室内熱交換器２７にて車室内の空気と熱交換し、低圧低温となり、アキュムレーター２８にて気液分離された低温低圧の冷媒と熱交換する。

第三の熱交換器２５にて再々度熱量を放出した冷媒は、第二の膨張弁２６の絞りによって霧状にされ低温低圧の気体冷媒となって室内熱交換器２７に流入する。

室内熱交換器２７にて車室内の空気と熱交換した冷媒は、再度四方弁２３に戻り、四方弁２３の切り替えにてアキュムレーター２８に流入する。

アキュムレーター２８にて気液分離され、第三の熱交換器２５にて、第二の熱交換器２４から吐出された高温高圧の冷媒から熱量を受熱する。

第三の熱交換器２５を通過した冷媒は再びコンプレッサ２１にて圧縮され、高温高圧の冷媒となり、再度コンプレッサ２１から吐出され、以下は上述したサイクルを繰り返す。

このように、通常の冷凍サイクルの場合、放熱器は１つだけの場合が多いが、本実施形態では、第一の熱交換器３（冷却水へ放熱）、第二の熱交換器２４（車室外の空気へ放熱）、第三の熱交換器２５（低温低圧の冷媒へ放熱）と、３つの放熱器にて放熱するので、１つだけの放熱器しか設けられていない冷凍サイクルと比べて放熱率が高く、エアコン効率は上昇する。

この、運転種別によって（この場合は冷房運転）スタック１冷却回路１０内を流通する冷却水の水温が比較的低い第一の温度閾値前後に推移するよう維持するサーモスタット４の作動を以下に説明する。

第一の熱交換器３にて高温高圧の冷媒から熱量を受熱した冷却水は、スタック１（スタック１に装着されているウォータージャケット）からさらに熱量を受熱し吐出され、ヒータコア２側流路７ａと、ラジエータ５側流路７ｂとに分流する。

ヒータコア２側流路７ａに流入した冷却水は、ヒータコア２に流入し、車室内の空気と熱交換し低温となる。

その後、第三の熱交換器３へ流入し、コンプレッサ２１から吐出された後の高温高圧の冷媒と熱交換し、熱量を受熱する。冷媒から熱量を受熱し多少高温となった冷却水はポンプ６に戻る。

一方、サーモスタット４を構成する水温センサ４ａが検知した冷却水の温度が、サーモスタット４が自立的に設定した第一の温度閾値（この場合、ヒートポンプ回路２０の運転種別は冷房運転なので、比較的低い第一の温度閾値となる）以上であったならば、サーモスタット４は開閉弁４ｂを開放し、ラジエータ５側流路７ｂに流入した冷却水をラジエータ５へと流入させる。

ラジエータ５にて車室外の空気と熱交換し、低温となった冷却水はポンプ６の直前で第一の熱交換器３にて受熱し高温となった冷却水と混合するので、スタック１冷却回路１０を流通する冷却水全体の水温は第一の温度閾値前後に推移するように維持される。

この時のサーモスタット４の開閉作動を図３を用いて以下に詳述する。

図３は、図３（ａ）と図３（ｂ）とからなり、冷房運転時のサーモスタット４の開閉作動は図３（ａ）にて示している。

図３（ａ）に示すように、サーモスタット４は、冷房運転時には冷却水の水温がα℃以上になると開弁し、冷却水がα℃から所定の温度幅（例えば約１０℃）以下になった場合に閉弁する。

開弁する際の温度（この場合α℃）と、閉弁する際の温度（この場合α−１０℃）が異なる理由を以下に説明する。

これは開弁する際の温度（この場合α℃）と閉弁する際の温度（この場合α−１０℃）とが、もし同じ温度閾値として設定されていた場合、水温が何度もα℃を前後するように推移すると、サーモスタット４は開閉弁４ｂの開閉作動を頻繁に繰り返すことになるため、それを防ぐ設定である。ちなみにこのα℃は請求項で示す第一の温度閾値に相当する。具体的には摂氏約５０℃前後が望ましい値であることが発明者の研究によって判明している。

（暖房運転時）
次にヒートポンプ回路２０の運転種別が暖房運転の場合の冷媒の流れ順序について以下に説明する。

コンプレッサ２１によって圧縮され高温高圧となった冷媒が第一の熱交換器３へと流入する。

第一の熱交換器３では、ヒータコア２によって熱量を放出し、低温となった冷却水が流通しているので、高温高圧の冷媒は、低温の冷却水に対して熱量を放出する。

第一の熱交換器３にて熱量を放出した冷媒は、全開に制御されている第一の膨張弁２２を通過し、四方弁２３の切り替えによって、室内熱交換器２７に流入する。

第一の熱交換器３にて放熱はしたが、未だ高温高圧の冷媒は、室内熱交換器２７にて車室内の空気と熱交換（この場合は暖房）する。

室内熱交換器２７から吐出された冷媒は、所定の開度で絞られている第二の膨張弁にて霧状になり、第三の熱交換器２５に流入する。

上述した冷房運転時では第三の熱交換器２５にても冷媒は熱交換したが、暖房運転時では温度差が少ない為、熱交換は行われず、そのまま通過する。そして、冷媒は第二の熱交換器２４に流入し、ここで蒸発し気体冷媒となって四方弁２３に流入する。

四方弁２３の切り替え設定にて、アキュムレーター２８に流入した冷媒はここで気液分離され再びコンプレッサ２１へと流入し、再びコンプレッサ２１にて圧縮され、高温高圧の冷媒となり、再度コンプレッサ２１から吐出され、以下は上述したサイクルを繰り返す。

次に、暖房運転時におけるスタック１冷却回路１０の作動について以下に図３（ｂ）を用いて説明する。

暖房運転時における冷却水の流れ順序は冷房運転時と同等なので詳述しないが、サーモスタット４が自立的に設定する温度閾値は、ヒートポンプ回路２０の運転種別が暖房運転中なので、上述したα℃よりも高温のβ℃（第二の温度閾値）に設定されている。

図３（ｂ）に示すように、サーモスタット４は、暖房運転時には冷却水の水温がβ℃以上になると開閉弁４ｂを開弁し、冷却水がβ℃から所定の温度幅（例えば約１０℃）以下になった場合に閉弁する。

開弁する際の温度（この場合β℃）と、閉弁する際の温度（この場合β−１０℃）が異なる理由は、冷房運転時のそれと同等なので説明を省略する。

暖房運転時は、冷房運転時の冷却水の温度閾値（α℃）よりも高い温度閾値（β℃）にて冷却水の水温が推移するように設定している。

その理由は（メインの）暖房回路である温水回路の温度を下げないためである。
その為、サーモスタット４は、冷却水がスタック１の必要冷却温度であるβ℃（請求項で示す第二の温度閾値）以上になるまで、ラジエータ５に冷却水が流通しないように、開閉弁４ｂを閉成するよう作動する。

（除湿暖房運転時）
除湿暖房時は大別すると２パターンに分けられる。すなわち、比較的空調負荷が低く、必要な吹き出し温度が低いパターンと、比較的空調負荷が高く、必要な吹き出し温度が高いパターンの２つである。以下に上記２パターンにおける冷媒流れ順序とサーモスタット４の開閉作動について説明する。
（１）比較的空調負荷が低く、必要な吹き出し温度が低い場合の除湿暖房
本モードにおける冷媒の流れ順序は上述した冷房運転時と同等なので説明は省略する。しかし唯一異なる点がある。それは冷房運転時は、第一の膨張弁２２を全開にしていたが、本モードでは第一の膨張弁２２を所定の幅に絞ることである。

なぜ絞るのかを以下に説明する。本モードは比較的空調負荷が低く、必要な吹き出し温度が低い場合の除湿暖房である。第一の膨張弁２２を絞ることによって、第二の熱交換器２４に流入する冷媒は低圧となるので、第二の熱交換器４は吸熱器として作動することになる。

つまり、コンプレッサ２１で発生した熱量Ｑ１と、第二の熱交換器２４が吸熱した熱量Ｑ２とを第一の熱交換器３にて冷却水に放熱するので、冷却水はヒータコア２にて、所定の（後述する（２）比較的空調負荷が高く、必要な吹き出し温度が高い場合の除湿暖房運転時よりは低い）吹き出し温度を得る事が可能となる。
（２）比較的空調負荷が高く、必要な吹き出し温度が高い場合の除湿暖房
本モードのおける冷媒の流れ順序は上述した暖房運転時と同等なので説明は省略する。しかし唯一異なる点がある。それは暖房運転時は、第一の膨張弁２２を全開にしていたが、本モードでは第一の膨張弁２２と第二の膨張弁２６とを所定の幅で絞ることである。

なぜ絞るのかを以下に説明する。本モードでは比較的空調負荷が高く、必要な吹き出し温度が高い場合の除湿暖房である。

まず、第一の膨張弁２２を絞ることによって、室内熱交換器２７に流入する冷媒は低圧となるので、室内熱交換器２７は吸熱器として作動することになる。

さらに、第二の膨張弁２６をも絞ることによって、第二の熱交換器２４に流入する冷媒も低圧となり、第二の熱交換器２４も吸熱器として作動することになる。

つまり、冷媒は、コンプレッサ２１で発生した熱量Ｑ１と、第二の熱交換器２４が吸熱した熱量Ｑ２と、室内熱交換器２７が吸熱した熱量Ｑ３とを第一の熱交換器３にて冷却水に放熱するので、冷却水はヒータコア２にて、所定の（上述した（１）比較的空調負荷が低く、必要な吹き出し温度が低い場合の除湿暖房運転時よりは高い）吹き出し温度を得る事が可能となる。

次に上述したサーモスタット４の開閉作動について図４を用いて以下に説明する。

図４は、サーモスタット４の開閉作動のフローを示したフローチャートである。

ステップＳ１にて、図示しないセンサもしくはパネルから運転者が運転種別を決定する操作を行う。操作が終了するとステップＳ２に進む。

ステップＳ２にて、センサもしくはパネルからの情報により運転種別が決定される。決定されるとステップＳ３に進む。

ステップＳ３にて、ステップＳ２で決定した運転種別が冷房運転か否かを判定する。もし冷房運転であったならばステップＳ４に進み、冷房運転ではなかった場合はステップＳ５に進む。

ステップＳ４では、サーモスタット４の開閉作動の温度閾値をα℃（摂氏約５０℃）に設定する。設定し終わるとステップＳ６に進む。

ステップＳ５では、サーモスタット４の開閉作動の温度閾値をβ℃（摂氏約８０℃）に設定する。設定し終わるとステップＳ６に進む。

ステップＳ６にて、ヒータコア２の入り口付近での冷却水の水温がα℃（摂氏約５０℃）、もしくはβ℃（摂氏約８０℃）以上であったならばステップＳ７に進む。もし冷却水の水温がα℃（摂氏約５０℃）未満、もしくはβ℃（摂氏約８０℃）未満であったならば、ステップＳ１に戻る。

ステップＳ７にて、開閉弁４ｂを開弁する。開弁しおわるとステップＳ１に戻る。

上述したステップＳ１〜ステップＳ７までの各処理内容によってサーモスタット４は運転種別に応じて二つの温度閾値にて開閉弁するよう作動する。

（作用効果）
上述した構成と作動とによって、冬季の車室内暖房のみならず、夏季の車室内冷房においても、ヒートポンプ回路２０の冷媒から第一の熱交換器３を介して冷却水流路７へ熱を移動（放出）することが可能となるので、冷房運転時に低下しがちなエアコン性能を上昇させることが可能な車両用空調装置１００を提供する事が可能となる。

一般的に低車速、または停車時にはスタック１からの放熱量は低下するため、ラジエータ５の放熱性能には余裕が生じてくる。

しかし、低車速、または停車時には車速風が少ないので、第二の熱交換器２４は図示しない電動ファンのみで冷却されることになるため、エアコン性能は低下する。

そこで、本発明のように冷房運転時には、ラジエータ５を流通する冷却水の水温が低温（約５０℃）で推移するように制御すると、低車速、または停車時は、スタック１からの放熱量が少ないため、水温は制御したとおり低温で推移する。

この低温で推移している冷却水に、第二の熱交換器２４の上流側に配置した第一の熱交換器３を介して冷媒が持っている熱量を移動（放熱）させることで、第二の熱交換器２４における放熱負荷を低減することが可能となり、ヒートポンプ回路２０全体がもつエアコン性能を向上させることが可能となる。

一方、暖房運転時においては、ヒータ性能を得るため、冷却水の水温は高温（摂氏約８０℃）で推移するように制御する。

このように、必要に応じて冷却水がラジエータ５に流れる際の水温を適宜変更することで、冷房運転時において、低車速または停車時には低下しがちなエアコン性能を向上させることが可能になるとともに、暖房運転時には高温の冷却水を得ることが可能となるので、必要なヒータ性能を確保することが可能となる。

上述した実施形態では、原動機としてスタック１を例示したが、エンジンであっても良い。

また、冷媒の種類については、現在、カーエアコンで用いられている主流の冷媒はＨＦＣ１３４ａだが、超臨界で作動し、高温となりやすいＣＯ_２冷媒を用いることが望ましい。

また、ラジエータ５の放熱性能を更に上昇させるため、ラジエータ５の前面に配置する第二の熱交換器２４の前面面積を縮小し、ラジエータ５に直接的に車速風が当たるように構成しても良い。

（第二実施形態）
上述した第一実施形態では、冷却水回路として例示したのはスタック１冷却回路１０、１つのみであった。しかし、実際の車両、特に燃料電池車両では、ほかにも冷却回路が車載されている場合が多い。

例えば駆動モータの本体を冷却するために、スタック１冷却回路１０とは別体で駆動モータ用冷却回路３０が設けられている。（図５参照）
このように、スタック１冷却回路１０以外で、なおかつスタック１冷却回路１０に流通する冷却水の水温よりも低い水温の冷却水が流通する冷却回路と冷媒とが熱交換できるように新たに専用の熱交換器を別途設けることによって、ヒートポンプ回路２０全体のエアコン性能を更に上昇させることが可能となる。

（構成）
図５にスタック１冷却回路１０以外の冷却回路を流通する冷却水とヒートポンプ回路２０を流通する冷媒とを熱交換する構成を示す。

スタック１冷却水１０における冷却水の流れ方向は第一実施形態で示した内容と変わりないので説明は省略し、第一実施形態で示したヒートポンプ回路２０の冷媒流れと異なる点のみ、冷房運転時を例にとって以下に説明する。

コンプレッサ２１にて圧縮され、高温高圧となった冷媒は第一の熱交換器３にて、スタック１冷却回路１０を流通する冷却水に放熱する。

その後、冷媒は全開となっている第一の膨張弁２２と四方弁２３を通過し、駆動モータ３１冷却回路３０を構成する第四の熱交換器３２に流入する。

この第四の熱交換器３２にて駆動モータ冷却回路３０を流通する冷却水に放熱した冷媒は、次に第２の熱交換器２４に流入し、ここで車速風にて車外の空気に放熱する。

次に第三の熱交換器２５にて低温低圧の冷媒に放熱し、室内熱交換器２７にて車室内の空気を冷却したのち、再び四方弁２３に至り、アキュムレーター２８にて気液分離し、コンプレッサ２１へと戻る。

このように、蒸発し、車室内の空気を冷却するまでの過程で、第一の熱交換器３（スタック１冷却回路１０の冷却水に放熱）、第四の熱交換器（駆動モータ冷却回路３０の冷却水に放熱）、第二の熱交換器２４（車室外の空気に放熱）、第三の熱交換器（低圧低温の冷媒に放熱）と、４つの熱交換器にて放熱するので、第一実施形態で示した構成よりも更にエアコン効率を向上させることが可能となる。

上述した例は冷房運転時の場合だが、暖房運転時には、駆動モータ回路３０を流通する冷却水から駆動モータ３１の熱を吸熱できるので、冷媒の温度をさらに上昇させることが可能となり、室内熱交換器２７における車室内の空気との熱交換（この場合は暖房）において、より高い暖房性能を得ることが可能となる。

（変形例）
上述した第一、第二実施形態で示した請求項で示す弁に相当する構成要素はサーモスタット４であった。しかしサーモスタット４ではなく、ウォーターバルブ８ａ、８ｂと２つのウォーターバルブであっても良い。図６に、サーモスタット４のかわりにウォーターバルブ８ａ、８ｂを用いた場合の車両用空調装置１００の概略の構成図を示す。

通常、サーモスタット４が設定可能な温度閾値は１つのみである。上述した第一、第二実施形態では複数の温度閾値を持つサーモスタット４が存在することを前提として説明している。

しかし、周知かつ低価格なウォーターバルブ８ａ、８ｂを２つ用いることで、簡易に本発明を実現可能にすることが可能となる。

本発明の第一実施形態に係る車両用空調装置１００の概略の構成図である。 （ａ）（ｂ）ともに本発明の第一実施形態に係る第一の熱交換器３の構成の説明図である。 （ａ）は冷房運転時におけるサーモスタット４の開閉作動を示した説明図であり、（ｂ）は暖房運転時におけるサーモスタット４の開閉作動を示した説明図である。 サーモスタット４の開閉作動のフローを示したフローチャートである。 本発明の第二実施形態に係る車両用空調装置１００の概略の構成図である。 本発明の変形例に係る車両用空調装置１００の概略の構成図である。

符号の説明

１ スタック（原動機）
２ ヒータコア
３ 第一の熱交換器
４ サーモスタット
５ ラジエータ
６ ポンプ
７ 冷却水流路
８ａ 第一のウォーターバルブ
８ｂ 第二のウォーターバルブ
１０ スタック１冷却水回路（原動機冷却水回路）
２０ ヒートポンプ回路（ヒートポンプユニット）
２１ コンプレッサ
２２ 第一の膨張弁
２３ 四方弁
２４ 第二の熱交換器
２５ 第三の熱交換器
２６ 第二の膨張弁
２７ 室内熱交換器
２８ アキュムレーター
３０ 駆動モータ３１冷却回路
３１ 駆動モータ
３２ 第四の熱交換器
３３ 第二のラジエータ
３４ 第二のポンプ

Claims (6)

1. 原動機から発せられる熱を受けた原動機冷却水が、放熱用のヒータコア側に流れて前記原動機に戻るヒータコア側流路、および放熱用のラジエータ側に流れて前記原動機に戻るラジエータ側流路を有する原動機冷却水回路と、
   冷房運転時に、コンプレッサにて冷媒を圧縮し、第二の熱交換器にて前記冷媒を凝縮し、車室内を室内熱交換器にて冷房するとともに、
   暖房運転時に、前記コンプレッサの吸入側および吐出側に配設された四方弁によって、前記冷媒の流れ方向を変更させて、前記第二の熱交換器にて吸熱し、前記室内熱交換器にて前記車室内を暖房するヒートポンプユニットとを備える車両用空調装置であって、
   前記コンプレッサの吐出側において、前記コンプレッサと前記四方弁との間に配設されて、前記コンプレッサで圧縮された前記冷媒の熱を前記ヒータコア側流路の前記原動機冷却水へ放出する第一の熱交換器が設けられるとともに、
   前記ラジエータ側流路には、前記原動機冷却水が前記ラジエータをバイパスするバイパス流路と、前記原動機冷却水の水温に基づいて前記ラジエータ側、あるいは前記バイパス流路への前記原動機冷却水の流通を調整する弁とが設けられ、
   前記弁は、前記ヒートポンプユニットの前記冷房運転時で、かつ前記原動機冷却水が第一の温度閾値以上だった場合は、前記原動機冷却水が前記ラジエータ側に流入するようにするとともに、
   前記ヒートポンプの前記暖房運転時で、かつ前記原動機冷却水の水温が前記第一の温度閾値よりも高い第二の温度閾値以上だった場合は、前記原動機冷却水が前記ラジエータ側に流入するようにすることを特徴とする車両用空調装置。
2. 前記ヒートポンプユニットの前記冷房運転時における前記第二の熱交換器と前記室内熱交換器との間には、
   前記第二熱交換器から吐出された高温高圧の冷媒と、前記室内熱交換器から吐出された低温低圧の冷媒とを熱交換する第三の熱交換器が設けられることを特徴とする請求項１に記載の車両用空調装置。
3. 前記第三の熱交換器に流通する前記高温高圧の冷媒の流れ方向と、前記低温低圧の冷媒の流れ方向とは対向流になるように設定されていることを特徴とする請求項２に記載の車両用空調装置。
4. 前記原動機冷却水回路を流通する前記原動機冷却水の水温よりも低い冷却水が流通する他の冷却水回路を有し、
   前記ヒートポンプユニットの前記冷房運転時における前記第一の熱交換器と前記第二の熱交換器との間には、
   前記第一の熱交換器から吐出された高温高圧の冷媒の熱を前記他の冷却水回路の前記冷却水へ放出する第四の熱交換器が設けられることを特徴とする請求項１乃至３のいずれかに記載の車両用空調装置。
5. 前記他の冷却水回路は、前記他の冷却水回路内を流通する前記冷却水を冷却する第二のラジエータを備えており、
   前記第二のラジエータと、前記第二の熱交換器とは、前記ラジエータの空気流れの上流側に配置されることを特徴とする請求項４に記載の車両用空調装置。
6. 前記冷媒は、ＣＯ_２であることを特徴とする請求項１乃至５のいずれかに記載の車両用空調装置。

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