CN103442913A - 冷却装置 - Google Patents

Abstract

一种冷却HV设备（31）的冷却装置（1）包括：压缩机（12），该压缩机使致冷剂循环；热交换器（14），该热交换器在致冷剂与外部空气之间进行热交换；膨胀阀（16），该膨胀阀使致冷剂减压；热交换器（18），该热交换器在致冷剂与空调用空气之间进行热交换；冷却单元（30），该冷却单元设置在经由膨胀阀（16）在热交换器（14）与热交换器（18）之间流动的致冷剂的路径上，以便利用致冷剂来冷却HV设备（31）；和四通阀（28），该四通阀在从压缩机（12）到热交换器（14）的致冷剂流与从压缩机（12）到热交换器（18）的致冷剂流之间切换。

Description

冷却装置

技术领域

本发明涉及一种冷却装置，且更具体地涉及一种通过使用蒸气压缩式致冷循环来冷却发热源的冷却装置。

背景技术

关于传统车辆空调装置，日本专利申请公报No.5-96940（JP5-96940A）公开了一种空调装置，该空调装置包括乘员舱空气热交换器且能够利用四通切换阀在加热模式运转与冷却模式运转之间切换。

近年来，利用来自电动机的驱动力而行驶的混合动力车辆（HV）、燃料电池车辆、电动汽车等作为环境问题的对策已引起注意。在这种类型的车辆中，诸如电动机、发电机、逆变器、变换器和电池在电力传送期间发热。因此有必要冷却这些电气设备。因此，已提出使用被用作车辆空调装置的蒸气压缩式致冷循环来冷却发热体的技术。

例如，日本专利申请公报No.2007-69733（JP2007-69733A）公开了一种***，其中在从膨胀阀延伸到压缩机的致冷剂通路中并联配置有与空调用空气进行热交换的热交换器和与发热体进行热交换的热交换器，并且通过在空调装置中使用的致冷剂来冷却发热体。日本专利申请公报No.2001-309506（JP2001-309506A）公开了一种冷却***，其中车辆空调致冷循环装置的致冷剂被循环到驱动控制车辆行驶电动机的逆变器回路单元的冷却部件，并且当不需要冷却空调用空气流时，抑制通过车辆空调致冷循环装置的蒸发器来冷却空调用空气流。

日本专利申请公报No.2000-198347（JP2000-198347A）公开了一种通过利用冷却水收集来自电动机的排热并使该热从冷却水移动到致冷剂来实现加热能力的提高的热泵式空调装置。日本专利申请公报No.2005-90862（JP2005-90862A）公开了一种冷却***，其中在绕开空调致冷循环的减压器、蒸发器和压缩机的旁通通路中设置有用于冷却发热体的发热体冷却装置。

JP2007-69733A中公开的冷却装置包括在冷却运转期间使用的乘员舱冷却用热交换器和在加热运转期间使用的乘员舱加热用热交换器两者。由于该冷却装置包括两个乘员舱热交换器，因此冷却装置的成本和尺寸两者都发生增大。

发明内容

本发明是考虑上述问题而设计的，并且提供了一种用于发热源的冷却装置，通过该冷却装置，能够实现装置的成本和尺寸两者的减小。

根据本发明的一方面，一种冷却发热源的冷却装置包括：压缩机，所述压缩机压缩致冷剂以便使所述致冷剂循环；第一热交换器，所述第一热交换器在所述致冷剂与外部空气之间进行热交换；减压器，所述减压器使所述致冷剂减压；第二热交换器，所述第二热交换器在所述致冷剂与空调用空气之间进行热交换；冷却单元，所述冷却单元设置在所述致冷剂的经由所述减压器在所述第一热交换器与所述第二热交换器之间延伸的路径上，以便利用所述致冷剂来冷却所述发热源；和四通阀，所述四通阀在从所述压缩机到所述第一热交换器的致冷剂流与从所述压缩机到所述第二热交换器的致冷剂流之间切换。

在上述冷却装置中，所述冷却单元可设置在所述第一热交换器与所述减压器之间。

在上述冷却装置中，可在所述冷却单元与所述减压器之间设置第三热交换器，以便在所述致冷剂与所述外部空气之间进行热交换。此外，所述第一热交换器可具有比所述第三热交换器大的从所述致冷剂放出热的放热能力。

上述冷却装置还可包括：气液分离器，所述气液分离器将流向所述冷却单元的所述致冷剂分离成气相致冷剂和液相致冷剂；和切换阀，所述切换阀切换所述致冷剂流，以使得所述致冷剂响应于所述四通阀对所述致冷剂流的切换而从所述第一热交换器或所述第三热交换器流到所述气液分离器。

在上述冷却装置中，所述冷却单元可串联连接在所述第一热交换器与所述第二热交换器之间。

上述冷却装置还可包括第一通路和第二通路，所述第一通路和第二通路并联配置在所述第一热交换器与所述第二热交换器之间，其中所述冷却单元设置在所述第二通路中。所述冷却装置还可包括流量控制阀，所述流量控制阀配置在所述第一通路中，以便调节流经所述第一通路的所述致冷剂的流量和流经所述第二通路的所述致冷剂的流量。

上述冷却装置还可包括：发动机；和加热器芯，所述加热器芯与所述发动机进行热传递，其中所述加热器芯相对于所述第二热交换器配置在所述空调用空气的下游侧。所述冷却装置还可包括流量控制单元，所述流量控制单元调节流到所述加热器芯的所述空调用空气的流量。

上述冷却装置还可包括第四热交换器，所述第四热交换器相对于所述第二热交换器配置在所述空调用空气的下游侧，以便在所述致冷剂与所述空调用空气之间进行热交换。

根据上述冷却装置，能够实现装置的成本和尺寸两者的减小。

附图说明

将在以下参照附图对本发明的示例性实施例的详细描述中描述本发明的特征、优点以及技术和工业意义，附图中相似的附图标记表示相似的要素，并且其中：

图1是示出了根据本发明的第一实施例的冷却装置的构型的示意图；

图2是示出了在根据第一实施例的蒸气压缩式致冷循环的冷却运转期间的致冷剂状态的莫里尔图；

图3是示出了在四通阀已切换的状态下图1所示的根据第一实施例的冷却装置的示意图；

图4是示出了在根据第一实施例的蒸气压缩式致冷循环的加热运转期间的致冷剂状态的莫里尔图；

图5是示出了根据第二实施例的冷却装置的构型的示意图；

图6是示出了在根据第二实施例的蒸气压缩式致冷循环的冷却运转期间的致冷剂状态的莫里尔图；

图7是示出了在四通阀已切换的状态下图5所示的根据第二实施例的冷却装置的示意图；

图8是示出了在根据第二实施例的蒸气压缩式致冷循环的加热运转期间的致冷剂状态的莫里尔图；

图9是示出了根据第三实施例的冷却装置的构型的示意图；

图10是示出了根据第四实施例的冷却装置的构型的示意图；

图11是示出了在四通阀已切换的状态下图10所示的根据第四实施例的冷却装置的示意图；

图12是示出了根据第四实施例的、根据第一示例的切换阀处于第一设定位置的状态的分解透视图；

图13是示出了根据第四实施例的、根据第一示例的切换阀处于第二设定位置的状态的分解透视图；

图14是示出了根据第四实施例的、根据第二示例的切换阀处于第一设定位置的状态的透视图；

图15是示出了根据第四实施例的、根据第二示例的切换阀处于第二设定位置的状态的透视图；

图16是示出了根据第五实施例的冷却装置的构型的示意图；

图17是示出了根据第五实施例的冷却装置的处于图16所示的根据第五实施例的挡板已移动的状态的示意图；

图18是示出了根据第六实施例的冷却装置的构型的示意图；

图19是示出了在根据第六实施例的蒸气压缩式致冷循环的冷却运转期间致冷剂的致冷剂状态的莫里尔图；

图20是示出了在四通阀已切换的状态下图18所示的根据第六实施例的冷却装置的示意图；以及

图21是示出了在根据第六实施例的蒸气压缩式致冷循环的加热运转期间的致冷剂状态的莫里尔图。

具体实施方式

下文将基于附图描述本发明的实施例。注意，在以下附图中，相同或对应的部分被赋予相同的附图标记，并且不重复其描述。

图1是示出了根据第一实施例的冷却装置的构型的示意图。如图1所示，冷却装置1包括蒸气压缩式致冷循环10。该蒸气压缩式致冷循环10安装在车辆中以便冷却和加热例如车辆的车厢。当例如用于执行冷却的开关切换为ON或用于自动将车辆的乘员舱中的温度调节为设定温度的自动控制模式已被选择且乘员舱中的温度比设定温度高时，利用蒸气压缩式致冷循环10进行冷却。当例如用于执行加热的开关切换为ON或自动控制模式已被选择且乘员舱中的温度比设定温度低时，利用蒸气压缩式致冷循环10进行加热。

蒸气压缩式致冷循环10包括压缩机12、用作第一热交换器的热交换器14、用作减压器的一个示例的膨胀阀16、和用作第二热交换器的热交换器18。蒸气压缩式致冷循环10还包括四通阀28。四通阀28配置成能够在从压缩机12朝热交换器14行进的致冷剂流与从压缩机12朝热交换器18行进的致冷剂流之间切换。

压缩机12利用安装在车辆中的电动机或发动机作为动力源而操作，以将致冷剂气体绝热地压缩成过热的致冷剂气体。压缩机12吸入并压缩当蒸气压缩式致冷循环10操作时流动的气相致冷剂，并放出高温、高压的气相致冷剂。通过放出致冷剂，压缩机12使致冷剂循环通过蒸气压缩式致冷循环10。

热交换器14、18分别包括致冷剂流经的管和在流经管的致冷剂与热交换器14、18周围的空气之间进行热交换的翅片。热交换器14、18在致冷剂与通过随着车辆行驶而发生的自然通风供给的空气流或通过风扇供给的空气流之间进行热交换。

膨胀阀16通过经小孔喷射液相致冷剂而使高压的液相致冷剂膨胀。结果，高压的液相致冷剂变成低温、低压的雾状致冷剂。膨胀阀16使冷凝的致冷剂液减压，以产生处于气液混合状态的湿蒸气。注意，用于使致冷剂液减压的减压器并不限于进行节流膨胀的膨胀阀16，并且也可以是毛细管。

蒸气压缩式致冷循环10还包括致冷剂通路21至27。蒸气压缩式致冷循环10是通过利用致冷剂通路21至27将压缩机12、热交换器14、膨胀阀16和热交换器18彼此连接而形成的。

致冷剂通路21将压缩机12连接到四通阀28。致冷剂经致冷剂通路21从压缩机12流到四通阀28。致冷剂通路22将四通阀28连接到热交换器14。致冷剂经致冷剂通路22从四通阀28和热交换器14中的一者流到另一者。致冷剂通路23将热交换器14连接到下文待描述的冷却单元30。致冷剂经致冷剂通路23从热交换器14和冷却单元30中的一者流到另一者。致冷剂通路24将冷却单元30连接到膨胀阀16。致冷剂经致冷剂通路24从冷却单元30和膨胀阀16中的一者流到另一者。

致冷剂通路25将膨胀阀16连接到热交换器18。致冷剂经致冷剂通路25从膨胀阀16和热交换器18中的一者流到另一者。致冷剂通路26将热交换器18连接到四通阀28。致冷剂经致冷剂通路26从热交换器18和四通阀28中的一者流到另一者。致冷剂通路27将四通阀12连接到压缩机28。致冷剂经致冷剂通路27从四通阀28流到压缩机12。

注意，可使用例如二氧化碳、诸如丙烷或异丁烷的碳氢化合物、氨、水等作为蒸气压缩式致冷循环10的致冷剂。

冷却单元30设置于在热交换器14与膨胀阀16之间流动的致冷剂的路径上。通过设置冷却单元30，热交换器14与膨胀阀16之间的致冷剂路径被分割成冷却单元30的热交换器14侧的致冷剂通路23和冷却单元30的膨胀阀16侧的致冷剂通路24。冷却单元30包括HV设备31和冷却通路32，该HV设备为安装在车辆中的电气设备，该冷却通路为致冷剂流经的管。HV设备31用作发热源的一个示例。冷却通路32的一个端部连接到致冷剂通路23。冷却通路32的另一个端部连接到致冷剂通路24。

致冷剂在热交换器14与膨胀阀16之间流经冷却通路32。在流经冷却通路32的同时，致冷剂通过从HV设备31吸热而冷却HV设备31。冷却单元30构造成使得能够在HV设备31与冷却通路32中的致冷剂之间进行热交换。在该实施例中，例如，冷却单元30包括形成为使得其外周面与HV设备31的壳体直接接触的冷却通路32。该冷却通路32包括邻接HV设备31的壳体的部分。在该部分中，能够在流经冷却通路32的致冷剂与HV设备31之间进行热交换。

HV设备31通过直接连接到形成蒸气压缩式致冷循环10的从热交换器14延伸到膨胀阀16的致冷剂路径的一部分的冷却通路32的外周面而被冷却。由于HV设备31配置在冷却通路32的外部上，因此HV设备31不会干扰流经冷却通路32的内部的致冷剂流。因此，蒸气压缩式致冷循环10中的压力损失不会增大，且因此能够在不增大压缩机12的动力的情况下冷却HV设备31。

替代地，冷却单元30可包括介设于HV设备31与冷却通路32之间的任意传统热管。这种情况下，HV设备31经由该热管连接到冷却通路32的外周面并通过经由该热管从HV设备31到冷却通路32的热传递而被冷却。通过将HV设备31设定为热管加热部并将冷却通路32设定为热管冷却部，能够提高冷却通路32与HV设备31之间的热传递效率，从而引起冷却HV设备31的效率的提高。可使用例如管芯式（Wick）热管。

能够利用该热管从HV设备31向冷却通路32可靠地传热，且因此HV设备31和冷却通路32可彼此远离，由此避免需要以复杂的布置来设置冷却通路32以确保冷却通路32与HV设备31接触。结果，能够提高HV设备31的配置自由度。

HV设备31包括在电力传送期间发热的电气设备。该电气设备包括例如将直流（DC）电力变换成交流电力的逆变器、用作旋转电机的电动机/发电机、用作蓄电装置的电池、使电池的电压升压的变换器、使电池的电压降压的DC/DC变换器等中的至少一者。电池为二次电池，诸如锂离子电池或镍氢电池。可使用电容器代替电池。

热交换器18配置在空气流经的管道40的内部。热交换器18通过在致冷剂与空调用空气之间进行热交换来调节流经管道40的空调用空气的温度。管道40包括管道入口41和管道出口42，该管道入口是空调用空气经其流入管道40内的入口，该管道出口是空调用空气经其从管道40流出的出口。在管道入口41附近在管道40的内部配置有风扇43。

当风扇43被驱动时，空气流经管道40。当风扇43运转时，空调用空气经管道入口41流入管道40的内部。流入管道40内的空气可为外部空气或车辆的乘员舱中的空气。图1和3中的箭头45表示流经热交换器18以便与蒸气压缩式致冷循环10的致冷剂进行热交换的的空调用空气流。在冷却运转期间的热交换器18中，空调用空气在致冷剂接受来自空调用空气的热传递以便被加热的状态下被冷却。在加热运转期间的热交换器18中，空调用空气在致冷剂向空调用空气传热以便被冷却的状态下被加热。箭头46表示在于热交换器18中经受温度调节之后经管道出口42从管道40流出的空调用空气流。

在冷却运转期间，致冷剂在蒸气压缩式致冷循环10内流动以便顺次经过A点、B点、C点、D点和E点，如图1所示。因而，致冷剂在压缩机12、热交换器14、膨胀阀16和热交换器18之间循环。致冷剂经通过利用致冷剂通路21至27顺次连接压缩机12、热交换器14、膨胀阀16和热交换器18而形成的致冷剂循环通路在蒸气压缩式致冷循环10内循环。

图2是示出了在根据第一实施例的蒸气压缩致冷循环10的冷却运转期间的致冷剂状态的莫里尔图。图2中的横轴表示致冷剂的比焓（单位：kJ/kg），而纵轴表示致冷剂的绝对压力（单位：MPa）。图中的曲线表示致冷剂的饱和蒸气线和饱和液线。图2示出致冷剂在致冷剂经由热交换器14从压缩机12流入致冷剂通路23内、冷却HV设备31且然后经由膨胀阀16和热交换器18经致冷剂通路24返回压缩机12的蒸气压缩式致冷循环10的每个点（即，A、B、C、D和E点）的热力学状态。

如图2所示，在过热蒸气状态下被吸入压缩机12内的致冷剂（A点）沿着几何熵线在压缩机12中被绝热地压缩。随着致冷剂被压缩，其压力和温度上升，使得致冷剂变成高温、高压、高过热的蒸气（B点）。致冷剂然后流到热交换器14。

流入热交换器14内的高压致冷剂蒸气在热交换器14中与外部空气进行热交换并由此被冷却。结果，致冷剂在保持处于恒定压力的状态下从过热蒸气变成干饱和蒸气。冷凝潜热被放出，使得致冷剂逐渐液化，由此变成处于气液混合状态的湿蒸气，并且当致冷剂完全冷凝时形成饱和液。此外，显热被放出，使得形成过冷却液（C点）。热交换器14通过将在压缩机12中被压缩的过热致冷剂气体的热等压地放出到外部介质而形成致冷剂液。从压缩机12放出的气相致冷剂通过向热交换器14周围放热以使得致冷剂被冷却而冷凝（液化）。作为在热交换器14中进行热交换的结果，致冷剂的温度下降，使得致冷剂液化。

通过热交换器14液化的高压液相致冷剂经致冷剂通路23流到冷却单元30并冷却HV设备31。作为与HV设备31进行热交换的结果，致冷剂的过冷却度降低。换言之，处于过冷却液状态的致冷剂的温度上升成接近液态致冷剂饱和温度（D点）。接下来，致冷剂经致冷剂通路24流入膨胀阀16内。在膨胀阀16中，处于过冷却液状态的致冷剂被节流膨胀，使得致冷剂的温度和压力在其比焓保持不变的同时下降。结果，致冷剂变成处于气液混合状态的低温、低压的湿蒸气（点E）。

从膨胀阀16放出的湿蒸气状态的致冷剂经致冷剂通路25流入热交换器18内。湿蒸气状态的致冷剂流入热交换器18的管内。在流经热交换器18的管时，致冷剂经由翅片吸收来自车辆的乘员舱中的空气的热作为蒸发潜热，且结果，致冷剂在保持处于恒定压力的同时蒸发。当致冷剂完全变成干饱和蒸气时，致冷剂蒸气的温度通过显热进一步上升，并且结果，形成了过热蒸气（A点）。在热交换器18中，致冷剂吸收周围的热而被加热。气化的致冷剂然后经由致冷剂通路24被吸入压缩机12内。压缩机12压缩从热交换器18流来的致冷剂。按照该循环，致冷剂反复且连续地经历若干次状态变化，也即压缩、冷凝、节流膨胀和蒸发。

注意，在上文对蒸气压缩式致冷循环的描述中描述了理论致冷剂循环。然而，不用说，在实际的蒸气压缩式致冷循环10中，必须考虑压缩机12中的损失以及致冷剂的压力损失和热损失。

在冷却运转期间，热交换器18随着流经热交换器18的内部的雾状致冷剂气化而从导入成与热交换器18接触的周围空气吸热。热交换器18使用通过膨胀阀16减压的致冷剂，以通过从流入车辆的乘员舱内的空调用空气吸收在致冷剂的湿蒸气蒸发成致冷剂气体时产生的蒸发热来冷却车辆的乘员舱。当空调用空气的热被热交换器18吸收时温度降低的空调用空气流入车辆的乘员舱内，并且结果，冷却了车辆的乘员舱。

在蒸气压缩式致冷循环10运转的状态下，致冷剂通过在热交换器18中从车辆的乘员舱中的空气吸收蒸发热来冷却乘员舱。此外，从热交换器14放出的高压液态致冷剂流入冷却单元30内并通过与HV装置31进行热交换而冷却HV设备31。因此，冷却装置1利用用于对车辆的乘员舱进行空气调节的蒸气压缩式致冷循环10来冷却用作安装在车辆中的发热源的HV设备31。注意，HV设备31待冷却到的温度优选至少比用作HV设备31的温度范围的目标温度范围的上限值低。

图3是示出了处于四通阀28已被切换的状态的冷却装置1的示意图。比较图1和3，四通阀28已旋转90°，由此切换了从压缩机12的出口流入四通阀28内的致冷剂沿着其从四通阀28放出的路径。在图1所示的冷却运转期间，被压缩机12压缩的致冷剂从压缩机12流向热交换器14。另一方面，在图3所示的加热运转期间，被压缩机12压缩的致冷剂从压缩机12流向热交换器18。

在加热运转期间，致冷剂在蒸气压缩式致冷循环10内流动以便顺次经过A点、B点、E点、D点和C点，如图3所示。因而，致冷剂在压缩机12、热交换器18、膨胀阀16和热交换器14之间循环。致冷剂经通过利用致冷剂通路21至27顺次连接压缩机12、热交换器18、膨胀阀16和热交换器14而形成的致冷剂循环通路在蒸气压缩式致冷循环10内循环。

图4是示出了在根据第一实施例的蒸气压缩致冷循环10的加热运转期间的致冷剂状态的莫里尔图。图4中的横轴表示致冷剂的比焓（单位：kJ/kg），而纵轴表示致冷剂的绝对压力（单位：MPa）。图中的曲线表示致冷剂的饱和蒸气线和饱和液线。图4示出致冷剂在致冷剂经由热交换器18和膨胀阀16从压缩机12流入致冷剂通路24内、冷却HV设备31且然后经由热交换器14经致冷剂通路23返回压缩机12的蒸气压缩式致冷循环10的每个点（即，A、B、E、D和C点）的热力学状态。

如图4所示，在过热蒸气状态下被吸入压缩机12内的致冷剂（A点）沿着几何熵线在压缩机12中被绝热地压缩。随着致冷剂被压缩，其压力和温度上升，使得致冷剂变成高温、高压、高过热的蒸气（B点）。致冷剂然后流到热交换器18。

流入热交换器18内的高压致冷剂蒸气在热交换器18中被冷却以便在保持处于恒定压力的同时从过热蒸气变成干饱和蒸气。冷凝潜热被放出，使得致冷剂逐渐液化，由此变成处于气液混合状态的湿蒸气，并且当致冷剂完全冷凝时，形成饱和液。此外，显热被放出，使得形成过冷却液（E点）。热交换器18通过将在压缩机12中被压缩的过热致冷剂气体的热等压地放出到外部介质而形成致冷剂液体。从压缩机12放出的气相致冷剂通过向热交换器18周围放热以使得致冷剂被冷却而冷凝（液化）。作为在热交换器18中进行热交换的结果，致冷剂的温度下降，使得致冷剂液化。因而，致冷剂通过向热交换器18周围放热而被冷却。

通过热交换器18液化的高压液相致冷剂经致冷剂通路25流入膨胀阀16内。在膨胀阀16中，过冷液状态的致冷剂被节流膨胀，以使得致冷剂的温度和压力在致冷剂的比焓保持不变的同时下降，并且结果，形成了处于气液混合状态的低温、低压的湿蒸气（D点）。通过膨胀阀16降低温度的致冷剂经致冷剂通路24流入冷却单元30的冷却通路32内并冷却HV设备31。作为与HV设备31进行热交换的结果，致冷剂被加热，使得致冷剂的干燥度增大。当致冷剂从HV设备31接收潜热时，其一部分气化，从而引起湿蒸气状态的致冷剂中的饱和蒸气的比例增加（C点）。

从冷却单元30放出的湿蒸气状态的致冷剂经致冷剂通路23流入热交换器14内。湿蒸气状态的致冷剂流入热交换器14的管内。在流经该管时，致冷剂经由翅片从外部空气吸热作为蒸发潜热，并且结果，致冷剂在保持处于恒定压力的状态下蒸发。当致冷剂完全变成干饱和蒸气时，致冷剂蒸气的温度通过显热进一步上升，并且结果，致冷剂蒸气变成过热蒸气（A点）。气化的致冷剂经由致冷剂通路22被吸入压缩机12内。压缩机12压缩从热交换器14流来的致冷剂。按照该循环，致冷剂反复且连续地经历若干次状态变化，也即压缩、冷凝、节流膨胀和蒸发。

在加热运转期间，热交换器18随着流经热交换器18的内部的致冷剂蒸气冷凝而向导入成与热交换器18接触的周围空气增加热。热交换器18使用通过压缩机12绝热地压缩的高温、高压的致冷剂，以通过向流入车辆的乘员舱内的空调用空气放出在致冷剂气体冷凝成致冷剂湿蒸气时产生的冷凝热来加热车辆的乘员舱。在从热交换器18受热之后温度上升的空调用空气流入车辆的乘员舱内，并且结果，车辆的乘员舱被加热。

如上所述，根据该实施例的冷却装置1包括在冷却运转和加热运转期间切换致冷剂流经蒸气压缩式致冷循环10的方向的四通阀28。在冷却运转期间，通过使由膨胀阀16节流膨胀的低温、低压的致冷剂在热交换器18中从空调用空气吸热来冷却乘员舱。在加热运转期间，通过使由压缩机12绝热地压缩的高温、高压的致冷剂在热交换器18中向空调用空气放热来加热乘员舱。冷却装置1因此能够在冷却运转和加热运转两者期间使用单个热交换器18适当地调节流入车辆的乘员舱内的空调用空气的温度。因此，不需要设置两个热交换器来与空调用空气进行热交换，并且结果，能够实现冷却装置1的成本和尺寸两者的减小。

此外，致冷剂通过流入冷却单元30内并与HV设备31进行热交换来冷却HV设备31。因此，冷却装置1利用对车辆的乘员舱进行空气调节的蒸气压缩式致冷循环10来冷却用作安装在车辆中的发热源的HV设备31。因此，使用设置成通过在热交换器18中与空调用空气进行热交换而冷却和加热车辆的乘员舱的蒸气压缩致冷循环10来冷却HV设备31。

不需要设置诸如水循环泵或冷却风扇之类的专用设备来冷却HV设备31。因此，能够减小冷却装置1冷却HV设备31所需的构型的数量，从而能够实现装置构型的简化，并且结果，能够减小冷却装置1的制造成本。此外，不需要运转泵、冷却风扇等的动力源来冷却HV设备31，且因此不需要消耗动力以运转这样的动力源。结果，能够实现为了冷却HV设备31而消耗的动力量的减小。

HV设备31通过直接连接到形成经由膨胀阀16在热交换器14与热交换器18之间流动的致冷剂的路径的一部分的冷却通路32的外周面而被冷却。由于HV设备31配置在冷却通路32的外部上，因此HV设备31不会干扰流经冷却通路32的内部的致冷剂流。因此，蒸气压缩式致冷循环10中的压力损失不会增大，且因此能够在不增大压缩机12的动力的情况下冷却HV设备31。

在冷却运转期间，致冷剂在热交换器14中被冷却，直至其变成过冷却液，藉此过冷却液状态的致冷剂通过来自HV设备31的显热被加热至略低于饱和温度的温度。致冷剂然后经过膨胀阀16，由此变成低温、低压的湿蒸气。在膨胀阀16的出口处，致冷剂具有冷却车辆的乘员舱本来需要的温度和压力。热交换器14的放热能力被确定成使得致冷剂能够被充分冷却。

当低温、低压的致冷剂被用于在经过膨胀阀16之后冷却HV设备31时，热交换器18冷却空调用空气的能力下降，从而引起乘员舱冷却能力下降。另一方面，通过根据该实施例的冷却装置1，致冷剂在热交换器14中被冷却至充分过冷却的状态，以使得热交换器14的出口处的高压致冷剂被用于冷却HV设备31，且因此HV设备31能够在不影响冷却乘员舱中的空气的能力的情况下被冷却。

热交换器14的规格（更具体而言，热交换器14的尺寸或热交换性能）被确定成使得液相致冷剂在经过热交换器14之后的温度比冷却乘员舱所需的温度低。热交换器14的规格被确定成使得热交换器14具有比在HV设备31未被冷却的情况下使用的蒸气压缩式致冷循环的热交换器大出一假定致冷剂将从HV设备31接受的热量的放热能力。包括具有这些规格的热交换器14的冷却装置1能够在关于车辆的乘员舱维持出色的冷却性能且不增加压缩机12的动力的情况下适当地冷却HV设备31。

在加热运转期间，致冷剂在冷却单元30中通过从HV设备31吸收的热而被加热，并在热交换器14中通过从外部空气吸收的热而被进一步加热。当致冷剂被冷却单元30和热交换器14两者加热时，致冷剂能够在热交换器14的出口处被加热至充分过热的蒸气状态，且因此HV设备31能够在关于车辆的乘员舱维持出色的加热性能的情况下被适当地冷却。由于致冷剂被冷却单元30加热且来自HV设备31的废热被有效地用于加热乘员舱，因此能够实现性能系数的提高，从而引起为了在加热运转期间在压缩机12中绝热地压缩致冷剂而消耗的动力量的减小。

图5是示出了根据第二实施例的冷却装置1的构型的示意图。根据第二实施例的冷却装置1与第一实施例的冷却装置1的不同之处在于，在形成冷却单元30与膨胀阀16之间的致冷剂路径的一部分的致冷剂通路24中配置有用作第三热交换器的热交换器15。通过设置热交换器15，致冷剂通路24被分割成热交换器15的热交换器14侧的致冷剂通路24a和热交换器15的膨胀阀16侧的致冷剂通路24b。

在冷却运转期间，致冷剂在蒸气压缩式致冷循环10内流动以便顺次经过A点、B点、C点、D点、F点和E点，如图5所示。因而，致冷剂在压缩机12、热交换器14、15、膨胀阀16和热交换器18之间循环。致冷剂经通过利用致冷剂通路21至27顺次连接压缩机12、热交换器14、15、膨胀阀16和热交换器18而形成的致冷剂循环通路在蒸气压缩式致冷循环10内循环。

图6是示出了在根据第二实施例的蒸气压缩致冷循环10的冷却运转期间的致冷剂状态的莫里尔图。图6中的横轴表示致冷剂的比焓（单位：kJ/kg），而纵轴表示致冷剂的绝对压力（单位：MPa）。图中的曲线表示致冷剂的饱和蒸气线和饱和液线。图6示出致冷剂在致冷剂经由热交换器14从压缩机12流入致冷剂通路23内、冷却HV设备31、经由热交换器15从致冷剂通路24a流入致冷剂通路24b内且然后经由膨胀阀16和热交换器18返回压缩机12的蒸气压缩式致冷循环10的每个点（即，A、B、C、D、F和E点）的热力学状态。

根据第二实施例的蒸气压缩式致冷循环10除了从热交换器14延伸到膨胀阀16的***外与第一实施例的蒸气压缩式致冷循环10相同。更具体而言，图2所示的莫里尔图上从D点经由E点和A点到B点的致冷剂状态与图6所示的莫里尔图上从F点经由E点和A点到B点的致冷剂状态相同。因此，下文将描述根据第二实施例的蒸气压缩式致冷循环10独特的从B点到F点的致冷剂状态。

通过压缩机12绝热地压缩成高温、高压的过热蒸气的致冷剂（B点）在热交换器14中被冷却。结果，致冷剂在保持处于恒定压力的状态下放出显热以便从过热蒸气变成干饱和蒸气。冷凝潜热然后被放出，使得致冷剂逐渐液化，由此变成处于气液混合状态的湿蒸气，并且当致冷剂完全冷凝时，致冷剂变成饱和液（C点）。

从热交换器14流出的饱和液状态的致冷剂经致冷剂通路23流入冷却单元30内。在冷却单元30中，热放出到在经过热交换器14的同时被冷凝的液态致冷剂，藉此冷却HV设备31。致冷剂通过与HV设备31进行热交换而被加热，并且结果，致冷剂的干燥度增大。当致冷剂接收来自HV设备31的显热以使得其一部分气化时，致冷剂变成饱和液和饱和蒸气互相混合的湿蒸气（D点）。

致冷剂然后流入热交换器15内。致冷剂的湿蒸气在热交换器15中与外部空气进行热交换以便再次冷凝，并且当完全冷凝时，致冷剂形成饱和液。此外，致冷剂放出显热以便形成过冷却液（F点）。致冷剂然后经过膨胀阀16，以便形成低温、低压的湿蒸气（E点）。

在蒸气压缩式致冷循环10中，从压缩机12放出的高压致冷剂通过热交换器14和热交换器15两者冷凝。当致冷剂在热交换器15中充分冷却时，致冷剂在膨胀阀16的出口处具有冷却车辆的乘员舱本来需要的温度和压力。因此，能够使致冷剂在于热交换器18中蒸发时从外部接收的热量足够大。通过将热交换器15的放热能力确定成使得能够以此方式充分冷却致冷剂，能够在不影响冷却乘员舱中的空气的能力的前提下冷却HV设备31。结果，能够可靠地保证冷却HV设备31的能力和冷却乘员舱的能力两者。

在根据第一实施例的蒸气压缩式致冷循环10中，热交换器14配置在压缩机12与膨胀阀16之间，使得在冷却运转期间，必须由热交换器14进行对应于乘员舱的冷却和HV设备31的冷却的热交换量。因此，致冷剂必须在热交换器14中从饱和液状态进一步冷却，直至致冷剂具备预定的过冷却度。当处于过冷却液状态的致冷剂被冷却时，该致冷剂的温度接近大气温度，从而引起致冷剂的冷却效率的降低，且因此必须增大热交换器14的容量。结果，热交换器14的尺寸增大，这对于车载冷却装置1而言是不利的。另一方面，当减小热交换器14的尺寸以有利于车辆安装时，热交换器14的放热能力下降。结果，可能无法充分降低在膨胀阀16的出口处的致冷剂的温度，从而引起冷却乘员舱的能力不足。

然而，通过根据第二实施例的蒸气压缩式致冷循环10，在压缩机12与膨胀阀16之间以两级方式配置热交换器14、15，并且用作用于HV设备31的冷却***的冷却单元30设置在热交换器14与热交换器15之间。如图6所示，致冷剂仅需在热交换器14中冷却至饱和液状态。在从HV设备31接受蒸发的潜热之后部分地气化的湿蒸气状态的致冷剂然后在热交换器15中再次冷却。致冷剂的状态在恒定温度下变化，直至湿蒸气状态的致冷剂已完全冷凝成饱和液。此外，热交换器15将致冷剂冷却至冷却车辆的乘员舱所需的过冷却度。因此，与第一实施例相比，不必增大致冷剂的过冷却度，并且能够相应降低热交换器14、15的容量。因此，能够减小热交换器14、15的尺寸，并且结果，在此获得的冷却装置1足够小以适合于在车辆中安装。

当从热交换器14流入冷却单元30内的致冷剂冷却HV设备31时，致冷剂被来自HV设备31的热加热。当加热后的致冷剂在冷却单元30中气化时，致冷剂与HV设备31之间的热交换量减少，使得HV设备31不再能够被有效地冷却并且致冷剂在流经管道时发生的压力损失增大。因此，致冷剂优选在热交换器14中被充分冷却，以确保致冷剂在冷却HV设备31之后不会气化。

更具体地，使在热交换器14的出口处的致冷剂状态接近饱和液，以使得在热交换器14的出口处通常存在处于饱和液线上的致冷剂状态。当热交换器14以此方式被提供充分冷却致冷剂的能力时，热交换器14用于从致冷剂放热的放热能力提高超出热交换器15的放热能力。通过在具有较大的放热能力的热交换器14中充分冷却致冷剂，致冷剂能够在从HV设备31受热之后保持处于湿蒸气状态，由此避免致冷剂与HV设备31之间的热交换量的减少，并且结果，能够有效且充分地冷却HV设备31。在冷却HV设备31之后，湿蒸气状态的致冷剂在热交换器15中被再次有效地冷却至略低于饱和温度的过冷却液状态。因此，通过在此提供的冷却装置1，能够保证冷却乘员舱的能力和冷却HV设备31的能力两者。

图7是示出了根据第二实施例的冷却装置1的处于四通阀28已被切换的状态的示意图。比较图5和7，四通阀28已旋转90°，由此切换从压缩机12的出口流入四通阀28内的致冷剂沿着其从四通阀28放出的路径。在图5所示的冷却运转期间，被压缩机12压缩的致冷剂从压缩机12流向热交换器14。另一方面，在图7所示的加热运转期间，被压缩机12压缩的致冷剂从压缩机12流向热交换器18。

在加热运转期间，致冷剂流经蒸气压缩式致冷循环10以便顺次经过A点、B点、E点、F点、D点和C点，如图7所示。因而，致冷剂在压缩机12、热交换器18、膨胀阀16和热交换器15、14之间循环。致冷剂经通过利用致冷剂通路21至27顺次连接压缩机12、热交换器18、膨胀阀16和热交换器15、14而形成的致冷剂循环通路在蒸气压缩式致冷循环10内循环。

图8是示出了在根据第二实施例的蒸气压缩致冷循环10的加热运转期间的致冷剂状态的莫里尔图。图8中的横轴表示致冷剂的比焓（单位：kJ/kg），而纵轴表示致冷剂的绝对压力（单位：MPa）。图中的曲线表示致冷剂的饱和蒸气线和饱和液线。图8示出致冷剂在致冷剂经由热交换器18、膨胀阀16和热交换器15从压缩机12流入致冷剂通路24a内、冷却HV设备31且然后经由热交换器14经致冷剂通路23返回压缩机12的蒸气压缩式致冷循环10的每个点（即，A、B、E、F、D和C点）的热力学状态。

根据第二实施例的蒸气压缩式致冷循环10除了从膨胀阀16延伸到热交换器14的***外与第一实施例的蒸气压缩式致冷循环相同。更具体而言，图4所示的莫里尔图上从A点经由B点和E点到D点的致冷剂状态与图8所示的莫里尔图上从A点经由B点和E点到F点的致冷剂状态相同。因此，下文将描述根据第二实施例的蒸气压缩式致冷循环10独特的从F点到A点的致冷剂状态。

通过膨胀阀16降低温度的致冷剂（F点）经致冷剂通路24b流入热交换器15内。湿蒸气状态的致冷剂流入热交换器15的管内。在流经该管时，致冷剂经由翅片从外部空气吸热作为蒸发潜热，并且结果，致冷剂在保持处于恒定压力的状态下蒸发。致冷剂然后通过在热交换器15中与外部空气进行热交换而被加热，藉此致冷剂的干燥度增大。当致冷剂在热交换器15中接收潜热时，其一部分气化，从而引起湿蒸气状态的致冷剂中的饱和蒸气的比例增加（D点）。

从热交换器15放出的湿蒸气状态的致冷剂经致冷剂通路24a流入冷却单元30的冷却通路32内，并冷却HV设备31。在冷却单元30中，热放出到饱和液和饱和蒸气互相混合的湿蒸气状态的致冷剂，藉此冷却HV设备31。致冷剂通过与HV设备31进行热交换而被加热，并且结果，致冷剂的干燥度增大。当致冷剂从HV设备31接收潜热时，其一部分气化，从而引起湿蒸气状态的致冷剂中的饱和蒸气的比例进一步增加（C点）。

从冷却单元30放出的湿蒸气状态的致冷剂经致冷剂通路23流入热交换器14内。湿蒸气状态的致冷剂流入热交换器14的管内。在流经该管时，致冷剂经由翅片从外部空气吸热作为蒸发潜热，并且结果，致冷剂在保持处于恒定压力的状态下蒸发。当致冷剂已完全变成干饱和蒸气时，致冷剂蒸气的温度通过显热进一步上升，并且结果，致冷剂蒸气变成过热蒸气（A点）。

在加热运转期间，致冷剂在两个热交换器14、15中通过从外部空气吸收的热而被加热，且然后在冷却单元30中通过从HV设备31吸收的热进一步被加热。通过在冷却单元30和热交换器14、15两者中加热致冷剂，致冷剂能够在热交换器14的出口处被加热至充分过热的蒸气状态，且因此能够在对车辆的乘员舱维持出色的加热性能的同时适当地冷却HV设备31。由于致冷剂被冷却单元30加热且来自HV设备31的废热被有效用于加热乘员舱，因此能够降低在加热运转期间为了在压缩机12中绝热地压缩致冷剂而消耗的动力量。

图9是示出了根据第三实施例的冷却装置1的构型的示意图。在第一和第二实施例中，冷却单元30串联连接在热交换器14与热交换器15之间。另一方面，在根据第三实施例的冷却装置1中，热交换器14与热交换器15之间的致冷剂通路包括不经过冷却单元30的致冷剂通路29。因此，热交换器14与热交换器15之间的致冷剂路径包括用作第一通路的致冷剂通路29。

冷却装置1包括用作与致冷剂通路29并联配置的第二通路的另一致冷剂路径。该另一致冷剂路径包括致冷剂通路23、24a（还参看图5）和冷却单元30的冷却通路32。冷却单元30设置在第二通路中。流经致冷剂通路23、24a的致冷剂流经冷却单元30并通过从HV设备31吸热而冷却用作发热源的HV设备31。致冷剂经致冷剂通路23在热交换器14与冷却单元30之间流动，并经致冷剂通路24a在冷却单元30与热交换器15之间流动。热交换器14与热交换器15之间的冷却剂路径分支，以使得致冷剂的一部分流向冷却单元30。

用作经过冷却单元30的路径的致冷剂通路23、24a和冷却通路32以及用作不经过冷却单元30的路径的致冷剂通路29作为致冷剂经其在热交换器14与热交换器15之间流动的路径并联设置。因此，在热交换器14与热交换器15之间流动的致冷剂仅一部分流入冷却单元30内。使在冷却单元30中冷却HV设备31所需的一定量的致冷剂流到致冷剂通路23、24a，从而适当地冷却HV设备31。结果，能够防止HV设备31的过冷却。由于并非所有致冷剂都流到冷却单元30，因此能够降低经过致冷剂通路23、24a和冷却通路32的致冷剂流中的压力损失，并且结果，能够降低使压缩机12运转以使致冷剂循环所需的电力量。

致冷剂通路29设置在热交换器14与热交换器15之间。包括致冷剂通路23、24a的用于HV设备31的冷却***与致冷剂通路29并联连接。通过设置致冷剂沿着其在热交换器14与热交换器15之间流动而不经过冷却单元30的路径和并联的致冷剂沿着其经由冷却单元30在热交换器14与热交换器15之间流动的路径并使致冷剂仅一部分流到致冷剂通路23、24a，能够降低当致冷剂流到用于HV设备31的冷却***时发生的压力损失。

冷却设备1还包括流量控制阀51。流量控制阀51配置在致冷剂通路29中。通过改变流量控制阀51的阀开度来增减流经致冷剂通路29的致冷剂的压力损失，并且结果，流量控制阀51任意调节流经致冷剂通路29的致冷剂的流量和流经致冷剂通路23、24a和冷却通路32的致冷剂的流量。

例如，当流量控制阀51完全关闭使得其阀开度被设定为0%时，在热交换器14与热交换器15之间流动的所有致冷剂流入致冷剂通路23、24a和冷却通路32内。当流量控制阀51的阀开度增大时，在热交换器14与热交换器15之间流动的致冷剂中流经致冷剂通路29的致冷剂的流量增大，而流经致冷剂通路23、24a和冷却通路32以便冷却HV设备31的致冷剂的流量减小。当流量控制阀51的阀开度减小时，在热交换器14与热交换器15之间流动的致冷剂中流经致冷剂通路29的致冷剂的流量减小，而流经致冷剂通路23、24a和冷却通路32以便冷却HV设备31的致冷剂的流量增大。

当流量控制阀51的阀开度增大时，冷却HV设备31的致冷剂的流量减小，从而引起冷却HV设备31的能力降低。当流量控制阀51的阀开度减小时，冷却HV设备31的致冷剂的流量增大，从而引起冷却HV设备31的能力提高。能够使用流量控制阀51来将流到冷却单元30的致冷剂的量调节为最佳量，且因此能够可靠地防止HV设备31的过冷却。此外，能够可靠地降低经过致冷剂通路23、24a和冷却通路32的致冷剂流中的压力损失和使致冷剂循环所需的压缩机12的电力消耗。

图10是示出了根据第四实施例的冷却装置1的构型的示意图。图11是示出了根据第四实施例的冷却装置1的处于四通阀28已被切换的状态的示意图。根据第四实施例的冷却装置1与第一至第三实施例的冷却装置的不同之处在于包括将流向冷却单元30的致冷剂分离成气相致冷剂和液相致冷剂的气液分离器60。

图10示出了在冷却运转期间通过蒸气压缩式致冷循环10的致冷剂流。在热交换器14与冷却单元30之间流动的致冷剂的路径包括热交换器14侧的致冷剂通路23a和冷却单元30侧的致冷剂通路23b。在冷却运转期间，气液分离器60将经致冷剂通路23a从热交换器14流出的致冷剂分离成气相致冷剂和液相致冷剂。

在热交换器14的出口侧，致冷剂处于饱和液和饱和蒸气互相混合的气液两相湿蒸气状态。从热交换器14流出的致冷剂经致冷剂通路23a供给到气液分离器60。从致冷剂通路23a流入气液分离器60内的气液两相致冷剂在气液分离器60的内部被分离成气相和液相。气液分离器60将通过热交换器14冷凝的致冷剂分离成液态的致冷剂液62和气态的致冷剂蒸气61，并暂时储存分离出的致冷剂液62和致冷剂蒸气61。

分离出的致冷剂液62经致冷剂通路23b流出到气液分离器60的外部。配置在气液分离器60的液相中的致冷剂通路23b的端部形成流出端口，液相致冷剂经该流出端口从气液分离器60流出。在气液分离器60中，致冷剂液62被储存在下侧且致冷剂蒸气61被储存在上侧。将致冷剂液62从气液分离器60导出的致冷剂通路23b的端部配置在气液分离器60的底部附近。致冷剂通路23b的端部浸渍在致冷剂液62中，使得仅致冷剂液62经致冷剂通路23b从气液分离器60的底侧行进到气液分离器60的外部。因而，气液分离器60能够可靠地使气相致冷剂与液相致冷剂分离。

图11示出了在加热运转期间通过蒸气压缩式致冷循环10的致冷剂流。在热交换器15与冷却单元30之间流动的致冷剂的路径包括热交换器15侧的致冷剂通路24a1和冷却单元30侧的致冷剂通路24a2。在加热运转期间，气液分离器60将经致冷剂通路24a1从热交换器15流出的致冷剂分离成气相致冷剂和液相致冷剂。

在热交换器15的出口侧，致冷剂处于饱和液和饱和蒸气互相混合的气液两相湿蒸气状态。从热交换器15流出的致冷剂经致冷剂通路24a1供给到气液分离器60。从致冷剂通路24a1流入气液分离器60内的气液两相致冷剂在气液分离器60的内部被分离成气相和液相。气液分离器60将通过热交换器15冷凝的致冷剂分离成液态的致冷剂液62和气态的致冷剂蒸气61，并暂时储存分离出的致冷剂液62和致冷剂蒸气61。

分离出的致冷剂液62经致冷剂通路24a2流出到气液分离器60的外部。配置在气液分离器60的液相中的致冷剂通路24a2的端部形成流出端口，液相致冷剂经该流出端口从气液分离器60流出。在气液分离器60中，致冷剂液62被储存在下侧且致冷剂蒸气61被储存在上侧。将致冷剂液62从气液分离器60导出的致冷剂通路24a2的端部配置在气液分离器60的底部附近。致冷剂通路24a2的端部浸渍在致冷剂液62中，使得仅致冷剂液62经致冷剂通路24a2从气液分离器60的底侧行进到气液分离器60的外部。因而，气液分离器60能够可靠地使气相致冷剂与液相致冷剂分离。

冷却装置1包括单个气液分离器60。在冷却运转和加热运转两者期间能够利用该单个气液分离器60将处于气液两相状态的致冷剂分离成气体和液体，藉此仅致冷剂液（即，通过气液分离器60分离出的液相致冷剂）被供给到冷却单元30以冷却HV设备31。液相致冷剂处于纯饱和液状态，不存在任何不足或过量。因此，通过仅从气液分离器60提取液相致冷剂并向冷却单元30供给所提取的液相致冷剂，能够冷却HV设备31，从而最大限度地利用配置在气液分离器60的上游侧的热交换器14、15的能力。结果，在此提供的冷却装置1具备提高的冷却HV设备31的能力。

通过将气液分离器60的出口处的处于饱和液状态的致冷剂引导到冷却通路32内以用于冷却HV设备31，能够将流经用作用于HV设备31的冷却***且包括冷却通路32的前述第二通路的致冷剂的流量中的气相致冷剂的流量抑制在最低。因此，能够提高流经第二通路的致冷剂蒸气的流速，由此抑制压力损失的增大并降低压缩机12使致冷剂循环所消耗的电力。结果，能够避免蒸气压缩式致冷循环10的性能的恶化。

饱和液状态的致冷剂液62被储存在气液分离器60的内部。因此，气液分离器60起到将致冷剂液62暂时储存在其内部的液体储存容器的作用。通过将预定量的致冷剂液62储存在气液分离器60中，即使在冷却运转与加热运转之间切换时，也能维持从气液分离器60流到冷却单元30的致冷剂的流量。通过为气液分离器60提供液体储存功能，能够吸收当从热交换器14、15流到气液分离器60的致冷剂的流量在冷却与加热之间的切换期间暂时下降时发生的致冷剂流量的变动。结果，能够避免在冷却与加热之间的切换期间供给到冷却单元30的致冷剂的量的不足，且因此能够稳定HV设备31的冷却性能。

为了使气液分离器60能够在冷却运转和加热运转两者期间对致冷剂进行气液分离，冷却装置1包括切换阀70。切换阀70切换致冷剂流，以使得致冷剂响应于四通阀28对致冷剂流的切换而从热交换器14或热交换器15流到气液分离器60。

现将描述切换阀70的一个示例。图12是示出了根据第一示例的切换阀70处于第一设定位置的状态的分解透视图。图13是示出了根据第一示例的切换阀70处于第二设定位置的状态的分解透视图。在图12和13所示的第一示例中，盖部件63附接于气液分离器60的顶侧。盖部件63配置成覆盖气液分离器60的上侧。四个通孔64至67在盖部件63中形成为沿厚度方向贯穿盖部件63。通孔64至67将气液分离器60的内部与外部连接。在气液分离器60的内部设置有两根直立管。每根直立管的一个端部浸渍在致冷剂液62中，且直立管的另一端部分别与通孔65、67连接。

切换阀70附接于盖部件63的上表面上。切换阀70具有实心阀本体。三个通孔71至73在切换阀70中形成为从阀本体的表面上的一个部位到另一个部位贯穿阀本体。如图12和13所示，阀本体具有圆柱状外形。通孔71从形成在阀本体的侧面上的一个部位的开口部71a延伸到形成在阀本体的该侧面上的另一个部位的开口部71b。通孔71形成为直线状。通孔72从形成在阀本体的侧面上的开口部72a延伸到形成在阀本体的下表面上的开口部72b。通孔72形成为大致呈L形。通孔73从形成在阀本体的侧面上的开口部73a延伸到形成在阀本体的下表面上的开口部73b。通孔73形成为大致呈L形。

当切换阀70在被设定在图12所示的第一设定位置的状态下附接于盖部件63的上表面上时，通孔72、73借以在阀主体的下表面侧开口的开口部72b、73b分别与盖部件63侧的通孔64、65对齐。盖部件63中的通孔66、67由切换阀70的阀本体的下表面封闭。因此，气液分离器60的内部和外部经由通孔64、72连接，且气液分离器60的内部和外部也经由通孔65、73连接。此时，通孔72的开口部72a与致冷剂通路23a对齐，且通孔73的开口部73a与致冷剂通路23b对齐。

结果，在冷却运转期间从热交换器14流出到致冷剂通路23a内的致冷剂依次经由通孔72、64被导入气液分离器60的内部。致冷剂在气液分离器60中经受气液分离而分离成气相致冷剂和液相致冷剂，藉此液态的致冷剂液62依次经由通孔65、73从气液分离器60流出，且然后经致冷剂通路23b流入冷却单元30内。因此，通过在冷却运转期间将切换阀70设定在图12所示的第一设定位置，气液两相致冷剂在气液分离器60中经受气液分离，藉此仅致冷剂液62（即，通过气液分离器60分离出的液相致冷剂）被供给到冷却单元30。结果，能够有效地冷却HV设备31。

此外，当切换阀70处于第一设定位置时，通孔71的开口部71a、71b与用作从冷却单元30流向热交换器15的致冷剂的路径的致冷剂通路24a对齐。因此，在冷却运转期间在于冷却单元30中与HV设备31进行热交换之后流经致冷剂通路24a的致冷剂流经通孔71且不会被供给到气液分离器60。

当切换阀70在被设定在图13所示的第二设定位置的状态下附接于盖部件63的上表面上时，通孔72、73借以在阀主体的下表面侧开口的开口部72b、73b分别与盖部件63侧的通孔67、66对齐。盖部件63中的通孔64、65由切换阀70的阀本体的下表面封闭。因此，气液分离器60的内部和外部经由通孔67、72连接，且气液分离器60的内部和外部也经由通孔66、73连接。此时，通孔72的开口部72a与致冷剂通路24a2对齐，且通孔73的开口部73a与致冷剂通路24a1对齐。

结果，在加热运转期间从热交换器15流出到致冷剂通路24a1内的致冷剂依次经由通孔73、66被导入气液分离器60的内部。致冷剂在气液分离器60中经受气液分离而分离成气相致冷剂和液相致冷剂，藉此液态的致冷剂液62依次经由通孔67、72从气液分离器60流出，且然后经致冷剂通路24a2流入冷却单元30内。因此，通过在加热运转期间将切换阀70设定在图13所示的第二设定位置，气液两相致冷剂在气液分离器60中经受气液分离，藉此仅致冷剂液62（即，通过气液分离器60分离出的液相致冷剂）被供给到冷却单元30。结果，能够有效地冷却HV设备31。

此外，当切换阀70处于第二设定位置时，通孔71的开口部71a、71b与用作从冷却单元30流向热交换器14的致冷剂的路径的致冷剂通路23对齐。因此，在加热运转期间在于冷却单元30中与HV设备31进行热交换之后流经致冷剂通路23的致冷剂流经通孔71且不会被供给到气液分离器60。

切换阀70形成为能够在图12所示的第一设定位置与图13所示的第二设定位置之间旋转移动。通过使切换阀70旋转180°，切换阀70的配置能够从第一设定位置和第二设定位置中的一者变成另一者。

图14是示出了根据第二示例的切换阀70处于第一设定位置的状态的透视图，且图15是示出了根据第二示例的切换阀70处于第二设定位置的状态的透视图。根据第二示例的切换阀70具有实心圆柱状外形，并且四个通孔74至77形成为从柱的一个端面到另一个端面贯穿切换阀70。如图14所示，通孔74、75沿切换阀70的厚度方向（图中的左右方向）直线状地延伸。另一方面，图15所示的通孔76、77相对于切换阀70的厚度方向（图中的左右方向）扭转。

切换阀70设置有与用作热交换器14与冷却单元30之间的致冷剂路径的致冷剂通路23连接的管道78a、78c、用作从切换阀70流到气液分离器60的致冷剂的路径的管道78b、以及与用作冷却单元30与热交换器15之间的致冷剂路径的致冷剂通路24a连接的管道79a、79b。致冷剂经任一管道78a、79a流到切换阀70并从管道78b导入气液分离器60的内部，藉此从在气液分离器60中进行的气液分离获得的致冷剂液62经管道78c流入冷却单元30内。在于冷却单元30中与HV设备31进行热交换之后，冷却剂经管道79b流回到切换阀70内且然后流入管道79a、78a的其中一个内。

当切换阀70被设定在图14所示的第一设定位置时，管道79a、79b通过通孔74连接，且管道78a、78b通过通孔75连接。结果，在冷却运转期间从热交换器14流出到致冷剂通路23a内的致冷剂依次经管道78a、通孔75和管道78b被导入气液分离器60的内部。致冷剂在气液分离器60中经受气液分离而分离成气相致冷剂和液相致冷剂，藉此液态的致冷剂液62经管道78c从气液分离器60流出到冷却单元30内。在于冷却单元30中冷却HV设备31之后，致冷剂依次经管道79b、通孔74和管道79a流入致冷剂通路24a内。因此，通过在冷却运转期间将切换阀70设定在图14所示的第一设定位置，仅通过气液分离器60分离出的致冷剂液62被供给到冷却单元30，并且结果，能够有效地冷却HV设备31。

当切换阀70被设定在图15所示的第二设定位置时，管道79a、78b通过通孔76连接，且管道78a、79b通过通孔77连接。结果，在加热运转期间从热交换器15流出到致冷剂通路24a1内的致冷剂依次经管道79a、通孔76和管道78b被导入气液分离器60的内部。致冷剂在气液分离器60中经受气液分离而分离成气相致冷剂和液相致冷剂，藉此液态的致冷剂液62经管道78c从气液分离器60流出到冷却单元30内。在于冷却单元30中冷却HV设备31之后，致冷剂依次经管道79b、通孔77和管道78a流入致冷剂通路23内。因此，通过在加热运转期间将切换阀70设定在图15所示的第二设定位置，气液两相致冷剂经受通过气液分离器60进行的气液分离，藉此仅致冷剂液62（即，通过气液分离器60分离出的液相致冷剂）被供给到冷却单元30。结果，能够有效地冷却HV设备31。

切换阀70形成为能够在图14所示的第一设定位置与图15所示的第二设定位置之间旋转移动。通过使切换阀70旋转90°，切换阀70的配置能够从第一设定位置和第二设定位置中的一者变成另一者。

图16是示出了根据第五实施例的冷却装置1的构型的示意图。根据第五实施例的冷却装置1与第一至第四实施例的冷却装置1的不同之处在于包括发动机80、与发动机80进行传热的加热器芯82、以及用作调节流到加热器芯82的空调用空气的流量的流量控制单元的一个示例的挡板85。

加热器芯82配置在管道40中，空调用空气除流经热交换器18外还流经该管道40。加热器芯82相对于热交换器18配置在空调用空气流的下游侧。发动机80配置在管道40的外部。循环路径81、83配置在发动机80与加热器芯82之间以使诸如冷却水的液态致冷剂能够在发动机80与加热器芯82之间循环。

用作调节经过加热器芯82的空调用空气的流量的流量控制单元的一个示例的挡板85相对于加热器芯82设置在空调用空气流的上游侧。挡板85打开或关闭用于流到加热器芯82的流动通路。致动器86驱动挡板85。挡板85在一端由致动器86支承，并绕该一端双向摆动。随着挡板85打开或关闭，空调用空气在流经加热器芯82与绕开加热器芯82之间切换，并且结果，管道出口42处的空调用空气的温度被调节。

图17是示出了根据第五实施例的冷却装置1的处于挡板85已移动的状态的示意图。比较图16和17，在图16所示的状态下，流向加热器芯82的空调用空气被挡板85隔断。因此，如箭头47所示，空调用空气在不经过加热器芯82的情况下流经管道40。在图17所示的状态下，挡板85将空调用空气流引导到加热器芯82。因此，如箭头47所示，空调用空气在经过加热器芯82的情况下流经管道40。

当在发动机80运转时发动机80的温度比加热器芯82的温度高时，发动机80产生的热经由循环路径81、83传递到加热器芯82并由加热器芯82放出。结果，发动机80被冷却。当加热器芯82的温度在发动机80静止的状态下升高时，热从加热器芯82经由循环路径81、83传递到发动机80，并且结果，发动机80能够进行暖机。

在图16所示的冷却运转期间，从管道40流出的空调用空气的温度必须保持低。为此，挡板85操作成将通过管道40的空调用空气路径设定成使得空调用空气不经过加热器芯82。这样，能够防止加热器芯82加热空调用空气，并且结果，能够有效地冷却车辆的乘员舱。因而，能够保证冷却能力。

在图17所示的加热运转期间，从管道40流出的空调用空气的温度必须升高。为此，挡板85操作成将通过管道40的空调用空气路径设定成使得空调用空气经过加热器芯82。这样，来自发动机80的废热能被用于加热，并且结果，能够有效地加热车辆的乘员舱。因而，能够提高加热能力。

当在发动机80的起动前或紧接在起动后发动机80需要暖机时，挡板85同样配置在图17所示的位置。因此，通过管道40的空调用空气路径被设定成使得由热交换器18加热的空调用空气经过加热器芯82。这样，能够利用蒸气压缩式致冷循环10通过来自HV设备31的废热升高加热器芯82的温度。热然后从加热器芯82传递到发动机80，并且结果，能够在早期使发动机80暖机。

在上述第五实施例中，描述了挡板85配置在管道40中以调节经过加热器芯82的空调用空气的流量的示例。然而，流量控制单元并不限于挡板85，只要能够调节流到加热器芯82的空调用空气的流量。例如，在管道40中可配置有卷帘形式的流量控制单元，并且可通过改变帘的卷曲量来控制通过管道40的空调用空气流。

图18是示出了根据第六实施例的冷却装置1的构型的示意图。根据第六实施例的冷却装置1与第一至第五实施例的冷却装置的不同之处在于还包括用作第四热交换器的热交换器19。热交换器19相对于热交换器18在空调用空气流的下游侧配置在管道40中，并用于在流经蒸气压缩式致冷循环10的致冷剂与流经管道40的空调用空气之间进行热交换。

图19是示出了在根据第六实施例的蒸气压缩致冷循环10的冷却运转期间的致冷剂状态的莫里尔图。图19中的横轴表示致冷剂的比焓（单位：kJ/kg），而纵轴表示致冷剂的绝对压力（单位：MPa）。图中的曲线表示致冷剂的饱和蒸气线和饱和液线。图19示出致冷剂在致冷剂经由热交换器19、14从压缩机12流入致冷剂通路23内、冷却HV设备31、经由热交换器15从致冷剂通路24a流入致冷剂通路24b内且然后经由膨胀阀16和热交换器18返回压缩机12的蒸气压缩式致冷循环10的每个点（即，A、B、G、C、D、F和E点）的热力学状态。

根据第六实施例的蒸气压缩式致冷循环10除了从压缩机12延伸到热交换器14的***外与第二实施例的蒸气压缩式致冷循环相同。更具体而言，图6所示的莫里尔图上从C点经由D、F、E和A点到B点的致冷剂状态与图19所示的莫里尔图上从C点经由D、F、E和A点到B点的致冷剂状态相同。因此，下文将描述根据第六实施例的蒸气压缩式致冷循环10独特的从B点到C点的致冷剂状态。

通过压缩机12绝热地压缩成高温、高压的过热蒸气的致冷剂（B点）在热交换器19中被冷却。结果，致冷剂在保持处于恒定压力的状态下放出显热以便从过热蒸气变成干饱和蒸气（G点）。致冷剂在热交换器14中被进一步冷却。致冷剂然后在保持处于恒定压力的状态下放出冷凝的潜热，以便在气液混合状态下从干饱和蒸气逐渐液化成湿蒸气。当致冷剂完全冷凝时，其形成饱和液（C点）。

在蒸气压缩式致冷循环10中，从压缩机12放出的高压致冷剂通过热交换器19和热交换器14两者冷凝以便变成饱和液。因此，热交换器14的放热能力可以降低，从而实现热交换器14的尺寸的减小。

流经管道40的空调用空气在热交换器18中向致冷剂放热以便被冷却。空调用空气然后被在热交换器19中从致冷剂接收的热加热。在热交换器18中冷却的空调用空气的饱和蒸气压力通过在热交换器19中向其施加的加热而被调节。结果，能够降低空调用空气的湿度，使得干空调用空气被导入车辆的乘员舱内。因此，除冷却运转外还能够进行除湿运转。

图20是示出了根据第六实施例的冷却装置1的处于四通阀28已被切换的状态的示意图。比较图18和20，四通阀28已旋转90°，由此切换经由热交换器19从压缩机12的出口流入四通阀28内的致冷剂沿着其从四通阀28放出的路径。在图18所示的冷却运转期间，被压缩机12压缩的致冷剂经由热交换器19从压缩机12流向热交换器14。另一方面，在图20所示的加热运转期间，被压缩机12压缩的致冷剂经由热交换器19从压缩机12流向热交换器18。

在加热运转期间，致冷剂流经蒸气压缩式致冷循环10以便顺次经过A点、B点、G点、E点、F点、D点和C点，如图20所示。因而，致冷剂在压缩机12、热交换器19、18、膨胀阀16和热交换器15、14之间循环。致冷剂经通过利用致冷剂通路21至27顺次连接压缩机12、热交换器19、18、膨胀阀16和热交换器15、14而形成的致冷剂循环通路在蒸气压缩式致冷循环10内循环。

图21是示出了在根据第六实施例的蒸气压缩致冷循环10的加热运转期间致冷剂的状态的莫里尔图。图21中的横轴表示致冷剂的比焓（单位：kJ/kg），而纵轴表示致冷剂的绝对压力（单位：MPa）。图中的曲线表示致冷剂的饱和蒸气线和饱和液线。图21示出致冷剂在致冷剂经由热交换器19、热交换器18、膨胀阀16和热交换器15从压缩机12流入致冷剂通路24a内、冷却HV设备31且然后经由热交换器14经致冷剂通路23返回压缩机12的蒸气压缩式致冷循环10的每个点（即，A、B、G、E、F、D和C点）的热力学状态。

根据第六实施例的蒸气压缩式致冷循环10除了从压缩机12延伸到热交换器14的***外与第二实施例的蒸气压缩式致冷循环相同。更具体而言，图8所示的莫里尔图上从E点经由F、D、C和A点到B点的致冷剂状态与图21所示的莫里尔图上从E点经由F、D、C和A点到B点的致冷剂状态相同。因此，下文将描述根据第六实施例的蒸气压缩式致冷循环10独特的从B点到E点的致冷剂状态。

通过压缩机12绝热地压缩成高温、高压的过热蒸气的致冷剂（B点）在热交换器19中被冷却。结果，致冷剂在保持处于恒定压力的状态下放出显热以便从过热蒸气变成干饱和蒸气（G点）。致冷剂在热交换器18中被进一步冷却。致冷剂然后在保持处于恒定压力的状态下放出冷凝潜热，以便在气液混合状态下从干饱和蒸气逐渐液化成湿蒸气。当致冷剂完全冷凝时，其形成饱和液，且然后放出更多显热以便形成过冷却液（E点）。

在蒸气压缩式致冷循环10中，从压缩机12放出的高压致冷剂通过热交换器19和热交换器18两者冷凝以便变成过冷却液。因此，热交换器18的放热能力可以降低，从而实现热交换器18的尺寸的减小。

流经管道40的空调用空气在热交换器18中从致冷剂吸热以便被加热。空调用空气然后通过在热交换器19中从致冷剂吸收的热而被进一步加热。通过在热交换器19中进一步加热在热交换器18中加热的空调用空气，能够升高空调用空气的温度。结果，能够将具有较高温度的空调用空气传送到车辆的乘员舱，从而实现加热能力的进一步提高。

在第六实施例中描述的热交换器19可配置成占用管道40的内部截面的一部分，并且此时，可相对于热交换器19在空调用空气流的上游侧配置有在第五实施例中描述的挡板85。这样，通过使挡板85摆动，能够任意调节流经热交换器19的空调用空气的流量，并且结果，能够进行最佳的除湿操作。

注意，在第一至第六实施例中，使用HV设备31作为示例描述了用于冷却安装在车辆中的电气设备的冷却装置1。该电气设备并不限于上文作为示例列举的逆变器、电动机/发电机等，并且可使用至少在操作时发热的任何电气设备。当存在多个冷却目标电气设备时，多个电气设备优选具有共同的冷却目标温度范围。该冷却目标温度范围是适合作为用于操作电气设备的温度环境的温度范围。

此外，通过根据本发明的冷却装置1冷却的发热源并不限于安装在车辆中的电气设备，并且可使用任何发热的设备或该设备的发热部分。

上文描述了本发明的实施例，但各个实施例的构型可以适当地组合。此外，本文公开的实施例是关于所有要点的示例，且因此不应被视作限制。本发明的范围由权利要求的范围而不是以上描述限定，且意图包括与权利要求的范围和该范围内的所有变型相当的定义。

根据本发明的冷却装置可特别有利地应用于冷却使用了用于冷却车辆——例如安装有诸如电动机/发电机和逆变器的电气设备的HV、燃料电池车辆或电动汽车——的乘员舱的蒸气压缩式致冷循环的电气设备。

Claims (11)

1.一种冷却发热源的冷却装置，包括：

压缩机，所述压缩机压缩致冷剂以便使所述致冷剂循环；

第一热交换器，所述第一热交换器在所述致冷剂与外部空气之间进行热交换；

减压器，所述减压器使所述致冷剂减压；

第二热交换器，所述第二热交换器在所述致冷剂与空调用空气之间进行热交换；

冷却单元，所述冷却单元设置在所述致冷剂的经由所述减压器在所述第一热交换器与所述第二热交换器之间延伸的路径上，以便利用所述致冷剂来冷却所述发热源；和

四通阀，所述四通阀在从所述压缩机到所述第一热交换器的致冷剂流与从所述压缩机到所述第二热交换器的致冷剂流之间切换。

2.根据权利要求1所述的冷却装置，其中，所述冷却单元设置在所述第一热交换器与所述减压器之间。

3.根据权利要求2所述的冷却装置，还包括：

第三热交换器，所述第三热交换器设置在所述冷却单元与所述减压器之间，以便在所述致冷剂与所述外部空气之间进行热交换。

4.根据权利要求3所述的冷却装置，其中，所述第一热交换器具有比所述第三热交换器大的从所述致冷剂放出热的放热能力。

5.根据权利要求3或4所述的冷却装置，还包括：

气液分离器，所述气液分离器将流向所述冷却单元的所述致冷剂分离成气相致冷剂和液相致冷剂；和

切换阀，所述切换阀切换所述致冷剂流，以使得所述致冷剂响应于所述四通阀对所述致冷剂流的切换而从所述第一热交换器或所述第三热交换器流到所述气液分离器。

6.根据权利要求1至5中任一项所述的冷却装置，其中，所述冷却单元串联连接在所述第一热交换器与所述第二热交换器之间。

7.根据权利要求1至5中任一项所述的冷却装置，还包括：

第一通路和第二通路，所述第一通路和第二通路并联配置在所述第一热交换器与所述第二热交换器之间，

其中，所述冷却单元设置在所述第二通路中。

8.根据权利要求7所述的冷却装置，还包括：

流量控制阀，所述流量控制阀配置在所述第一通路中，以便调节流经所述第一通路的所述致冷剂的流量和流经所述第二通路的所述致冷剂的流量。

9.根据权利要求1至8中任一项所述的冷却装置，还包括：

发动机；和

加热器芯，所述加热器芯与所述发动机进行热传递，

其中，所述加热器芯相对于所述第二热交换器配置在所述空调用空气的下游侧。

10.根据权利要求9所述的冷却装置，还包括：

流量控制单元，所述流量控制单元调节流到所述加热器芯的所述空调用空气的流量。

11.根据权利要求1至10中任一项所述的冷却装置，还包括：

第四热交换器，所述第四热交换器相对于所述第二热交换器配置在所述空调用空气的下游侧，以便在所述致冷剂与所述空调用空气之间进行热交换。

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