CN103874895A - 集成阀和热泵循环 - Google Patents

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Abstract

在集成阀(14)中，其中设置汽-液分离空间(141b)的本体(140)包括减压液相制冷剂的固定节流阀(17)、打开或关闭液相制冷剂通道(141d)的液相制冷剂侧阀构件(15)、和打开或关闭汽相制冷剂通道(142d)的汽相制冷剂侧阀构件(18)。进一步，汽相制冷剂侧阀构件(18)由压差调节阀构成，该压差调节阀基于汽相制冷剂通道(142b)侧处的制冷剂压力和液相制冷剂通道侧(141e)处的制冷剂压力之间的压力差***作。汽相制冷剂侧阀构件(18)在液相制冷剂侧阀构件(15)由螺线管(16)移动时能够移动。因此，可以简化构成气体喷射循环的热泵循环的循环构造。

Description

集成阀和热泵循环
相关申请的交叉引用
本公开内容基于2011年10月5日递交的日本专利公开No.2011-221016和2012年8月24日递交的日本专利公开No.2012-185550，通过引用将这些日本专利申请的全部内容结合于此。
技术领域
本公开内容涉及用于热泵循环的集成阀和采用该集成阀的热泵循环。该集成阀和热泵循环有效地用于车辆。
背景技术
传统上，用于诸如难以确保用于加热车厢的热源的电动车辆之类的车辆的空气调节器已知是以热泵循环(即，蒸汽压缩制冷剂循环)加热被吹入车厢中的空气。
例如，专利文献1和专利文献2描述了用于这种车辆空气调节器的热泵循环，其中冷却操作中的制冷剂循环和加热操作中的制冷剂循环被构造成是可切换的。更具体地，在专利文献1和专利文献2的热泵循环中，制冷剂循环被切换使得制冷剂在外部热交换器处从外部空气吸热量，并在内部冷凝器处将热量释放至被吹送到车厢中的空气，从而在加热操作中加热被吹送到车厢中的空气。
在专利文献2的热泵循环中，在加热操作中，由两个压缩机构，如低级压缩机构和高级压缩机构，通过多级加压制冷剂。中间压力气相制冷剂与从低级压缩机构排出的制冷剂混合，并且混合的制冷剂被吸入高级压缩机构。也就是说，气体喷射循环(即，节约型制冷剂循环)被设置成用于提高加热操作中的性能系数(COP)。
现有技术文献
专利文献1：日本专利No.3331765
专利文献2：日本专利No.3257361
发明内容
然而，根据本申请的发明人的调查，专利文献1和专利文献2中描述的热泵循环需要具有多个阀，如开闭阀或四通阀，以在冷却操作中的制冷剂循环和加热操作中的制冷剂循环之间进行切换。因此，用于切换循环结构或制冷剂循环的切换控制可能变复杂。
具体地，当构造作为气体喷射循环的制冷剂循环时，如专利文献2中描述的制冷剂循环，循环结构与常规制冷剂循环相比可能倾向于变复杂。进一步，与复杂的循环结构相关联，存在可能降低将热泵循环作为整体安装至诸如车辆之类的物体上的简易性的风险。
已经考虑到前述几点作出了本公开内容，并且本公开内容的第一目标是提供能够简化热泵循环的循环构造的集成阀。
进一步，本公开内容的第二目标是改善热泵循环安装至物体的可安装性。
根据本公开内容，一种集成阀用于热泵循环，该热泵循环具有压缩和排出制冷剂的压缩机。该集成阀具有本体、液相制冷剂侧阀构件、固定节流阀和汽相制冷剂侧阀构件。本体设置有：(i)制冷剂入口，从压缩机排出的制冷剂流动至该制冷剂入口，(ii)汽-液分离空间，将从制冷剂入口流入的制冷剂分离成汽相制冷剂和液相制冷剂，(iii)汽相制冷剂出口，在汽-液分离空间中分离的汽相制冷剂流过该汽相制冷剂出口，和(iv)液相制冷剂出口，在汽-液分离空间中分离的液相制冷剂流过该液相制冷剂出口。液相制冷剂侧阀构件打开或关闭从汽-液分离空间延伸至液相制冷剂出口的液相制冷剂通道。在液相制冷剂侧阀构件关闭液相制冷剂通道时，固定节流阀减压液相制冷剂并将减压后的液相制冷剂传送至液相制冷剂出口侧。设置打开或关闭从汽-液分离空间延伸至汽相制冷剂出口的汽相制冷剂通道的汽相制冷剂侧阀构件。汽相制冷剂侧阀构件由压差调节阀构成，该压差调节阀基于液相制冷剂出口侧处的制冷剂压力和汽相制冷剂通道侧处的制冷剂压力之间的压力差被移动。
在其中设置汽-液分离空间等的本体中，集成和设置减压液相制冷剂的固定节流阀、打开或关闭液相制冷剂通道的液相制冷剂侧阀构件、以及打开或关闭汽相制冷剂通道的汽相制冷剂侧阀构件。因而，可以简化构成气体喷射循环的热泵循环的循环构造。
进一步，由于液相制冷剂侧阀构件能能够基于压力差移动的压差调节阀构成，因此不需要设置仅用于移动汽相制冷剂侧阀构件的移动部件(如，电磁机构等)。因而，通过基于液相制冷剂侧阀构件的操作移位汽相制冷剂侧阀构件，可以打开或关闭汽相制冷剂通道。
更具体地，当汽相制冷剂侧阀构件打开液相制冷剂通道时，液相制冷剂出口侧的制冷剂压力等于汽相制冷剂通道侧的制冷剂压力。当液相制冷剂侧阀构件关闭液相制冷剂通道时，液相制冷剂出口侧的制冷剂压力变为通过减压液相制冷剂出口侧的制冷剂得到的压力。因而，液相制冷剂出口侧的制冷剂压力变为低于汽相制冷剂通道侧的制冷剂压力。
在这种情况中，汽相制冷剂侧阀构件可基于液相制冷剂出口侧的制冷剂压力和汽相制冷剂通道侧的制冷剂压力之间引起的压力差移动。因此，作为气体喷射循环工作的热泵循环可以被构造成具有简单的循环构造。应当说明的是，“汽相制冷剂”不仅包括处于汽相状态的制冷剂(即，单相制冷剂)，而且包括处于汽-液混合状态的主要包括处于汽相状态的制冷剂的制冷剂，并且“液相制冷剂”不仅包括处于液相状态的制冷剂(即，单相制冷剂)，而且包括处于汽-液混合状态的主要包括处于液相状态的制冷剂的制冷剂。
可替换地，根据本公开内容的集成阀，汽相制冷剂侧阀构件可以由压差调节阀构成，在压差调节阀中，当液相制冷剂出口侧处的制冷剂压力低于汽相制冷剂通道侧处的制冷剂压力时，汽相制冷剂通道打开。
具体地，当液相制冷剂侧阀构件关闭液相制冷剂通道时，(i)在汽-液分离空间中分离的汽相制冷剂流出汽相制冷剂出口，以及(ii)在固定节流阀处被减压的制冷剂流出液相制冷剂出口。
另一方面，当液相制冷剂侧阀构件打开液相制冷剂通道时，制冷剂流出液相制冷剂出口而不通过汽相制冷剂出口流出。
可替换地，根据本公开内容的集成阀，本体中还可以具有压力引入通道，液相制冷剂出口处的制冷剂的压力通过压力引入通道施加至汽相制冷剂侧阀构件。因而，不需要用于将液相制冷剂出口侧的制冷剂压力施加至汽相制冷剂侧阀构件的制冷剂通道。因此，可以进一步简化热泵循环的循环构造。
可替换地，根据本公开内容的集成阀，可以使用电磁机构，该电磁机构基于施加到该电磁机构的电力而操作液相制冷剂侧阀构件。通过电磁机构，可以容易地控制液相制冷剂侧阀构件的操作。电磁机构包括通过施加电力引起电磁力而移动移动构件的螺线管致动器、基于施加到其上的电力产生旋转驱动力的马达等。
可替换地，根据本公开内容的集成阀，液相制冷剂通道和固定节流阀可以设置在已分离汽相制冷剂出口孔的下方，汽相制冷剂通过已分离汽相制冷剂出口孔从汽-液分离空间流动至汽相制冷剂通道侧。因而，在汽-液分离空间中分离的液相制冷剂可以通过重力的作用流动至汽-液分离空间下面，并且在汽-液分离空间中分离的汽相制冷剂可以被精确地引导至汽相制冷剂通道侧。
可替换地，根据本公开内容的集成阀，集成阀还可以具有调节构件和密封构件。在汽相制冷剂侧阀构件打开汽相制冷剂通道时，该调节构件通过抵接至汽相制冷剂侧阀构件调节汽相制冷剂侧阀构件的运动。密封构件限制制冷剂通过汽相制冷剂侧阀构件和调节构件彼此抵接处的接触部的泄漏。该密封构件设置在汽相制冷剂侧阀构件或调节构件的至少一侧
由于设置了密封构件，在汽相制冷剂侧阀构件打开汽相制冷剂通道时，密封构件限制制冷剂通过汽相制冷剂侧阀构件和调节构件彼此抵接处的接触部的泄漏。因而，可以限制压力差的减小。
因此，例如，通过采用其中在液相制冷剂出口侧的制冷剂压力低于汽相制冷剂通道侧的制冷剂压力时，汽相制冷剂侧阀构件打开汽相制冷剂通道的结构，液相制冷剂出口侧的制冷剂压力和汽相制冷剂通道侧的制冷剂压力之间的压力差的减小受到限制。
而且，通过将密封构件设置到接触部，限制在汽相制冷剂侧阀构件移动时引起的滑动阻力的增加。
可替换地，根据本公开内容的集成阀，本体可以设置有已分离液相制冷剂出口孔，液相制冷剂通过已分离液相制冷剂出口孔从汽-液分离空间流动至液相制冷剂通道侧。流出已分离液相制冷剂出口孔的液相制冷剂的流动方向可以不同于在液相制冷剂通道中流动的制冷剂的流动方向。
由于流出已分离液相制冷剂出口孔的液相制冷剂的流动方向不同于在液相制冷剂通道中流动的制冷剂的流动方向，因此可以促进汽相制冷剂和液相制冷剂的混合，并且可以将滑移比保持为低值。因而，可以限制固定节流阀的减压特性改变。
而且，优选地，流出已分离液相制冷剂出口的液相制冷剂的流动方向相对于在液相制冷剂通道中流动的制冷剂的流动方向以近似直角改变。
可替换地，根据本公开内容的集成阀，汽-液分离空间可以形成为圆筒形形状。汽-液分离空间可以被构造成通过利用汽-液分离空间中的离心力将汽相制冷剂和液相制冷剂彼此分离。
其中汽相制冷剂和液相制冷剂通过采用离心力彼此分离的结构的汽-液分离性能高于其中汽相制冷剂和液相制冷剂通过采用重力等彼此分离的结构的汽-液分离性能。因而，节省用于提供汽-液分离空间的空间，并且可以小型化整个集成阀。因此，可以小型化整个热泵循环，并且可以改善热泵循环安装至物体的可安装性。
具体地，汽-液分离空间可以设置有已分离汽相制冷剂出口管，已分离汽相制冷剂出口管与汽-液分离空间同轴地布置并在其中设置有汽相制冷剂通道。已分离汽相制冷剂出口管设置有已分离汽相制冷剂出口孔，汽相制冷剂通过已分离汽相制冷剂出口孔从汽-液分离空间流动至汽相制冷剂通道侧。已分离汽相制冷剂出口孔设置在已分离汽相制冷剂出口管在纵向方向上的一个端部处。
可替换地，根据本公开内容的集成阀，可以设置遮挡构件。遮挡构件形成盘形形状并限制在汽-液分离空间中分离的液相制冷剂向着已分离汽相制冷剂出口孔侧分散。遮挡构件设置在已分离汽相制冷剂出口孔和已分离液相制冷剂出口孔之间，液相制冷剂通过已分离液相制冷剂出口孔从汽-液分离空间流动至液相制冷剂通道侧。
在这种构造中，遮挡构件可以限制液相制冷剂从已分离液相制冷剂出口孔侧分散至已分离汽相制冷剂出口孔侧。因而，可以提高集成阀中的汽-液分离效率。因此，可以节省用于提供汽-液分离空间的空间并且可以小型化整个集成阀。结果，可以小型化整个热泵循环，并且可以改善热泵循环安装至物体的可安装性。
可替换地，根据本公开内容的集成阀，遮挡构件的直径Ds、已分离汽相制冷剂出口管的直径Dp、汽-液分离空间的直径Dr、和已分离液相制冷剂出口孔的直径Do可以被确定以满足下述公式：Dp≤Ds≤(Dx+Dr)/2和Dx＝(Dr2-Do2)1/2。
通过确定遮挡构件的直径，可以限制由遮挡构件引起的压力损失，并且可以提高集成阀中的汽-液分离效率。
可替换地，根据本公开内容的集成阀，遮挡构件在已分离汽相制冷剂出口孔侧处的外周边的直径从已分离液相制冷剂出口孔侧至已分离汽相制冷剂出口孔侧连续地减小。
因此，制冷剂从已分离汽相制冷剂出口孔侧平滑地流动至已分离液相制冷剂出口孔侧。因而，可以减少由遮挡构件引起的压力损失。
可替换地，根据本公开内容的集成阀，汽-液分离空间可以经由设置在汽-液分离空间的径向外壁面上的制冷剂引入孔与将制冷剂从制冷剂入口引入汽-液分离空间的制冷剂引入通道连通。制冷剂引入孔可以是在汽-液分离空间的轴向方向上延伸的椭圆形孔，并在与已分离汽相制冷剂出口管在纵向方向上的另一端部相比更远离已分离汽相制冷剂出口管的所述一个端部的位置开口。
制冷剂引入孔由在汽-液分离空间的轴向方向上延伸并被设置成在轴向方向上远离已分离汽相制冷剂出口孔的椭圆形孔构成。因而，可以限制制冷剂在汽-液分离空间141b的径向向内方向上的扩散，同时确保汽-液分离空间中用于制冷剂的进入区，并且制冷剂可以沿着汽-液分离空间的径向外壁面流动。因此，离心力可以有效地作用于流入汽-液分离空间中的制冷剂，并且可以提高集成阀中的汽-液分离效率。
可替换地，根据本公开内容的集成阀，(i)从制冷剂引入孔在已分离汽相制冷剂出口管在纵向方向上的所述一个端部侧的端部至已分离汽相制冷剂出口管的所述一个端部的距离Lv，以及(ii)制冷剂引入孔在汽-液分离空间的轴向方向上延伸的垂直尺寸Dv被确定以满足公式：Lv≥(1/2)×Dv。
通过确定从制冷剂引入孔的端部至已分离汽相制冷剂出口管的所述一个端部的距离，可以确保用于在汽-液分离空间中涡旋的制冷剂的进入区，并且可以提高集成阀中的汽-液分离效率。
可替换地，根据本公开内容的集成阀，至少本体的提供从液相制冷剂通道处的固定节流阀延伸至液相制冷剂出口的制冷剂通道的部分或本体的提供固定节流阀的部分可以由具有比其它部分高的热阻的材料制成。
因此，可以限制通过固定节流阀之后的汽-液混合制冷剂和通过固定节流阀之前的液相制冷剂之间经由本体和固定节流阀的间接热传递。因此，可以限制固定节流阀的减压特性的改变。
可替换地，根据本公开内容的集成阀，流出固定节流阀的制冷剂的流动方向可以与流过从液相制冷剂通道处的固定节流阀延伸至液相制冷剂出口的制冷剂通道的制冷剂的流动方向相同。
在集成阀的这种构造中，制冷剂在固定节流阀处被减压，制冷剂的温度在固定节流阀处降低，并且制冷剂线性地流动至液相制冷剂出口侧。通过这种结构，可以限制经由本体和固定节流阀在通过固定节流阀之后的汽-液混合制冷剂和通过固定节流阀之前的液相制冷剂之间引起的间接热传递。因此，可以限制固定节流阀的减压特性的改变。
可替换地，根据本公开内容的集成阀，至少(i)本体的提供从汽-液分离空间延伸至固定节流阀的制冷剂通道的部分，以及(ii)本体的提供从固定节流阀延伸至液相制冷剂出口的制冷剂通道的部分具有小于本体的其它部分的横截面面积，从而具有较高的热阻。
因此，可以限制通过固定节流阀之后的制冷剂和通过固定节流阀之前的制冷剂之间经由本体的间接热传递。因此，可以限制固定节流阀的减压特性的改变。
可替换地，根据本公开内容的热泵循环，热泵循环可以具有压缩机、使用侧热交换器、高级侧减压器、集成阀和蒸发器。该压缩机(i)从吸入口抽吸低压制冷剂，(ii)压缩低压制冷剂，以及(iii)通过排出口排出高压制冷剂。该压缩机具有中间压力端口，在热泵循环中流动的中间压力制冷剂流过中间压力端口以与被压缩的制冷剂混合。在使用侧热交换器中，从排出口排出的高压制冷剂与热交换流体交换热量以加热热交换流体。高级侧减压器，将流出使用侧热交换器的高压制冷剂减压成中间压力制冷剂。集成阀被构造成将至少在高级侧减压器处被减压的中间压力制冷剂分离成汽相制冷剂和液相制冷剂。蒸发器使流出集成阀的低压制冷剂蒸发。蒸发的低压制冷剂通过蒸发器流向吸入口侧。集成阀包括本体，该本体设置有：(i)制冷剂入口，在高级侧减压器处被减压的中间压力制冷剂流过该制冷剂入口，(ii)汽-液分离空间，将从制冷剂入口流入的制冷剂分离成汽相制冷剂和液相制冷剂，(iii)汽相制冷剂出口，在汽-液分离空间中分离的汽相制冷剂通过该汽相制冷剂出口流向中间压力端口侧，和(iv)液相制冷剂出口，在汽-液分离空间中分离的液相制冷剂通过该液相制冷剂出口流向蒸发器侧。本体在其中具有：(i)液相制冷剂侧阀构件，打开或关闭从汽-液分离空间延伸至液相制冷剂出口的液相制冷剂通道，(ii)固定节流阀，在液相制冷剂侧阀构件关闭液相制冷剂通道时减压液相制冷剂并将减压后的液相制冷剂传送至液相制冷剂出口侧，(iii)汽相制冷剂侧阀构件，打开或关闭从汽-液分离空间延伸至汽相制冷剂出口的汽相制冷剂通道。汽相制冷剂侧阀构件由压差调节阀构成，当在液相制冷剂出口侧处的制冷剂压力和汽相制冷剂通道侧处的制冷剂压力之间出现压力差时该压差调节阀能够移动以打开汽相制冷剂通道。
因此，热泵循环采用包括其中设置汽-液分离空间等的本体的集成阀。在本体中，一体地设置(i)减压液相制冷剂的固定节流阀，(ii)打开或关闭液相制冷剂通道的液相制冷剂侧阀构件，以及(iii)打开或关闭汽相制冷剂通道的汽相制冷剂侧阀构件。因而，可以构造没有复杂的循环构造的气体喷射循环。
更具体地，相对于常规热泵循环，本公开内容的热泵循环具有包括中间压力端口的压缩机。由于集成阀的汽相制冷剂出口和中间压力端口彼此连接，因此可以非常容易地构造作为气体喷射循环工作的热泵循环。因此，可以改善热泵循环安装至物体的可安装性。
可替换地，根据本公开内容，热泵循环可以具有压缩机、第一使用侧热交换器、第二使用侧热交换器、外部热交换器、第一减压器、第二减压器、和集成阀。该压缩机(i)从吸入口抽吸低压制冷剂，(ii)压缩低压制冷剂，以及(iii)通过排出口排出高压制冷剂。该压缩机具有中间压力端口，在热泵循环中流动的中间压力制冷剂流过中间压力端口以与被压缩的制冷剂混合。在第一使用侧热交换器中，从排出口排出的高压制冷剂与热交换流体交换热量。在第二使用侧热交换器中，制冷剂与热交换流体交换热量并通过第二使用侧热交换器流动至压缩机的吸入口侧。在外部热交换器中，制冷剂与外部空气交换热量。第一减压器减压流出第一使用侧热交换器的制冷剂。第二减压器减压流入第二使用侧热交换器的制冷剂。集成阀被构造成至少将流出第一减压器的制冷剂分离成汽相制冷剂和液相制冷剂，分离的液相制冷剂通过该集成阀流出。集成阀包括本体，该本体设置有：(i)制冷剂入口，流出第一减压器的制冷剂通过该制冷剂入口流入集成阀，(ii)汽-液分离空间，将从制冷剂入口流入的制冷剂分离成汽相制冷剂和液相制冷剂，(iii)汽相制冷剂出口，在汽-液分离空间中分离的汽相制冷剂通过该汽相制冷剂出口流向中间压力端口侧，和(iv)液相制冷剂出口，在汽-液分离空间中分离的液相制冷剂通过该液相制冷剂出口流向外部热交换器侧。本体在其中具有：(i)液相制冷剂侧阀构件，打开或关闭从汽-液分离空间延伸至液相制冷剂出口的液相制冷剂通道，(ii)固定节流阀，在液相制冷剂侧阀构件关闭液相制冷剂通道时减压液相制冷剂并将减压后的液相制冷剂传送至液相制冷剂出口侧，以及(iii)汽相制冷剂侧阀构件，打开或关闭从汽-液分离空间延伸至汽相制冷剂出口的汽相制冷剂通道。汽相制冷剂侧阀构件由压差调节阀构成，在该压差调节阀中，当在液相制冷剂出口侧处的制冷剂压力和在汽相制冷剂通道侧处的制冷剂压力之间出现压力差时，液相制冷剂通道打开。当液相制冷剂侧阀构件打开液相制冷剂通道时，制冷剂循环被设置成使得制冷剂流出液相制冷剂出口而不流出汽相制冷剂出口，并且顺序地流过外部热交换器、第二减压器和第二使用侧热交换器。当液相制冷剂侧阀构件关闭液相制冷剂通道时，制冷剂循环被设置成使得(i)流出液相制冷剂出口的制冷剂通过外部热交换器流动至吸入口侧，并且(ii)流出汽相制冷剂出口的制冷剂流动至中间压力端口侧。
因此，热泵循环采用包括其中设置汽-液分离空间等的本体的集成阀。在本体中，一体地设置(i)减压液相制冷剂的固定节流阀，(ii)打开或关闭液相制冷剂通道的液相制冷剂侧阀构件，以及(iii)打开或关闭汽相制冷剂通道的汽相制冷剂侧阀构件。因而，可以构造没有复杂的循环构造的具有可切换制冷剂循环的热泵循环。
更具体地，当液相制冷剂侧阀构件打开液相制冷剂通道时，循环构造被设置成使得第一使用侧热交换器和外部热交换器中的至少一个作为制冷剂在该处散发热量的散热器工作，并且第二使用侧热交换器作为制冷剂在该处蒸发的蒸发器工作。
另一方面，当液相制冷剂侧阀构件关闭液相制冷剂通道时，可以容易将热泵循环切换成气体喷射循环，在该气体喷射循环中，第一使用侧热交换器作为制冷剂在该处散发热量的散热器工作，外部热交换器作为制冷剂在该处蒸发的蒸发器工作。因此，可以改善热泵循环安装至物体的可安装性。
可替换地，根据本公开内容，热泵循环还可以具有旁路通道和旁路通道切换阀。通过旁路通道，在集成阀中分离的液相制冷剂在旁通第二减压器和第二使用侧热交换器的同时流动至吸入口侧。旁路通道切换阀打开或关闭旁路通道。
因此，旁路通道切换阀在液相制冷剂侧阀构件打开液相制冷剂时关闭旁路通道。因而，循环构造可以被设置成使得(i)第一使用侧热交换器和外部热交换器中的至少一个作为制冷剂在该处散发热量的散热器工作，并且(ii)第二使用侧热交换器作为制冷剂在该处蒸发的蒸发器工作。
另一方面，旁路通道切换阀在液相制冷剂侧阀构件打开液相制冷剂通道时打开旁路通道。因而，循环构造可被设置成使得第一使用侧热交换器作为制冷剂在该处散发热量的散热器工作，并且外部热交换器作为蒸发制冷剂的蒸发器工作。
附图说明
图1是图示根据第一实施例的冷却操作模式以及除湿和加热操作模式中的热泵循环的制冷剂循环的整体示意图；
图2是图示根据第一实施例的第一加热模式中的热泵循环的制冷剂循环的整体示意图；
图3是图示根据第一实施例的第二加热模式中的热泵循环的制冷剂循环的整体示意图；
图4是根据第一实施例的集成阀的、在非导通状态中沿着沿上下方向延伸的线截取的剖视图；
图5是根据第一实施例的集成阀的、在导通状态中沿着沿上下方向延伸的线截取的剖视图；
图6是沿着图4的线VI-VI截取的剖视图；
图7是沿着图6的线VII-VII截取的剖视图；
图8是图示制冷剂引入通道的位置修改的剖视图；
图9是示出根据第一实施例的固定节流阀的流动特性的曲线图；
图10是示出热损失如何影响根据第一实施例的固定节流阀的流动特性的曲线图；
图11A是图示汽相制冷剂侧阀构件开始打开的状态的说明图；
图11B是图示汽相制冷剂侧阀构件保持打开的状态的说明图；
图12是示出根据第一实施例的热泵循环的冷却操作模式中的制冷剂状态的莫利尔图；
图13是示出根据第一实施例的热泵循环的第一加热模式中的制冷剂状态的莫利尔图；
图14是示出根据第一实施例的热泵循环的第二加热模式中的制冷剂状态的莫利尔图；
图15是示出根据第一实施例的热泵循环的第一除湿和加热模式中的制冷剂状态的莫利尔图；
图16是示出根据第一实施例的热泵循环的第二除湿和加热模式的莫利尔图；
图17是示出根据第一实施例的热泵循环的第三除湿和加热模式中的制冷剂状态的莫利尔图；
图18是示出根据第一实施例的热泵循环的第四除湿和加热模式中的制冷剂状态的莫利尔图；
图19是图示现有的热泵循环的整体示意图；
图20A是图示根据第二实施例的关闭汽相制冷剂通道的汽相制冷剂侧阀构件的剖视图；
图20B是图示根据第二实施例的打开汽相制冷剂通道的汽相制冷剂侧阀构件的剖视图；
图21A是图示根据第三实施例的关闭汽相制冷剂通道的汽相制冷剂侧阀构件的剖视图；
图21B是图示根据第三实施例的打开汽相制冷剂通道的汽相制冷剂侧阀构件的剖视图；
图22是根据第四实施例的处于非导通状态的集成阀的、沿着沿上下方向的线截取的剖视图；
图23是根据第四实施例的集成阀的放大的主要部分的、沿着沿上下方向的线截取的放大剖视图；
图24是示出在遮挡构件的外径改变的状态中的汽-液分离效率和压力损失的说明图；
图25是图示遮挡构件的形状的修改的剖视图；
图26是图示遮挡构件的形状的修改的剖视图；
图27是图示遮挡构件的形状的修改的剖视图；
图28是图示遮挡构件的形状的修改的剖视图；
图29是根据第五实施例的集成阀的沿着沿上下方向延伸的线截取的剖视图；
图30是根据第六实施例的集成阀的沿着沿上下方向延伸的线截取的剖视图；
图31是根据第七实施例的集成阀的沿着沿上下方向延伸的线截取的剖视图；以及
图32是根据第八实施例的集成阀的沿着沿上下方向延伸的线截取的剖视图。
具体实施方式
以后将参照附图描述本公开内容的实施例。在实施例中，可以给对应于在之前的实施例中描述的内部的部件分配相同的附图标记，并且可以省略该部件的重复说明。
(第一实施例)
参照图1至18，以下将描述本公开内容的第一实施例。根据第一实施例，热泵循环(即，蒸汽压缩制冷剂循环)10具有本公开内容的集成阀14，热泵循环10用于电动车辆的车辆空气调节器1。电动车辆从电动马达获得用于驱动电动车辆的驱动力。在车辆空气调节器1中，热泵循环10执行冷却操作或加热操作以冷却或加热被吹入车厢中的被吹送空气，车厢是被空气调节的目标空间的一个示例。因此，在第一实施例中热交换的目标流体是被吹送空气。
进一步，如图1的整体示意图中所示，热泵循环10被构造成在(i)冷却车厢的冷却操作模式(即，冷却被吹送空气的冷却操作模式)中或除湿和加热车厢的除湿和加热操作模式(即，除湿模式)中的制冷剂循环和(ii)加热车厢的加热操作模式(即，加热被吹送空气的加热操作模式)中的制冷剂循环之间进行切换。
具体地，热泵循环10在第一加热模式(图2)和第二加热模式(图3)之间进行切换，第一加热模式是加热操作模式的示例并且在外部温度超低(如，低于0℃)时被执行，在第二加热模式中执行正常加热。在图1-3中，每个操作模式的制冷剂流动由实线箭头示出。
热泵循环10采用氢氟碳化合物(HFC)基制冷剂，具体地，R134a，作为制冷剂，并构造其中高压侧制冷剂压力Pd不超过制冷剂的亚临界压力的蒸汽压缩亚临界制冷剂循环。可以采用其它制冷剂，如氢氟烯烃(HFO)基制冷剂，例如，R1234yf。进一步，制冷剂与润滑压缩机11的制冷机油混合，制冷机油的一部分与制冷剂一起在热泵循环10中循环。
压缩机11是热泵循环10中的一个部件并设置在车辆的发动机罩中。在热泵循环10中，当将制冷剂供给至压缩机11时，压缩机11压缩制冷剂并排放压缩的制冷剂。压缩机11是被构造成包括壳体的双级压缩电动压缩机。该壳体限定压缩机11的外壁并容纳两个压缩机构(即，低级压缩机构和高级压缩机构)和电动马达，电动马达运转并使这两个压缩机构旋转。
压缩机11的壳体具有吸入口11a、中间压力端口11b和排出口11c。吸入口11a将低压制冷剂从壳体的外侧吸引至低级压缩机构。中间压力端口11b将中间压力制冷剂从壳体的外侧供给至壳体的内侧，并将中间压力制冷剂与被从低压压缩成高压的制冷剂混合。排出口11c将来自高级压缩机构的高压制冷剂排放到壳体的外侧。
具体地，中间压力端口11b连接至低级压缩机构的制冷剂出口侧(即，高级压缩机构的制冷剂进口侧)。低级压缩机构和高级压缩机构可以是漩涡型压缩机构、叶片型压缩机构、柱塞型压缩机构等。
电动马达的操作(即，转速)由从稍后将被描述的空气调节控制器40(即，A/C ECU)输出的控制信号控制，并且电动马达可以是交流或直流马达。压缩机11的制冷剂排量通过转数控制改变。根据第一实施例，电动马达构造改变压缩机11的制冷剂排量的排量改变部。
虽然根据第一实施例使用其中由单个壳体容纳两个压缩机构的压缩机11，但压缩机的类型不限于压缩机11。也就是说，只要使中间压力制冷剂流过中间压力端口11b并与被从低压压缩成高压的制冷剂混合，压缩机11可以是电动压缩机。电动压缩机被构造成使得一个固定容量型压缩机构和旋转操作该固定容量型压缩机构的电动马达容纳在壳体中。
进一步，双级压缩电动压缩机可以具有其中两个压缩机，即低级侧压缩机和高级侧压缩机，串联连接的结构。吸入口11a可以是定位在低级侧的低级侧压缩机的吸入口。排出口11c可以是定位在高级侧的高级侧压缩机的排出口。中间压力端口11b可以位于连接低级侧压缩机的排出口和高级侧压缩机的吸入口的连接部处。
内部冷凝器12的制冷剂入口侧连接至压缩机11的排出口11c。内部冷凝器12是加热通过稍后将被描述的内部蒸发器23的被吹送空气的使用侧热交换器(即，第一使用侧热交换器)，并设置在位于稍后将被描述的车辆空气调节器1中的内部空气调节单元30的空气调节壳体31中。内部冷凝器12作为散发从压缩机11，具体地，从高级侧压缩机构排放的高温高压制冷剂的热量的散热器工作。
内部冷凝器12的制冷剂出口侧与高级侧膨胀阀13的入口侧连接，高级侧膨胀阀13作为将流出内部冷凝器12的高压制冷剂减压成中间压力制冷剂的高级侧减压器(即，第一减压器)工作。高级侧减压器是包括阀构件和电动致动器的电动可变节流机构，其中阀构件的节流开口度可以改变，电动致动器具有改变阀构件的节流开口度的步进马达。
具体地，当高级侧膨胀阀13部分地关闭以减压制冷剂时，节流开口度改变使得节流通道面积的等效直径在φ0.5-φ3mm的范围内。进一步，当节流开口度完全打开时，节流通道面积的等效直径可以保持为φ10mm，以便不发挥制冷剂减压功能。高级侧膨胀阀13的操作由从空气调节控制器40输出的控制信号控制。高级侧膨胀阀13的出口侧与集成阀14的制冷剂入口141a连接。
集成阀14被构造以便集成汽-液分离部(如，汽-液分离空间141b)、阀装置(如，汽相制冷剂侧阀构件18)、阀装置(如，液相制冷剂侧阀构件15)、和减压器(如，固定节流阀17)。汽-液分离空间141b将从高级侧膨胀阀13流出的制冷剂分离成汽相制冷剂和液相制冷剂。汽相制冷剂侧阀构件18打开或关闭在汽-液分离空间141b中分离的汽相制冷剂从中流过的汽相制冷剂通道。液相制冷剂侧阀构件15打开或关闭在汽-液分离空间141b中分离的液相制冷剂从中流过的液相制冷剂通道141d。固定节流阀17减压在汽-液分离空间141b中分离的液相制冷剂。
换句话说，集成阀14具有其中驱动作为气体喷射循环的热泵循环10所需要的构成装置的一部分被集成的结构。而且，集成阀14执行作为切换制冷剂在其中循环的制冷剂循环的制冷剂循环切换部的功能。
以后将参照图4-8描述集成阀14的结构的细节。图4和5是第一实施例的集成阀14的沿着沿上下方向延伸的线截取的示意性剖视图。图4是在电力未供给至下文将被描述的螺线管16的状态中的集成阀14的示意性剖视图，图5是在电力供给至螺线管16的状态中的集成阀14的示意性剖视图。在图4和5中示出向上方向和向下方向的箭头指示集成阀14安装在车辆空气调节器1中的状态中的向上方向和向下方向。图6是沿着图4的线VI-VI截取的示意性剖视图，图7是沿着图6的线VII-VII截取的剖视图，图8示出集成阀14的内部的位置修改的视图。
集成阀14具有本体140，本体140构成集成阀14的外壳并在其中容纳汽相制冷剂侧阀构件18、液相制冷剂侧阀构件15等。本体140包括大致设置在本体140的下侧的下本体141和设置并固定在下本体上面的上本体142。
下本体141由具有大致方形管状形状的金属块体构成，并且金属块体的轴线方向沿上下方向延伸。汽-液分离空间141b设置在下本体141中。汽-液分离空间141b被构造成具有大致圆筒形形状，并且该大致圆筒形形状的轴线方向沿上下方向延伸。
制冷剂入口141a被限定在下本体141的外壁面处，流出高级侧膨胀阀13之后的制冷剂通过制冷剂入口141a被引导至汽-液分离空间141b。
将制冷剂从制冷剂入口141a引入汽-液分离空间141b的制冷剂引入通道141h经由制冷剂引入孔141g与汽-液分离空间141b连通。
如图7的剖视图中所示，当沿汽-液分离空间141b的轴向方向(即，沿本实施例的上下方向)观看时，本实施例的制冷剂引入通道141h沿一圆的切向方向延伸，该圆是汽-液分离空间141b的内壁面的横截面形状。
因此，被从制冷剂入口141a引入汽-液分离空间141b中的制冷剂沿着横截面具有大致圆形形状的汽-液分离空间141b的内壁面转动和涡旋。
通过由这种涡流产生的离心力的作用，流入汽-液分离空间141b的制冷剂被分离成汽相制冷剂和液相制冷剂，液相制冷剂通过重力作用向汽-液分离空间141b下部移动。换句话说，汽-液分离空间141b构成离心式汽-液分离部。
汽-液分离空间141b的直径被设置成在例如是与制冷剂入口141a连接的制冷剂管道的内径的1.5倍至3倍的范围内，以便可以减小整个集成阀14的尺寸。
更具体地，本实施例的汽-液分离空间141b的内部体积可以被设置成小于多余的制冷剂体积，这种多余的制冷剂体积是从密封的制冷剂体积中扣除所需要的最大制冷剂体积之后的制冷剂体积。所需要的最大制冷剂体积处于液相状态并且是根据该循环以该循环中的最大容量进行时所需要的制冷剂体积计算的。密封的制冷剂体积处于液相状态并且是从在该循环中密封的制冷剂体积转换的。换句话说，本实施例的汽-液分离空间141b的内部体积可以基本上不储存多余的制冷剂，即使在该循环中循环的制冷剂体积由于负荷变化而改变时。
如图6的剖视图中所示，本实施例的制冷剂引入孔141g由沿汽-液分离空间141b的轴向方向延伸的细长孔构成。换句话说，制冷剂引入孔141g沿汽-液分离空间141b的轴向方向的垂直尺寸Dv大于制冷剂引入孔141g沿垂直于汽-液分离空间141b的切向方向的方向延伸的水平尺寸Dh(Dv＞Dh)。
因此，当被引导至汽-液分离空间141b的制冷剂在汽-液分离空间141b中涡旋时，制冷剂的主要流动沿着汽-液分离空间141b的径向外壁旋转而不扩散到汽-液分离空间141b的径向内侧。因此，离心力可以有效地作用于流入汽-液分离空间141b中的制冷剂，并且集成阀14中的汽-液分离效率可以提高。
而且，制冷剂引入孔141g在一位置处打开，该位置远离已分离汽相制冷剂出口管142c沿纵向方向的一端(即，下端)且靠近已分离汽相制冷剂出口管142c沿纵向方向的另一端(即，上端)。
从制冷剂引入孔141g的下端至已分离汽相制冷剂出口管142c的所述一端(即，下端)的距离Lv是基于制冷剂引入孔141g的垂直尺寸Dv确定的。具体地，从制冷剂引入孔141g的下端至已分离汽相制冷剂出口管142c的所述一端(即，下端)的距离Lv被确定为大于制冷剂引入孔141g的垂直尺寸Dv的一半，如下述公式F1中所示。
Lv≥(1/2)×Dv…(F1)
制冷剂引入孔141g的下端的位置对应于稍后将被描述的已分离汽相制冷剂出口管142c的一个端侧处的端部。
如上所述，当从制冷剂引入孔141g的端部位置至已分离汽相制冷剂出口管142c的所述一端的距离Lv被设置成满足公式F1时，可以保持进口长度，制冷剂在汽-液分离空间141b中在该进口长度内充分地涡旋。因此，可以提高集成阀14的汽-液分离效率。
制冷剂引入通道141h的中心线Cl和汽-液分离空间141b在径向外壁面处的平行于中心线Cl的切线Tl之间的距离Lh是基于制冷剂引入孔141g的水平尺寸Dh确定的。具体地，中心线Cl和切线Tl之间的距离Lh被确定为长于制冷剂引入孔141g的水平尺寸Dh的一半且短于制冷剂引入孔141g的水平尺寸Dh的一又二分之一，如公式F2所示。
(1/2)×Dh≤Lh≤(3/2)×Dh…(F2)
图7是在中心线Cl和切线Tl之间的距离Lh等于制冷剂引入孔141g的水平尺寸Dh的一半的情况中沿着图6的线VII-VII截取的剖视图。图8是在中心线Cl和切线Tl之间的距离Lh等于制冷剂引入孔141g的水平尺寸Dh的一又二分之一的情况中沿着图6的线VII-VII截取的剖视图。
由于中心线Cl和切线Tl之间的距离Lh被设置成满足公式F2，因此当流入汽-液分离空间141b的制冷剂沿着汽-液分离空间141b的径向外壁面涡旋时，制冷剂可以接收大的离心力。因此，可以提高集成阀14中的汽-液分离效率。
下本体141的汽-液分离空间141b的最下部具有已分离液相制冷剂出口孔141c，已分离液相制冷剂通过已分离液相制冷剂出口孔141c流动至液相制冷剂通道141d侧。液相制冷剂通道141d是设置在汽-液分离空间141b下方的通道并将在汽-液分离空间141b中分离的液相制冷剂引导至液相制冷剂出口141e侧，液相制冷剂通过液相制冷剂出口141e侧流动到集成阀14的外面。
更具体地，液相制冷剂通道141d由沿垂直于汽-液分离空间141b的轴向方向的方向(即，本实施例中的水平方向)延伸的连通孔部提供。连通孔部的横截面具有大致盘形形状，并穿过下本体141的中心部以在下本体141的侧壁的彼此相对的两部分处穿过下本体141的侧壁。
因此，液相制冷剂通道141d延伸成垂直于汽-液分离空间141b的轴向方向。从已分离液相制冷剂出口孔141c流动至液相制冷剂通道141d的制冷剂的流动方向以近似直角改变，并且制冷剂流入液相制冷剂出口141e侧中并流动至固定节流阀17侧。连通孔部的一个开口提供液相制冷剂出口孔141e。
在液相制冷剂通道141d中，设置液相制冷剂侧阀构件15、弹簧(即，弹性部)15a等。液相制冷剂侧阀构件15打开或关闭液相制冷剂通道141d。弹簧15a由盘簧构成，该盘簧向着关闭液相制冷剂通道141d的一侧将负载施加至液相制冷剂侧阀构件15。
弹簧15a施加负载至液相制冷剂侧阀构件15，使得由树脂制成、具有环形形状并位于液相制冷剂侧阀构件15的尖端部处的密封部15b压靠在液相制冷剂通道141d中构成的阀座141f，以增加密封性能。阀座141f形成为具有环形形状以安装至密封部15b。
进一步，液相制冷剂侧阀构件15经由轴15c连接至螺线管致动器16的活动部(如，电枢)。螺线管致动器16以后仅被称为螺线管16。螺线管16是通过施加电力以移动活动部产生电磁力的电磁机构。基于由空气调节控制器40输出的控制电压控制螺线管16的操作。
根据本实施例，当空气调节控制器40施加电力至螺线管16时，基于施加至活动部的电磁力，负载经由轴15c施加至液相制冷剂侧阀构件15以打开液相制冷剂通道141d。当由电磁力引起的负载超过由弹簧15a提供的负载时，液相制冷剂侧阀构件15移动以打开液相制冷剂通道141d，如图5所示。
也就是说，本实施例的螺线管16、液相制冷剂侧阀构件15、液相制冷剂通道141d的阀座141f等构成常闭型电磁阀。螺线管16用作密封提供液相制冷剂通道141d的连通孔部的另一开口的密封部。
固定节流阀17被构造在下本体141中。固定节流阀17减压在汽-液分离空间141b中分离的液相制冷剂，并在液相制冷剂侧阀构件15关闭液相制冷剂通道141d时，引导减压的液相制冷剂流动至液相制冷剂出口141e侧。更具体地，固定节流阀17被设置成平行于设置在阀座141f内的制冷剂通道。
开口度固定的喷嘴或节流孔可以用作固定节流阀17。在诸如喷嘴和节流孔之类的固定节流阀中，孔通道面积急剧地减小或增加。因此，根据上游侧和下游侧之间的压力差(即，入口和出口之间的压力差)，通过固定节流阀的制冷剂的流量和固定节流阀的上游侧的制冷剂的干度可以被自动控制(即，平衡)。
具体地，当上游侧和下游侧之间的压力差相对大时，因为作为在循环中循环所需要的流量的循环制冷剂的所需要的流量减少，固定节流阀17的上游侧的制冷剂的干度被平衡成是大的。另一方面，当所述压力差相对小时，因为循环制冷剂的所需要的流量增加，固定节流阀17的上游侧的制冷剂的干度被平衡成是小的。
然而，当固定节流阀17的上游侧的制冷剂的干度大时，并且外部热交换器20作为蒸发器工作时，该循环的性能系数(COP)下降，同时外部热交换器20处的制冷剂的热吸收量(即，制冷能力)减小。根据本实施例，即使循环制冷剂的所需要的流量通过加热操作模式(即，第一加热模式)中的负载变化的变动改变，固定节流阀17的上游侧的制冷剂的干度X小于或等于0.1，以便限制COP下降。
换句话说，即使循环制冷剂的流量以及固定节流阀17的入口和出口之间的压力差在其中考虑在热泵循环10中引起负载变化的范围内变化，本实施例的固定节流阀17被调整成使得固定节流阀的上游侧的制冷剂的干度被自动控制为小于或等于0.1。
制冷剂在汽-液分离空间141b中分离成液相制冷剂和汽相制冷剂。然而，从已分离液相制冷剂出口孔141c流动的制冷剂处于液相制冷剂和汽相制冷剂混合的状态，因为已分离汽相制冷剂的一部分与液相制冷剂混合。当汽相制冷剂与液相制冷剂混合时，固定节流阀17的减压特性可能不稳定。
然而，根据本实施例，从已分离液相制冷剂出口孔141c流动至液相制冷剂通道141d的制冷剂的流动方向以近似直角改变。因此，即使汽相制冷剂与流入液相制冷剂通道141d的液相制冷剂混合，也可以稳定固定节流阀17的减压特性。
将参照图9描述上述减压特性。图9是固定节流阀17的流动特性曲线图(即，节流特性曲线图)，并示出加热操作模式(即，第一加热模式)中固定节流阀17处的流量Q相对于固定节流阀17上游的制冷剂的干度X的变化。流量Q是流过固定节流阀17的制冷剂的流量(即，质量流量)。
如上所述，在本实施例的热泵循环10中，优选的是，即使该循环的运行条件改变，固定节流阀17的上游侧的制冷剂的干度X也小于或等于0.1。原因在于，由于作为蒸发器工作的热交换器处的吸热量在干度X增加时减小，COP下降。换句话说，该吸热量是热交换器的出口侧处的制冷剂的焓和热交换器的入口侧的制冷剂的焓之间的差。
固定节流阀17的流动特性可能要求增益(即，由干度X的减小引起的流量Q的增加率)相对较大，以将固定节流阀17上游的制冷剂的干度X保持为小于或等于0.1。也就是说，优选地，流动特性要求干度X的变化小于流量Q的变化。
从图9明显看出的是，流入液相制冷剂通道141d的制冷剂处于汽相制冷剂和液相制冷剂混合的状态。因此，通常当液相制冷剂的流动速度与汽相制冷剂的流动速度之比高时，所述增益减小，并且流量Q增加。液相制冷剂的流动速度与汽相制冷剂的流动速度之比以后称为滑移比，滑移比被定义为汽相制冷剂的流动速度除以液相制冷剂的流动速度。
根据本实施例，从已分离液相制冷剂出口孔141c流动至液相制冷剂通道141d的制冷剂的流动方向以大致直角改变。换句话说，流出已分离液相制冷剂出口孔141c的制冷剂的流动方向不同于流过液相制冷剂通道141d的制冷剂的流动方向。因此，促进了汽相制冷剂和液相制冷剂的混合，并且可以将滑移比稳定在低值。
由于可以稳定固定节流阀17的减压特性，因此通过将滑移比稳定在低值处可以使所述增益较大。因此，固定节流阀17处的干度X被充分地自动控制。
而且，根据本实施例，汽-液分离空间141b、液相制冷剂通道141d、固定节流阀17被一体地构造在下本体141中。在该情况中，与连接汽-液分离空间141b的已分离液相制冷剂出口孔141c和固定节流阀17的制冷剂通道由管道单独地提供的情况相比，从外侧通过液相制冷剂通道141d的制冷剂的热传递量可以减小。
因此，可以减少以后将被称为热损失的现象，在该现象中通过液相制冷剂通道141d的制冷剂通过来自集成阀14外侧的热量沸腾和蒸发。将参照图10描述这一点。图10是流动特性曲线图(即，节流特性曲线图)，示出在固定节流阀17的上游侧的制冷剂压力和固定节流阀17的下游侧的制冷剂压力之间的压力差固定的状态中热损失的影响。
如图10中看到的那样，在固定节流阀17的上游的制冷剂的干度X通过热损失增加时，通过固定节流阀17的制冷剂的流量Q减小。进一步，当通过液相制冷剂通道141d的制冷剂的密度由于热损失而减小时，即使干度X固定，流量Q也减小，因为在制冷剂通过液相制冷剂通道141d时压力损失增加。
根据本实施例，汽-液分离空间141b、液相制冷剂通道141d和固定节流阀17被一体地构造在下本体141中。因此，由热损失引起的干度X的增加和压力损失的增加受到限制，并且可以有效地限制固定节流阀17处的流量Q减小。
在本实施例中，相对于由通过固定节流阀17的制冷剂引起的压力损失，由在液相制冷剂侧阀构件15打开液相制冷剂通道141d的状态中通过液相制冷剂通道141d的制冷剂引起的压力损失极其小。因此，在液相制冷剂侧阀构件15打开液相制冷剂通道141d的状态中，制冷剂旁通固定节流阀17并经由设置在阀座141f的内周边侧处的制冷剂通道从液相制冷剂出口141e流出集成阀14。
上本体142由具有大致矩形管形状的金属块构成，并且该金属块的外径与下本体141的外径大致相同。上本体142包括汽相制冷剂通道142b、已分离汽相制冷剂出口管142c等。汽相制冷剂通道142b引导在汽-液分离空间141b中分离的汽相制冷剂流动至汽相制冷剂出口142a侧。汽相制冷剂经由汽相制冷剂出口142a流出集成阀14。汽-液分离空间141b和汽相制冷剂通道142b经由已分离汽相制冷剂出口管142c彼此连通。
已分离汽相制冷剂出口管142c具有圆管形形状并被设置成在下本体141和上本体142集成在一起时与汽-液分离空间141b同轴。因而，流入汽-液分离空间141b的制冷剂围绕已分离汽相制冷剂出口管142c涡旋。
进一步，已分离汽相制冷剂出口管142c延伸以使得已分离汽相制冷剂出口管142c的最低端位于汽-液分离空间141b中。已分离汽相制冷剂出口孔142d设置在已分离汽相制冷剂出口管142c的最低端处。在汽-液分离空间141b中分离的汽相制冷剂通过已分离汽相制冷剂出口孔142d流出汽-液分离空间141b。因此，液相制冷剂通道141d和固定节流阀17设置在已分离汽相制冷剂出口孔142d的下面。
汽相制冷剂通道142b设置在汽-液分离空间141b和已分离汽相制冷剂出口管142c的上方。类似于液相制冷剂通道141d，汽相制冷剂通道142b由在垂直于汽-液分离空间141b的轴向方向的方向(即，本实施例中的水平方向)上延伸的连通孔部提供。连通孔部的横截面具有盘形形状，并被设置成穿过上本体142的中心部并穿过上本体142的在上本体142的侧壁的厚度方向彼此相对的侧壁。
连通孔部在一个端侧处的开口提供汽相制冷剂出口142a。汽相制冷剂侧阀构件18设置在汽相制冷剂通道142b中并打开或关闭汽相制冷剂通道142b。汽相制冷剂侧阀构件18由通过液相制冷剂出口141e侧处的制冷剂压力和汽相制冷剂通道142b侧的制冷剂压力之间的压力差移动的压差调节阀构成。
具体地，用于提供汽相制冷剂通道142b的连通孔部由汽相制冷剂侧阀构件18的主体部18a分隔，以具有位于汽相制冷剂通道142b侧的空间和位于提供背压空间142e的空间处的空间。液相制冷剂出口141e侧处的制冷剂被引导以经由压力入口通道19流入背压空间142e。
主体部18a具有圆筒形形状。主体部18a在主体部18a的在轴向方向上的一端(即，在汽相制冷剂出口142a侧)的一个底端面接收汽相制冷剂出口142a侧的制冷剂的压力。主体部18a在主体部18a的在轴向方向上的另一端的另一端面接收背压空间142e侧的制冷剂压力。进一步，主体部18a的外径稍微短于汽相制冷剂通道142b的内径，从而彼此松散地装配。因而，汽相制冷剂侧阀构件18可以在汽相制冷剂通道142b中移动。
压力入口通道19由连通通道部提供。当下本体141和上本体142集成在一起时，连通通道部设置在下本体141和上本体142二者处。压力入口通道19被设置成使得压力入口通道19的纵向方向平行于汽-液分离空间141b的轴向方向和已分离汽相制冷剂出口管142c的轴向方向。因而，压力入口通道19的通道结构被简化，从而小型化整个集成阀14。
背压空间142e具有位于其中的弹簧(即，弹性构件)18b和止动件(即，调节构件)18c。弹簧18b施加负载至汽相制冷剂侧阀构件18以关闭汽相制冷剂通道142b。在汽相制冷剂阀构件18打开汽相制冷剂通道142b时，止动件18c限制汽相制冷剂侧阀构件18的运动。
弹簧18b在增加通过将密封部18d挤压至阀座142形成的密封特性的方向上，即，在关闭汽相制冷剂通道142b的方向施加负载至汽相制冷剂侧阀构件18。密封部18d由设置在汽相制冷剂侧阀构件18的尖端部处的O形环构成。阀座142f具有锥形形状并被构造在汽相制冷剂通道142b中。
止动件18c限制汽相制冷剂侧阀构件18的运动，并用作(i)限制汽相制冷剂侧阀构件18的主体部18a关闭压力入口通道19的调节构件，以及(ii)在提供汽相制冷剂通道142b的连通孔部的另一端处密封连通孔部的开口的密封构件。
将参照图11A和11B描述汽相制冷剂侧阀构件18的操作。图11A和11B是图示汽相制冷剂侧阀构件18及其附近的放大视图。图11A示出汽相制冷剂侧阀构件18开始打开的状态，图11B示出汽相制冷剂侧阀构件保持打开的状态。
当电力供给至螺线管16时，(i)汽相制冷剂通道142b内的制冷剂压力P2(由图5中的点P2所示)变为在汽-液分离空间141b中分离的汽相制冷剂的制冷剂压力，和(ii)液相制冷剂出口141e侧处(即，背压空间142e内)的制冷剂压力P3(由图5中的点P3所示)变为在汽-液分离空间141b中分离的液相制冷剂的压力。
因此，汽相制冷剂通道142b侧的制冷剂压力P2大致等于液相制冷剂出口141e侧处的制冷剂压力(即，背压空间142e内的制冷剂压力)P3。因而，当电力供给至螺线管16时，汽相制冷剂侧阀构件18采用由弹簧18b施加的负载Fsp关闭汽相制冷剂通道142b。
如图1-3所示，压缩机11的中间压力端口11b连接至集成阀14的汽相制冷剂出口142a。因而，当汽相制冷剂侧阀构件18关闭汽相制冷剂通道142b时，汽相制冷剂142a侧的制冷剂压力P2变为压缩机11的吸入压力。因此，图5中的制冷剂压力P2和制冷剂压力P3满足P1＜P2。
因而，当汽相制冷剂侧阀构件18在压缩机11的运行期间关闭汽相制冷剂通道142b时，即使在汽相制冷剂通道142b中的制冷剂压力P2和液相制冷剂出口141e侧处的制冷剂压力P3以某种程度改变时，汽相制冷剂通道142b也保持关闭，直到供给至螺线管16的电力停止。
当电力至螺线管16的供给停止时，(i)汽相制冷剂出口142a侧的制冷剂压力P1(由图11A中的点P1所示)变为压缩机11的中间压力端口11b侧的制冷剂压力，(ii)汽相制冷剂通道142b中的制冷剂压力P2(由图11A中的点P2所示)变为在高级侧膨胀阀13处被减压的中间压力，以及(iii)液相制冷剂出口141e侧处的制冷剂压力P3(由图11A中的点P3所示)(即，背压空间142e中的制冷剂压力)变为在固定节流阀17处被减压后的压力。
由于汽相制冷剂通道142b中的制冷剂压力P2和液相制冷剂出口141e侧处的制冷剂压力P3之间的压力差增加并满足以下示出的公式F3，因此汽相制冷剂侧阀构件18开始打开汽相制冷剂通道142b。
S2×(P2-P3)＞S1×(P3-P1)+Fsp+Ffr…(F3)
S1是汽相制冷剂出口142a在汽相制冷剂侧阀构件18的轴向方向上投影至汽相制冷剂侧阀构件18的面积。S2是汽相制冷剂侧阀构件18的主体部18a在垂直于汽相制冷剂侧阀构件18的轴向方向截取的截面中的横截面面积。Ffr是汽相制冷剂侧阀构件18移动时的摩擦力(即，摩擦)。
当汽相制冷剂侧阀构件18打开汽相制冷剂通道142b时，(i)汽相制冷剂出口142a侧的制冷剂压力P1(由图11B中的点P1所示)和汽相制冷剂通道142b中的制冷剂压力P2(由图11B中的点P2所示)变为在汽-液分离空间141b中分离的汽相制冷剂的压力，以及(ii)液相制冷剂出口141e侧处(即，背压空间142e中)的制冷剂压力P3(由图11B中的点P3所示)变为在固定节流阀17处被减压后的压力。
由于背压空间142e中的制冷剂压力P3低于汽相制冷剂通道142b中的制冷剂压力P2，并且满足以下示出的公式F4，因此汽相制冷剂侧阀构件18保持汽相制冷剂通道142b打开。
S2×(P2-P3)＞Fsp…(F4)
在从集成阀14的汽相制冷剂出口142a延伸至压缩机11的中间压力端口11b的制冷剂管道中，设置止回阀(未示出)，该止回阀允许制冷剂仅从集成阀14流动至压缩机11的中间压力端口11b。因而，制冷剂被限制从压缩机11侧向回流动至集成阀14侧。应当说明的是，止回阀可以与集成阀14或压缩机11一体地构造而成。
如图1-3所示，外部热交换器20的制冷剂入口侧连接至集成阀14的液相制冷剂出口141e。外部热交换器20位于发动机罩中，并且流过外部热交换器20的制冷剂与被吹风机21吹送的外部空气交换热量。外部热交换器20至少在加热操作(如，第一加热模式和第二加热模式)中作为使低压制冷剂蒸发的蒸发器起作用以进行吸热作用，并且在冷却操作模式等中作为高压制冷剂在该处散发热量的散热器起作用。
作为第二减压装置的冷却膨胀阀22的制冷剂入口侧连接至外部热交换器20的制冷剂出口侧。冷却膨胀阀22在冷却操作模式等中减压流出外部热交换器20并流入内部蒸发器23中的制冷剂。冷却膨胀阀22的基本结构与高级侧膨胀阀13大致相同，并且冷却膨胀阀22的操作由从空气调节控制器40输出的控制信号控制。
内部蒸发器23的制冷剂入口侧连接至冷却膨胀阀22的出口侧。在内部空气调节单元30的空气调节壳体31中，在被吹送到车厢中的空气的流动方向上在内部冷凝器12的上游设置内部蒸发器23。内部蒸发器23在冷却操作模式中、以及除湿和加热操作模式等中使在其中流动的制冷剂蒸发以进行吸热作用。内部蒸发器23是用作冷却被吹送到车厢中的空气的蒸发器的热交换器(即，第二使用侧热交换器)。
贮存器24的入口侧连接至内部蒸发器23的出口侧。贮存器24是将流入贮存器24的制冷剂分离成汽相制冷剂和液相制冷剂并在其中储存多余的制冷剂的低压侧汽-液分离器。此外，压缩机11的吸入口11a连接至贮存器24的汽相制冷剂出口。因此，内部蒸发器23被连接成使得制冷剂流向压缩机11的吸入口11a侧。
而且，膨胀阀旁路通道25连接至外部热交换器的制冷剂出口侧。膨胀阀旁路通道25引导流出外部热交换器20的制冷剂旁通冷却膨胀阀22和内部蒸发器23并流动至贮存器24的入口侧。旁路通道切换阀27设置在膨胀阀旁路通道25中。
旁路通道切换阀27是电磁阀，其打开或关闭膨胀阀旁路通道25，并且旁路通道切换阀27的切换操作由从空气调节控制器40输出的控制电压控制。在制冷剂流过旁路通道切换阀27时引起的压力损失相对于制冷剂流过冷却膨胀阀22时引起的压力损失小很多。
因此，当旁路通道切换阀27打开时，流出外部热交换器20的制冷剂经由膨胀阀旁路通道25流入贮存器24。在该情况中，冷却膨胀阀22的开口度可以完全关闭。
当旁路通道切换阀27关闭时，制冷剂经由冷却膨胀阀22流入内部蒸发器23。因而，旁路通道切换阀27可以切换热泵循环10的制冷剂循环。因此，本实施例的旁路通道切换阀27与集成阀14一起构成制冷剂循环切换部。
下文将描述内部空气调节单元30。内部空气调节单元30设置在位于车厢的前部处的仪表板(即，仪表板)的内侧，并具有位于其中的空气调节壳体31。空气调节壳体31提供内部空气调节单元30的外壳具有空气通道，被吹向车厢的空气在该空气通道中流动。吹风机32、内部冷凝器12、内部蒸发器23等设置在该空气通道中。
在内部空气(即，车厢内的空气)和外部空气之间切换进入空气的内部空气/外部空气切换装置33在空气调节壳体31中设置在沿空气流动方向的最上游侧处。内部空气/外部空气切换装置33通过使用内部空气/外部空气切换门连续地调节(i)将内部空气引入空气调节壳体31中的内部空气进口的开口面积和(ii)将外部空气引入空气调节壳体31中的外部空气进口的开口面积，以便连续地改变内部空气体积与外部空气体积的空气体积比。
将经由内部空气/外部空气切换装置33抽吸的空气吹向车厢的吹风机32沿空气流动方向设置在内部空气/外部空气切换装置33的下游。吹风机32是电动吹风机，其中离心式多叶片吹风机(即，西罗克风扇)由电动马达运转，并且基于从空气调节控制器40输出的控制电压控制转速(即，吹送空气量)。
内部蒸发器23和内部冷凝器12以内部蒸发器23和内部冷凝器12的顺序在空气流动方向上设置在吹风机32的下游侧。换句话说，内部蒸发器23在空气流动方向上设置在内部冷凝器12的上游侧。
在空气调节壳体31中，设置引导经过内部蒸发器23之后的吹送空气旁通内部冷凝器12的旁路通道35，并且空气混合门34在空气流动方向上设置在内部蒸发器23的下游侧和内部冷凝器12的上游侧。
本实施例的空气混合门34是流量调节器，其调节被吹送到内部冷凝器12中的吹送空气的流量(即，空气体积)，以便在吹送空气通过内部蒸发器23之后调节在内部冷凝器12侧经过的吹送空气的空气体积与通过旁路通道35的吹送空气的空气体积之比。空气混合门34用作调节内部冷凝器12的热交换能力的调节器。
混合空间36在空气流动方向上设置在内部冷凝器12和旁路通道35的下游侧处。在混合空间36中，通过在内部冷凝器12处与制冷剂交换热量被加热的吹送空气与通过旁路通道35的未被加热的吹送空气混合。
多个开口在空气流动方向上位于空气调节壳体31的最下游，使得在混合空间36中混合的吹送空气被吹至是将被冷却的空间的车厢。具体地，作为所述开口设置了(i)将已调节空气吹向车辆的挡风玻璃的内表面的除霜开口37a，(ii)将已调节空气吹向车厢中的乘客的上身的面部开口37b，以及(iii)将已调节空气吹向车厢中的乘客的脚部的脚部开口37c。
因此，空气混合门34调节在内部冷凝器12侧经过的吹送空气的空气体积与通过旁路通道35的吹送空气的空气体积之比，以便调节混合空间36中的空气的温度。空气混合门34由伺服马达(未示出)操作，并且基于从空气调节控制器40输出的控制信号控制伺服马达的操作。
而且，调节除霜开口37a的开口面积的除霜门38a、调节面部开口37b的开口面积的面部门38b、以及调节脚部门38c的开口面积的脚部门38c分别位于除霜开口37a、面部开口37b和脚部开口37c的下游。
除霜门38a、面部门38b和脚部门38c构成用于打开或关闭开口37a-37c的出口模式切换部，并经由连杆机构等由基于从空气调节控制器40输出的控制信号运转的伺服马达(未示出)控制。
设置在车厢中的面部出口、脚部出口和除霜出口经由提供空气通道的导管分别连接至除霜开口37a、面部开口37b和脚部开口37c在空气流动方向上的下游侧。
出口模式，例如，是(i)其中面部开口37b完全打开以经由面部出口将空气吹向乘客的上身的面部模式，(ii)其中面部开口37b和脚部开口37c都打开以将空气吹向乘客的上身和脚部的双级模式，以及(iii)其中脚部开口37c完全打开且除霜开口37a以小的程度打开以主要从脚部出口吹送空气的脚部模式。
将描述本实施例的电动控制装置。空气调节控制器40由包括CPU、ROM、RAM等和***电路的公知微计算机构成，并进行多种算术处理。空气调节控制器40基于在ROM处存储的空气调节控制程序控制连接至输出侧的各种空气调节装置(如，压缩机11、集成阀14、旁路通道切换阀27、吹风机32等)的操作。
用于多种空气调节控制的传感器组41连接至空气调节控制器40的输入侧。传感器组41包括(i)检测车厢中的温度的内部空气传感器、(ii)检测外部空气的温度的外部空气传感器、(iii)检测进入车厢中的太阳辐射量的太阳辐射传感器、(iv)用于蒸发器的检测被从内部蒸发器23吹送的吹送空气的温度(即，蒸发器的温度)的温度传感器、(v)检测从压缩机11排放的高压制冷剂的压力的排放压力传感器、(vi)检测流出内部冷凝器12的制冷剂的温度的冷凝器温度传感器、(vii)检测被吸入压缩机11中的吸入制冷剂的压力的吸入压力传感器等。
进一步，控制面板(未示出)定位在位于车厢的前部区域处的仪表板附近并连接至空气调节控制器40的输入侧。来自设置到控制面板的各种空气调节操作开关的控制信号输入至空气调节控制器40。所述空气调节操作开关具体地是(i)车辆空气调节器1的操作开关，(ii)设置车厢中的温度的内部温度设置开关、(iii)选择性地设置冷却操作模式、(iv)除湿和加热操作模式、或(v)加热操作模式等的模式选择开关。
控制连接至空气调节控制器40的输出侧的各种空气调节控制装置的操作的控制部被集成以提供空气调节控制器40，并且控制每个受控目标设备的操作的构造(硬件和软件)构成控制每个受控目标设备的操作的控制部。
例如，根据本实施例，控制压缩机11的电动马达的操作的构造(硬件和软件)构成排放能力控制部，控制集成阀14和旁路通道切换阀27的操作的构造(硬件和软件)构成制冷剂回路控制部。排放能力控制部、制冷剂回路控制部等可以被构造成独立于空气调节控制器40的控制装置。
将描述本实施例的具有上述结构的车辆空气调节器1的操作。如上所述，本实施例的车辆空气调节器1选择性地切换(i)冷却车厢的冷却操作模式、(ii)加热车厢的加热操作模式、以及(iii)除湿和加热车厢的除湿和加热模式。将描述每种操作模式中的操作。
(a)冷却操作模式
当在控制面板的操作开关接通的状态中由模式选择开关设置冷却操作模式时，启动冷却操作模式。在冷却操作模式中，空气调节控制器40控制(i)高级侧膨胀阀13以完全打开，(ii)集成阀14的螺线管16被激励，(iii)冷却膨胀阀22稍微打开以进行减压作用，以及(iv)旁路通道切换阀27被关闭。
因而，如图5所示，在集成阀14中，(i)液相制冷剂侧阀构件15打开液相制冷剂通道141d，(ii)汽相制冷剂侧阀构件18关闭汽相制冷剂通道142b，以及(iii)热泵循环10设置制冷剂如由图1中的实线箭头所示的那样流动的制冷剂循环。
在制冷剂循环的上述构造中，空气调节控制器40读取传感器组41的用于空气调节控制的检测信号和操作面板的操作信号。基于检测信号和操作信号计算是被吹入车厢中的空气的目标温度的目标空气温度TAO。而且，空气调节控制器40基于计算出的目标空气温度TAO和传感器组41的检测信号确定连接至空气调节控制器40的输出侧的各种空气调节控制装置的操作状态。
例如，如接下来的描述那样确定压缩机11的制冷剂排放能力，换句话说，输入压缩机11的电动马达的控制信号。基于目标空气温度TAO，采用在空气调节控制器40处存储的控制地图确定是来自内部蒸发器23的空气出口的空气的温度的目标蒸发器空气温度TEO。
基于目标蒸发器空气温度TEO和由蒸发器温度传感器检测到的内部蒸发器23的出口处的空气的温度之间的偏差确定被输出至压缩机11的电动马达的控制信号，以便通过采用反馈控制，使从内部蒸发器23吹送的空气的温度接近目标蒸发器空气温度TEO。
确定被输出至冷却膨胀阀22的控制信号，使得流入冷却膨胀阀22的制冷剂的过冷度接近目标过冷度。该目标过冷度是预先确定的，使得COP大致接近最大值。确定被输出至空气混合门34的伺服马达的控制信号，使得空气混合门34关闭内部冷凝器12的空气通道，并且在通过内部蒸发器23之后的所有量的吹送空气都通过旁路通道35。
以上述方式被确定的控制信号等输出至各种空气调节控制装置。随后，重复以下控制程序，例如(i)读取检测信号和操作信号、(ii)计算目标空气温度TAO、(iii)确定各种空气调节控制装置的每个操作状态、(iv)输出控制电压和控制信号等，直到经由控制面板要求停止车辆空气调节器的操作的预定时期。在其它操作模式中类似地进行这种控制程序的重复。
因此，在热泵循环10的冷却操作模式中，从压缩机11的排出口11c排出的高压制冷剂(图11中的点a11)流入内部冷凝器12。在冷却操作模式中，空气混合门34关闭内部冷凝器12的空气通道，并且流入内部冷凝器12的制冷剂通过内部冷凝器12流出以将很少量热量散发至被吹送至车厢的空气。
高级侧膨胀阀13完全打开，并且流出内部冷凝器12制冷剂通过高级侧膨胀阀13而不被减压。制冷剂经由集成阀14的制冷剂入口141a流入汽-液分离空间141b。
流入集成阀14的制冷剂是具有过热度的汽相制冷剂，并且汽相制冷剂流入液相制冷剂通道141d而不在集成阀14的汽-液分离空间141b中被分离成汽相和液相。进一步，由于液相制冷剂侧阀构件15移动以打开液相制冷剂出口通道141d，因此流入液相制冷剂通道141d的汽相制冷剂流出液相制冷剂出口141e而基本上未被在固定节流阀17处减压。
也就是说，流入集成阀14的制冷剂通过液相制冷剂出口141e流出而基本上不引起压力损失。在这个时候，由于液相制冷剂出口141e侧的制冷剂压力经由压力引入通道19被引入背压空间142e中，因此汽相制冷剂侧阀构件18关闭汽相制冷剂通道142b。因此，制冷剂不从已分离汽相制冷剂出口142a流出。
流出集成阀14的液相制冷剂出口141e的汽相制冷剂流入外部热交换器20。流入外部热交换器20的制冷剂通过与被吹风机21吹送的外部空气交换热量而散发热量(图12中从点a12至点b12)。由于旁路通道切换阀27处于关闭状态，因此流出外部热交换器20的制冷剂流入稍微打开的冷却膨胀阀22并等焓地减压和膨胀成低压制冷剂(图12中点b12至点c12)。
在冷却膨胀阀22处被减压的低压制冷剂流入内部蒸发器23，从被吹风机32吹向车厢的空气吸收热量，并蒸发(图12中点c12至点d12)。因而，被吹向车厢的空气被冷却。
流出内部蒸发器23的制冷剂在贮存器24中分离成汽相制冷剂和液相制冷剂。已分离汽相制冷剂被吸引至压缩机11的吸入口11a(图12中的点e12)并以低级侧压缩机构和高级侧压缩机构的顺次(以图12中点e12、点a112、点a12的顺序)再次被减压。另一方面，分离的液相制冷剂作为多余的对进行所需要的制冷能力的循环来说不必要的制冷剂存储在贮存器24中。
如图12所示，由于(i)通过从贮存器24延伸至压缩机11的吸入口11a的制冷剂管道的汽相制冷剂引起的压力损失，以及(ii)作为从外侧(即，外部空气)吸收热量的汽相制冷剂的热量的吸热量，点d12不同于点e12。因此，在理想的循环中，点d12优选与点e12重合。这一内容类似于接下来的描述中的莫利尔图。
如上所述，在冷却操作模式中，由于内部压缩机12的空气通道由空气混合门34关闭，在内部蒸发器23处被冷却的空气可以被吹入车厢中。因而，可以进行车厢的冷却操作。
(b)加热操作模式
下文将描述加热操作模式。如上所述，在本实施例的热泵循环10中，可以作为加热操作模式进行第一加热模式或第二加热模式。当在车辆空气调节器的操作开关接通的状态中通过采用模式选择开关选择加热操作模式时，加热操作模式启动。
当加热操作模式运行时，空气调节控制器40读取来自传感器组41的用于空气调节控制的检测信号和来自操作面板的操作信号，并确定压缩机11的制冷剂排放能力(即，转速)。此外，空气调节控制器40基于所确定的转速使第一加热模式或第二加热模式运行。
(b-1)第一加热模式
下文将描述第一加热模式。当第一加热模式运行时，空气调节控制器40控制(i)高级侧膨胀阀13完全关闭，(ii)集成阀14的螺线管16不被激励，(iii)冷却膨胀阀22完全关闭，以及(iv)旁路通道切换阀27打开。
因而，在图4中示出的集成阀14中，液相制冷剂侧阀构件15关闭液相制冷剂通道141d，汽相制冷剂侧阀构件18打开汽相制冷剂通道142b，并且热泵循环10被设置到其中制冷剂如图2的实线箭头所示的那样流动的制冷剂通道。
在制冷剂流动通道的构造(即，循环构造)中，类似于冷却操作模式的情况，空气调节控制器40(i)读取由传感器组41检测的用于空气调节的检测信号和来自操作面板的操作信号，以及(ii)基于目标空气温度TAO和传感器组的检测信号确定电连接至空气调节控制器40的输出侧的各种空气控制装置的操作状态。
在第一加热模式中，确定输入高级侧膨胀阀13的控制信号，使得内部冷凝器12处的制冷剂的压力变为预定目标高压，或者流出内部冷凝器12的制冷剂的过冷度变为预定的目标过冷度。确定输入空气混合门34的伺服马达的控制信号，使得空气混合门34移动以关闭旁路通道35并且使得通过内部蒸发器23之后的所有体积的吹送空气都通过内部冷凝器12。
因此，在热泵循环10的第一加热模式中，如图13中的莫利尔图所示，从压缩机11的排出口11c排出的高压制冷剂(图13中的点a13)流入内部冷凝器12。流入内部冷凝器12的制冷剂通过与被从吹风机32吹送的被吹向车厢的空气交换热量而散发热量，并且通过内部蒸发器23(图13中点a13至点b13)。因而，被吹向车厢的空气被加热。
流出内部冷凝器12的制冷剂在稍微打开的高级侧膨胀阀13处被等焓地减压成中间压力制冷剂(图13中点b13至点c113)。在高级侧膨胀阀13处被减压的中间压力制冷剂从集成阀14的汽相制冷剂出口142a流入汽-液分离空间141b并分离成汽相制冷剂和液相制冷剂(图13中从点c113至点c213，以及从点c113至点c313)。
在汽-液分离空间141b中分离的液相制冷剂流入液相制冷剂通道141d。由于液相制冷剂侧阀构件15关闭液相制冷剂通道141d，因此液相制冷剂在固定节流阀17处被等焓地减压和膨胀成低压制冷剂(图13中从点c313至点c413)并流出液相制冷剂出口141e。
由于液相制冷剂出口141e侧处的在固定节流阀17处被减压的制冷剂压力经由压力引入通道19被引入背压空间142e中，因此汽相制冷剂侧阀构件18打开汽相制冷剂通道142b。因此，在汽-液分离空间141b中分离的汽相制冷剂流出集成阀14的汽相制冷剂出口142a并留入压缩机11的中间压力端口11b(从图13中点c213至点a213)。
流入中间压力端口11b的中间压力汽相制冷剂与从低压侧压缩机构排出的制冷剂混合(图13中的点a113)，并且混合制冷剂被吸入高级侧压缩机构。另一方面，经由固定节流阀17流出集成阀14的液相制冷剂出口141e的制冷剂流入外部热交换器20，并通过与由吹风机21吹送的外部空气交换热量而吸收热量(图13中点c413至点d13)。
由于旁路通道切换阀27处于打开状态，因此流出外部热交换器20的制冷剂经由膨胀阀旁路通道25流入贮存器24并分离成汽相制冷剂和液相制冷剂。被吸入压缩机11的吸入口11a的已分离汽相制冷剂(图13中的点e13)再次被减压。另一方面，已分离液相制冷剂作为多余的对进行所需要的制冷能力的循环来说不必要的制冷剂存储在贮存器24中。
如上所述，在第一加热模式中，从压缩机11排出的制冷剂的热量在内部冷凝器12处散发至被吹入车厢中的吹送空气，并且被加热的吹送空气被吹入车厢。因而，可以进行车厢的加热操作。
进一步，在第一加热模式中，可以构造气体喷射循环(即，节约制冷剂循环)。在气体喷射循环中，在固定节流阀17处被减压的低压制冷剂被从压缩机11的吸入口11a抽吸，并且在高级侧膨胀阀13处被减压的中间压力制冷剂流入中间压力端口11b并与被压缩的制冷剂混合。
因此，温度低的混合制冷剂可以被吸入高级侧压缩机构中。因此，被吸入的制冷剂的压力和排放的制冷剂的压力之间的压力差在高级侧压缩机构和低级侧压缩机构中都降低，从而提高高级侧压缩机构的压缩效率.进一步，可以同时提高高级侧压缩机构的压缩效率和低级侧压缩机构的压缩效率。因而，可以提高整个热泵循环10中的COP。
(b-2)第二加热模式
下文将描述第二加热模式。当第二加热模式运行时，空气调节控制器40控制(i)高级侧膨胀阀13稍微打开，(ii)集成阀14的螺线管16被激励，(iii)冷却膨胀阀22完全关闭，以及(iv)旁路通道切换阀27打开。因而，类似于冷却操作模式，集成阀14处于图5中示出的状态，并且热泵循环10被设置到其中制冷剂如由图3中的实线箭头所示的那样流动的制冷剂流动通道。
在制冷剂流动通道的构造(即，循环构造)中，类似于冷却操作模式，空气调节控制器40(i)读取由传感器组41检测的用于空气调节的检测信号和来自操作面板的操作信号，以及(ii)基于目标空气温度TAO和传感器组的检测信号确定连接至空气调节控制器40的输出侧的各种空气控制装置的操作状态。
在第二加热模式中，确定输入高级侧膨胀阀13的控制信号，使得内部冷凝器12处的制冷剂的压力变为预定目标高压，或者流出内部冷凝器12的制冷剂的过冷度变为预定的目标过冷度。确定输入空气混合门34的伺服马达的控制信号，使得空气混合门34关闭旁路通道35并且通过内部蒸发器23之后的所有体积的吹送空气都通过内部冷凝器12。
因此，在热泵循环10的第二加热模式中，如图14中的莫利尔图所示，从压缩机11的排出口11c排出的高压制冷剂(图14中的点a14)流入内部冷凝器12，并且类似于第一加热模式中的情况，通过交换热量而散发热量至被吹向车厢的空气(图14中点a14至点b14)。因而，被吹向车厢的空气被加热。
类似于冷却操作模式中的情况，流出内部冷凝器12的制冷剂在稍微打开的高级侧膨胀阀13处被等焓地减压和膨胀成低压制冷剂(图14中点b14至点c14)并流入集成阀14的汽-液分离空间141b。流入汽-液分离空间141b的制冷剂通过液相制冷剂出口141e流出，而不流出汽相制冷剂出口142a且未被减压。
流出液相制冷剂出口141e的低压制冷剂流入外部热交换器20并通过交换热量从由吹风机21吹送的外部空气吸收热量(图14中从点c14至点d14)。因为旁路通道切换阀27处于打开状态，因此流出外部热交换器20的制冷剂经由膨胀阀旁路通道25进入贮存器24，并且在贮存器24中分离成汽相制冷剂和液相制冷剂。已分离汽相制冷剂被吸入压缩机11的吸入口11a(图14中的点e14)。
如上所述，在第二加热模式中，从压缩机11排出的制冷剂的热量在内部冷凝器12处散发至被吹向车厢的空气，并且被加热的吹送空气可以吹入车厢中。因而，可以进行车厢的加热操作。
将描述在热负荷相对于第一加热模式来说相对低的状态中，例如，在外部温度高的状态中运行第二加热模式的效果。在第一加热模式中，如上所述，可以构造气体喷射循环，并且可以提高整个热泵循环10中的COP。
也就是说，理论上，只要压缩机11的转速固定，第一加热模式就可以以比第二加热模式的加热能力高的加热能力被执行。换句话说，在第一加热模式中压缩机11进行相同的加热能力所需要的转速(即，制冷剂排放能力)低于第二加热模式中的压缩机11的转速。
然而，在压缩机构中，存在针对压缩效率最大(即，压缩效率达到峰值)时的最大效率的转速。当转速低于针对最大效率的转速时，压缩效率极大地降低。因此，当压缩机11在热负荷相对低的情况中以低于针对最大效率的转速的转速运行时，在第一加热模式中可能相当地降低COP。
根据本实施例，针对最大效率的转速被确定为标准转速。当在第一加热模式中压缩机11的转速低于标准转速时，第一加热模式被切换至第二加热模式。当压缩机11的转速在第二加热模式中超过目标转速和预定转速的总和转速时，第二加热模式被切换至第一加热模式。
因而，第一加热模式和第二加热模式中的一种可以被设置以执行较高的COP。因此，当压缩机11的转速在第一加热模式中低于标准转速时，通过将第一加热模式切换至第二加热模式，可以提高整个热泵循环10中的COP。
(c)除湿和加热操作模式
以下将描述除湿和加热操作模式。当在冷却操作模式中由车厢温度设置开关设置的设定温度高于外部温度时，除湿和加热操作模式运行。
当除湿和加热操作模式运行时，空气调节控制器40控制(i)高级侧膨胀阀13完全打开或稍微打开，(ii)集成阀14的螺线管16被激励，(iii)冷却膨胀阀22完全打开或稍微打开，以及(iv)旁路通道切换阀27关闭。因而，热泵循环10被切换到与冷却操作模式一样的其中制冷剂如由图1中的实线箭头所示的那样流动的制冷剂流动通道。
在制冷剂流动通道的构造(即，循环构造)中，空气调节控制器40(i)读取由传感器组41检测的用于空气调节的检测信号和来自操作面板的操作信号，以及(ii)基于目标空气温度TAO和传感器组的检测信号确定连接至空气调节控制器40的输出侧的各种空气调节控制装置的操作状态。
例如，确定输入空气混合门34的伺服马达的控制信号，使得空气混合门34关闭旁路通道35并且通过内部蒸发器23之后的所有体积的吹送空气都通过内部冷凝器12。进一步，在本实施例的除湿和加热模式中，根据设定温度和外部温度之间的温度差改变高级侧膨胀阀13的开口度和冷却膨胀阀22的开口度。具体地，与目标空气温度TAO的增加相关，运行从第一至第四除湿和加热模式的四级除湿和加热模式。
(c-1)第一除湿和加热模式
在第一除湿和加热模式中，高级侧膨胀阀13完全关闭，并且冷却膨胀阀22稍微打开。在第一除湿和加热模式中，虽然该循环的构造(即，制冷剂流动通道的构造)与冷却操作模式的循环相同，但空气混合门34被调整使得内部冷凝器12的空气通道完全打开。因而，在该循环中循环的制冷剂的状态如图15中的莫利尔图所示的那样改变。
也就是说，如图14所示，从压缩机11的排出口11c排放的高压制冷剂(图15中的点a15)流入内部冷凝器12并通过与被吹向车厢并已在内部蒸发器23处被冷却和除湿的空气交换热量而散发热量(图15中从点a15至点b115)。因而，在内部冷凝器12中加热被吹向车厢的空气。
与冷却操作模式相同，流出内部冷凝器12的制冷剂顺序地经由高级侧膨胀阀13和集成阀14流入外部热交换器20。流入外部热交换器20的高压制冷剂通过与从吹风机21吹送的外部空气交换热量进一步散发热量(图15中从点b115至点b215)。接下来的操作与冷却操作模式相同。
如上所述，在第一除湿和加热模式中，在内部蒸发器23处被冷却和除湿的被吹向车厢的空气可以在内部冷凝器12处被加热并被吹入车厢。因此，可以进行车厢的除湿和加热操作。
(c-2)第二除湿和加热模式
当在第一除湿和加热模式中目标空气温度TAO超过预定的第一标准温度时，针对第一除湿和加热模式切换第二除湿和加热模式。在第二除湿和加热模式中，高级侧膨胀阀13稍微打开，并且冷却膨胀阀22处于其中冷却膨胀阀22的开口度大于冷却膨胀阀22在第一除湿和加热模式中的开口度的节流状态。因此，在第二除湿和加热模式中，在该循环中循环的制冷剂的状态如图16中的莫利尔图所示的那样改变。
也就是说，如图16所示，类似于第一除湿和加热模式，从压缩机11的排出口11c排出的高压制冷剂(图16中的点a16)流入内部冷凝器12，并通过与在内部蒸发器23处被冷却和除湿的被吹向车厢的空气交热热量而散发热量(图16中从点a16至点b116)。因此，被吹向车厢的空气在内部冷凝器12处被加热。
流出内部冷凝器12的制冷剂在稍微打开的高级侧膨胀阀13处被等焓地减压成中间压力制冷剂(图16中点b116至点b216)，所述中间压力制冷剂的温度高于外部温度。类似于冷却操作模式，在高级侧膨胀阀13处被减压的中间压力制冷剂经由集成阀14流入外部热交换器20。
流入外部热交换器20的中间压力制冷剂通过与从吹风机21吹送的外部空气交换热量而散发热量(图16中从点b216至点b316)。接下来的操作与冷却操作模式相同。
如上所述，在第二除湿和加热模式中，类似于第一除湿和加热模式，在内部蒸发器23处被冷却和除湿的被吹向车厢的空气可以在内部冷凝器12处被加热并被吹入车厢。因此，可以进行车厢的除湿和加热操作。
在第二除湿和加热模式中，高级侧膨胀阀13稍微打开，并且流入外部热交换器20的制冷剂的温度可以低于第一除湿和加热模式的温度。因此，外部热交换器20处的制冷剂的温度和外部温度之间的温度差减小，并且在外部热交换器20处制冷剂散发的热量可以减少。
因而，与第一除湿和加热模式相比，内部冷凝器12处的制冷剂压力可以增加而不增加在该循环中循环的制冷剂的流量，并且被从内部冷凝器12吹送的空气的温度可以增加以大于第一除湿和加热模式。
(c-3)第三除湿和加热模式
当在第二除湿和加热模式中目标空气温度TAO超过预定的第二标准温度时，第三除湿和加热模式运行。在第三除湿和加热模式中，高级侧膨胀阀13的开口度小于第二除湿和加热模式的开口度，并且冷却膨胀阀22的开口度大于第二除湿和加热模式的开口度。因此，在第三除湿和加热模式中，在该循环中循环的制冷剂的状态如图17中的莫利尔图所示那样改变。
也就是说，如图17所示，类似于第一和第二除湿和加热模式，从压缩机11的排出口11c排出的高压制冷剂(图17中的点a17)流入内部冷凝器12，并通过与在内部蒸发器23处被冷却和除湿的被吹向车厢的空气交换热量而散发热量(图17中从点a17至点b17)。因此，被吹向车厢的空气在内部冷凝器12处被加热。
流出内部冷凝器12的制冷剂在稍微打开的高级侧膨胀阀13处被等焓地减压成温度低于外部温度的中间压力制冷剂(图17中点b17至点c117)。类似于冷却操作模式，在高级侧膨胀阀13处被减压的中间压力制冷剂经由集成阀14流入外部热交换器20。
流入外部热交换器20的中间压力制冷剂通过交换热量从从吹风机21吹送的外部空气吸收热量(图17中从点c117至点c217)。进一步，流出外部热交换器20的制冷剂在冷却膨胀阀22处被等焓地减压(图17中从点c217至点c317)并流入内部蒸发器23。接下来的操作与冷却操作模式相同。
如上所述，在第三除湿和加热模式中，类似于第一和第二除湿和加热模式，在内部蒸发器23处被冷却和除湿的被吹向车厢的空气可以在内部冷凝器12处被加热并被吹入车厢。因此，可以进行车厢的除湿和加热操作。
在第三除湿和加热模式中，高级侧膨胀阀13的开口度减小，使得外部热交换器20作为蒸发器工作。因此，与第二除湿和加热模式相比，在外部热交换器20处吸收热量的制冷剂的吸热量可以增加。
因而，与第二除湿和加热模式相比，(i)被吸入压缩机11的制冷剂的密度可以增加，(ii)内部冷凝器12处的制冷剂压力可以增加而不增加压缩机11的转速，以及(iii)被从内部冷凝器12吹送的空气的温度可以增加大于第二除湿和加热模式。
(c-4)第四除湿和加热模式
当在第三除湿和加热模式中目标空气温度TAO超过预定的第三标准温度时，第四除湿和加热模式运行。在第四除湿和加热模式中，高级侧膨胀阀13的开口度小于第三除湿和加热模式的开口度，并且冷却膨胀阀22处于全打开状态。因此，在第四除湿和加热模式中，在该循环中循环的制冷剂的状态如图18中的莫利尔图所示的那样改变。
也就是说，如图18所示，类似于第一和第二除湿和加热模式，从压缩机11的排出口11c排出的高压制冷剂(图18中的点a18)流入内部冷凝器12，并通过与在内部蒸发器23处被冷却和除湿的被吹向车厢的空气交换热量而散发热量(图18中从点a18至点b18)。因此，被吹向车厢的空气在内部冷凝器12处被加热。
流出内部冷凝器12的制冷剂在稍微打开的高级侧膨胀阀13处被等焓地减压成温度低于外部空气的低压制冷剂(图18中点b18至点c118)。类似于冷却操作模式，在高级侧膨胀阀13处被减压的低压制冷剂经由集成阀14流入外部热交换器20。
流入外部热交换器20的低压制冷剂通过交换热量从从吹风机21吹送的外部空气吸热量(图18中从点c118至点c218)。进一步，进一步，冷却膨胀阀22处于全打开状态，并且流出外部热交换器20的制冷剂流入内部蒸发器23而未被减压。接下来的操作与冷却操作模式相同。
如上所述，在第四除湿和加热模式中，与第一、第二和第三除湿和加热模式相同，在内部蒸发器23处被冷却和除湿的被吹向车厢的空气可以在内部冷凝器12处被加热并被吹入车厢。因此，可以进行车厢的除湿和加热操作。
在第四除湿和加热模式中，与第三除湿和加热模式相同，外部热交换器20作为蒸发器工作，并且高级侧膨胀阀13的开口度小于第三除湿和加热模式的开口度。因而，外部热交换器20处的制冷剂的蒸发温度可以降低。因此，外部热交换器20处的制冷剂的温度和外部温度之间的温度差大于第三除湿和加热模式的温度差，并且由制冷剂在内部冷凝器12处吸收的吸热量可以增加。
因而，与第三除湿和加热模式相比，(i)被吸入压缩机11的制冷剂的密度可以增加，(ii)内部冷凝器12处的制冷剂压力可以增加而不增加压缩机11的转速，以及(iii)被从内部冷凝器12吹送的空气的温度可以增加大于第三除湿和加热模式。
根据本实施例的车辆空气调节器1，如上所述，热泵循环10的制冷剂流动通道被切换，以便实施各种循环构造来进行车厢的适当的冷却、加热、以及除湿和加热。
进一步，本实施例的能够用于电动车辆的车辆空气调节器1不能采用废热用于加热安装有内燃机(发动机)的车辆中的车厢。因此，本实施例的热泵循环10对于以高COP运行的情况极其有效，与加热操作模式中的加热负荷无关。
根据本实施例，使用集成阀14，并且在集成阀中，对热泵循环10用作气体喷射循环来说必要的必要部件的一部分被整体地构造。因此，构成气体喷射循环的热泵循环的构造可以简单。因而，可以改善热泵循环在目标物体中的可安装性。
而且，由于基于压力差移动的压差调节阀用作汽相制冷剂侧阀构件18，因此不需要用于移动汽相制冷剂侧阀构件18的装置，如电磁机构。因而，通过控制液相制冷剂侧阀构件15的操作，可以容易地移动汽相制冷剂侧阀构件18以打开或关闭汽相制冷剂通道142b。
因此，关于图19中示出的其中制冷剂流动通道被切换的公知可切换型热泵循环，通过(i)将图19中示出的压缩机11’改变成两级压缩类型压缩机，(ii)在由虚线围绕的部分处布置本实施例的集成阀14，以及(iii)将集成阀14的汽相制冷剂出口142a与中间压力端口11b彼此连接，可以容易地构造至少作为气体喷射循环工作的热泵循环。
更具体地，当液相制冷剂侧阀构件15打开液相制冷剂通道141d时，循环构造被设置成使得内部冷凝器12和外部热交换器20中的至少一个作为制冷剂在该处散发热量的散热器工作，并且内部蒸发器23作为制冷剂在该处蒸发的蒸发器工作。
另一方面，当液相制冷剂侧阀构件15关闭液相制冷剂通道141d时，热泵循环可以被容易地切换成气体喷射循环，在该气体喷射循环中内部冷凝器12作为制冷剂在该处散发热量的散热器工作，内部蒸发器23作为制冷剂在该处蒸发的蒸发器工作。
图19的热泵循环10是公知热泵循环的一个示例，其中(i)当旁路通道切换阀27处于关闭状态时，内部冷凝器12和外部热交换器20作为散热器工作，并且内部蒸发器23作为蒸发器工作，或者(ii)当旁路通道切换阀27处于打开状态时，内部冷凝器12作为散热器工作，外部热交换器20作为蒸发器工作。
在图19中，给对应于或等同于在本实施例中描述的部件的部分分配相同的附图标记。这一条件也类似于其它附图。进一步，在图19中，为了图示清楚，省略了空气调节控制器40以及电连接空气调节控制器40和各种部件的电力配线、信号配线等的图示。
根据本实施例的集成阀14，由于压力引入通道19设置在本体140中，因此不需要用于将液相制冷剂出口141e侧处的制冷剂压力传递至汽相制冷剂侧阀构件18的制冷剂通道。因而，可以进一步简化热泵循环的构造。
根据本实施例的集成阀14，汽-液分离空间141b构成离心式汽-液分离部。因而，与其中采用诸如重力、表面张力等治疗的效应发挥汽-液分离性能的构造相比，集成阀14发挥高的汽-液分离性能。在该情况中，可以节省用于汽-液分离空间141b的空间，并且可以减小集成阀的整体尺寸。可替换地，根据所需要的汽-液分离性能，可以通过采用诸如重力、表面张力等之类的效应在集成阀14中进行汽-液分离。
而且，液相制冷剂通道141d和固定节流阀17设置在已分离汽相制冷剂出口孔142d下方，且汽相制冷剂通道142b定位在已分离汽相制冷剂出口孔142d上方。因此，通过采用重力在汽-液分离空间141b中分离的液相制冷剂被可靠地引导至液相制冷剂通道141d侧和固定节流阀17侧，并且已分离汽相制冷剂被可靠地引导至汽相制冷剂通道142b侧。
在本实施例的集成阀14中，由于从已分离液相制冷剂出口孔141c流入液相制冷剂通道141d的制冷剂的流动方向以近似直角改变，因此促进了混合汽相制冷剂和液相制冷剂的混合性能，并且滑移比可以减小。因而，可以稳定固定节流阀17的减压特性。也就是说，在第一加热模式中，可以稳定地进行热泵循环10的操作。
此外，根据本实施例的集成阀14，制冷剂引入孔141g是椭圆形孔。椭圆形孔沿汽-液分离空间141b的轴向方向延伸，并在远离已分离汽相制冷剂出口管142c在纵向方向上的一端且靠近已分离汽相制冷剂出口管142c在纵向方向上的另一端的位置处开口。
因而，制冷剂在汽-液分离空间141b的径向向内方向上的扩散受到限制，同时确保汽-液分离空间141b中的制冷剂的进入区，并且制冷剂可以沿着汽-液分离空间141b的径向外壁面流动。因此，离心力有效地作用于流入汽-液分离空间141b中的制冷剂，并且可以提高集成阀14的汽-液分离效率。因此，可以节省用于汽-液分离空间141b的空间，并且可以小型化整个集成阀。因而，可以小型化整个热泵循环10，并且可以改善热泵循环在目标物体中的可安装性。
(第二实施例)
在第一实施例的汽相制冷剂侧阀构件18中，主体部18a的外径稍微短于汽相制冷剂通道142b的内径以彼此松散地装配。然而，当在主体部18a和汽相制冷剂通道142b之间提供空隙时，汽相制冷剂通道142b侧的制冷剂压力可能泄漏至背压空间142e侧。
制冷剂压力的泄漏可能引起汽相制冷剂侧阀构件18的故障和液相制冷剂出口141e侧处的制冷剂通道的增加，并且固定节流阀17上游的制冷剂的干度可能改变。然而，诸如O形环或活塞环之类的密封部可以被设置到主体部18a的外周边侧，该密封部可以在汽相制冷剂侧阀构件18移动时增加滑动摩擦力。
根据本实施例，如图20A和20B所示，当汽相制冷剂侧阀构件18打开汽相制冷剂通道142b时，止动件18c在汽相制冷剂侧阀构件18在轴向方向上的另一侧处与汽相制冷剂侧阀构件18的主体部18a的外周边部接触。由树脂制成并具有环形形状的密封部18e设置在止动件18c的抵接至汽相制冷剂侧阀构件18的位置处。
图20A是图示汽相制冷剂侧阀构件18关闭汽相制冷剂通道142b的状态的放大剖视图，图20B是图示汽相制冷剂侧阀构件18打开汽相制冷剂通道142b的状态的放大剖视图。车辆空气调节器1的其它结构和操作与第一实施例相同。因此，第二实施例的集成阀14和热泵循环10可以具有与一实施例相同的效果。
进一步，由于使用了上述止动件18c，因此在汽相制冷剂侧阀构件18打开汽相制冷剂通道142d时，可以限制制冷剂从汽相制冷剂侧阀构件18和止动件18c接触的抵接部处泄漏。也就是说，可以限制制冷剂从汽相制冷剂通道142b侧泄漏至液相制冷剂出口141e侧，并且汽相制冷剂侧阀构件18可以保持汽相制冷剂通道142b打开。
当汽相制冷剂侧阀构件18关闭汽相制冷剂通道142b时，汽相制冷剂通道142b侧的制冷剂压力和液相制冷剂出口141e侧(即，背压空间142e中)的制冷剂压力变为大致相同。因而，制冷剂不会从汽相制冷剂通道142b侧泄漏至液相制冷剂出口141e侧。
而且，类似于第一实施例，主体部18a的外径可以被设置成稍微短于汽相制冷剂通道142b的内径以彼此松散地接触。在该情况中，在汽相制冷剂侧阀构件18在汽相制冷剂通道142b中移动时引起的滑动摩擦力不增加。
(第三实施例)
如图21A和21B所示，本实施例是这样一种示例，其中相对于其中调节构件由止动件18c构成并且密封部18e位于止动件18c侧的第二实施例，调节构件由通过减小汽相制冷剂通道142b的内径形成为锥形形状的抵接部142g构成，并且其中密封部18e位于汽相制冷剂侧阀构件18侧。图21A和21B分别对应于图20A和20B。
具体地，汽相制冷剂侧阀构件18在汽相制冷剂侧阀构件18在轴向方向上的另一侧处具有尖端部，该尖端部形成配合抵接部142g的形状的形状。由具有环形形状的O形环制成的密封部18e设置到尖端部的外周边侧。其它结构和操作与第一实施相同。因而，第三实施例的集成阀14和热泵循环10可以具有与一实施例相同的效果。
进一步，通过采用抵接部142g和汽相制冷剂侧阀构件18，在汽相制冷剂侧阀构件18打开汽相制冷剂通道142b时，可以限制制冷剂从汽相制冷剂通道142b侧泄漏至液相制冷剂出口141e侧。因而，本实施例可以具有与一实施例相同的效果。
(第四实施例)
根据本实施例，相对于第一实施例的集成阀14，遮挡构件28进一步被设置到集成阀14，如图22和23的剖视图所示。遮挡构件28限制在本体140的汽-液分离空间141b中分离的液相制冷剂分散。图22对应于根据第一实施例的图4并且是电力未供给至螺线管16时集成阀14的剖视图。图23是图22的汽-液分离空间141b的放大剖视图。
遮挡构件28设置在已分离汽相制冷剂出口孔142d和已分离液相制冷剂出口孔141c之间。遮挡构件28包括平板部28a和支腿部28b，平板部28a具有在垂直于汽-液分离空间141b的轴向方向的方向延伸的盘形形状，支腿部28b在汽-液分离空间141b的下方将平板部28a连接至汽-液分离空间141b的壁面。其它结构和操作与第一实施例相同。因而，第四实施例可以具有与一实施例相同的效果。
而且，由于本实施例的集成阀14具有遮挡构件28，因此在汽-液分离空间141b中分离的液相制冷剂经由在盘形平板部28a和支腿部28b之间提供的空隙流入已分离液相制冷剂出口孔141c。因而，限制在已分离液相制冷剂出口孔141c处向上涡旋的液相制冷剂分散和流入已分离汽相制冷剂出口孔142d中。
结果，限制液相制冷剂被从中间压力端口11b吸入压缩机11中，具体地，限制液相制冷剂被从中间压力端口11b吸入高级侧压缩机构中，并且限制压缩机11引起液体压缩。本实施例的集成阀14可以具有在第二和第三实施例中描述的汽相制冷剂侧阀构件18和调节构件。
在本实施例中，通过考虑集成阀14中的汽-液分离效率和集成阀14内由于进一步采用遮挡构件28引起的压力损失ΔP，遮挡构件28(即，平板部28a)的外径Ds被设置在满足下文示出的公式F5和F6。
Dp≤Ds≤(Dx+Dr)/2…F5
π×(Dr/2)2-π×(Dx/2)2＝π×(Do/2)2…F6
Dp是已分离汽相制冷剂出口管142c的直径(即，外径)，Dr是汽-液分离空间141b的直径，Do是已分离液相制冷剂出口孔141c的直径。当沿轴向方向观看时，在设置在汽-液分离空间141b和遮挡构件28之间的环形部的面积(对应于公式F6的左手侧)等于已分离液相制冷剂出口孔141c沿径向方向的横截面面积(对应于公式F6的右手侧)的状态中，Dx是遮挡构件28的外径(即，等效直径)。当简化公式F6时，公式F6变为Dx＝(Dr2-Do2)1/2。
将参照图24描述这一点。图24示出根据图23中示出的集成阀14，集成阀14中的压力损失ΔP和汽-液分离空间141b中的汽-液分离效率(％)的基于遮挡构件28的外径Ds的变化的变化。压力损失ΔP是其中集成阀14的液相制冷剂侧阀构件15打开液相制冷剂通道141d并且集成阀14的汽相制冷剂侧阀构件18关闭汽相制冷剂通道142b的操作模式中的测量值。汽-液分离效率是其中液相制冷剂侧阀构件15关闭液相制冷剂通道141d且汽相制冷剂侧阀构件18打开汽相制冷剂通道142b的操作模式的测量值。
如图24所示，当遮挡构件28的外径Ds减小时，汽-液分离效率趋向于减小。而且，一旦遮挡构件28的外径Ds变为小于已分离汽相制冷剂出口管142c的直径Dp，汽-液分离效率急剧降低。反过来，当遮挡构件28的外径Ds大于已分离汽相制冷剂出口管142c的直径Dp时，汽-液分离效率被可靠地维持为高。
因此，根据本实施例，通过考虑集成阀14内的汽-液分离效率，集成阀构件29的外径Ds的下限被设置为已分离汽相制冷剂出口管142c的直径Dp(Dp≤Ds)。
当遮挡构件28的外径Ds过大时，遮挡构件28在液相制冷剂侧阀构件15打开液相制冷剂通道141d且汽相制冷剂侧阀构件18关闭汽相制冷剂通道142b的操作模式(冷却操作模式等)中自身可能变为遮挡构件28的外周边侧和汽-液分离空间141b之间的通道阻力。因而，当制冷剂通过遮挡构件28的外周边侧和汽-液分离空间141b时，可能引起增加压力损失的冲突。
具体地，如图24所示，压力损失ΔP在遮挡构件28的外径Ds大于外径Dx时明显地增加。集成阀14内的压力损失ΔP的这种增加可能引起***性能的降低。
因此，通过本公开内容的发明人的考虑，遮挡构件28的外径Ds的上限被设置为汽-液分离空间141b的外径Dx和直径Dr之间的中间值(＝(Dx+Dr)/2)。
在限制集成阀14内的压力损失ΔP的观点上，遮挡构件28的外径Ds的上限优选地被设置为Dx。在该情况中，设置在汽-液分离空间141b和遮挡构件28之间的环形部的面积变得大于已分离液相制冷剂出口孔141c在径向方向上的截面积。因此，可以有效地限制集成阀14内由于进一步设置遮挡构件28引起的压力损失ΔP的增加。
如上所述，根据本实施例的集成阀14，通过考虑由于遮挡构件28的添加引起的集成阀14的汽-液分离效率和集成阀14内的压力损失ΔP设置遮挡构件28的外径Ds。因而，可以限制由遮挡构件28引起的压力损失，并且可以提高集成阀14内的汽-液分离效率。
在本实施例中，描述了其中遮挡构件28的平板部28a仅由盘形构件制成的示例。然而，优选地，遮挡构件28在已分离汽相制冷剂出口孔142d侧的外周边部(即，平板部28a)的直径从已分离液相制冷剂出口孔141c侧至汽相制冷剂出口孔142d侧连续地减小。例如，如图25的剖视图所示，遮挡构件28(即，平板部28a)的外周边部可以形成锥形形状。可替换地，如图26的剖视图所示，遮挡构件28(即，平板部28a)的外周边部可以形成圆形形状。
根据这种示例，由于在制冷剂在遮挡构件28(即，平板部28a)附近流动时，制冷剂从已分离汽相制冷剂出口孔142d侧平滑地流动至已分离液相制冷剂出口孔141c，因此可以减小由遮挡构件28引起的压力损失ΔP。
已描述了遮挡构件28的结构的示例，其中遮挡构件28由(i)具有盘形形状的平板部28a和(ii)在汽-液分离空间141b中的下方将平板部28a连接至汽-液分离空间141b的壁面的支腿部28b构成。然而，遮挡构件28的结构不限于该示例。
例如，如图27所示，已分离液相制冷剂出口孔141c可以设置在汽-液分离空间141b在径向方向的中心的外侧。进一步，遮挡构件28可以由平板部28a和单个支腿部28b构成。单个支腿部29b在下本体141的径向中心位置处固定至下本体141的在轴向方向上位于汽-液分离空间141b下面的壁面。通过由单个支腿部29b连接平板部28a，可以更容易地组装遮挡构件28。
进一步，在本实施例中，遮挡构件28由盘形的平板部28a和在汽-液分离空间141b中的下面处将平板部28a连接至汽-液分离空间141b的壁面的支腿部28b构成。然而，遮挡构件28的结构不限于本实施例的结构。
例如，如图28所示，遮挡构件28可以由具有盘形形状的平板部28a和将平板部28a连接至已分离汽相制冷剂出口管142c在纵向方向上的一个端部(即，下端部)的支腿部28b构成。
根据这种结构，遮挡构件28仅固定至已分离汽相制冷剂出口管142c在纵向方向上的所述一个端部。因而，相对于遮挡构件28固定在汽-液分离空间141b的后面(如，在轴向方向上在底表面处)的情况，可以更容易组装遮挡构件28。
(第五实施例)
在上述实施例中，描述了液相制冷剂和汽相制冷剂流过的制冷剂通道设置在由金属块制成的下本体141和上本体142中的示例。然而，根据该示例，通过固定节流阀17之后的制冷剂的温度和通过固定节流阀17之前的制冷剂的温度之间的温度差较大(如，温度差约30℃)。在该情况中存在的担心是，通过固定节流阀17之前的液相制冷剂由通过固定节流阀17之后的低温制冷剂(即，汽-液混合制冷剂)经由下本体141和上本体142被冷却。也就是说，当下本体141和上本体142由通常具有高的导热率的金属材料制成时，通过固定节流阀17之前的制冷剂与通过固定节流阀17之后的制冷剂经由下本体141和上本体142彼此间接交换热量，并且固定节流阀17的减压特性可能改变。固定节流阀17的减压特性例如是通过固定节流阀17之前的制冷剂和通过固定节流阀17之后的制冷剂的流动特性。固定节流阀17的减压特性的这种改变是不利的，因为热泵循环10的循环平衡受到影响。
根据本实施例，本体140的提供(i)从液相制冷剂通道141d处的固定节流阀17延伸至液相制冷剂出口141e的制冷剂通道和(ii)固定节流阀17的部分由具有比其它部分高的热阻(即，高的导热率)的材料制成。
根据本实施例，将参照图29中剖视图描述集成阀14的具体示例。如图29所示，在本实施例的集成阀14中，制冷剂入口141a设置在上本体142的侧壁的外表面处，汽-液分离空间141b设置在上本体142内。制冷剂入口141a的形状、汽-液分离空间141b的容量等与第一实施例相同。
在下本体141中，构造沿垂直于汽-液分离空间141b的轴向方向的方向(即，本实施例中的水平方向)延伸的两个有底孔部。这两个有底孔部被设置成彼此垂直并在下本体141的底侧处彼此连通。
这两个有底孔部中的一个有底孔部经由沿所述一个有底孔部的径向方向设置的连通孔部与汽-液分离空间141b连通，并在在该有底孔部的底部侧处具有管状部143。另一个有底孔部具有在下本体141的外壁面处开口的开口，并且开口部提供液相制冷剂出口141e。
管状部143由具有有底的圆筒形形状的构件制成，并被设置成使得管状部143的轴向方向垂直于汽-液分离空间141b的轴向方向。管状部143设置在所述一个有底孔部中。本实施例的管状部143由具有比金属构件高的热阻(即，导热率)的树脂构件制成。
液相制冷剂通道141d设置在管状部143的内周边侧处，并且液相制冷剂通道141d经由所述另一个有底孔部与液相制冷剂出口141e连通。在管状部143在制冷剂的流动方向上的上游侧的开口部处，构造突出部，该突出部形成环形形状并在垂直于汽-液分离空间141b的轴向方向的方向上突出。
在管状部143的上端面上，阀座部141f被构造成使得在液相制冷剂侧阀构件15关闭液相制冷剂通道141d时，阀座部141f与液相制冷剂侧阀构件15的密封部15b接触。阀座部141f形成环形形状以安装至密封部15b。
在管状部143的外周边侧，设置固定节流阀17。当液相制冷剂侧阀构件15关闭液相制冷剂通道141d时，在汽-液分离空间141b中分离并在固定节流阀17处被减压的制冷剂通过固定节流阀17流动至液相制冷剂出口141e侧。也就是说，在本实施例的集成阀14中，(i)集成阀14的提供从设置在液相制冷剂通道141d处的固定节流阀17延伸至液相制冷剂出口141e的制冷剂通道的部分，和(ii)集成阀14的构成固定节流阀17的部分都设置在由具有比其它部分高的热阻的材料制成的管状部143中。
在下本体141的所述另一个有底孔部中，(i)液相制冷剂侧阀构件15打开或关闭设置在管状部143中的液相制冷剂通道141d，(ii)设置由施加负载至液相制冷剂侧阀构件15以打开液相制冷剂通道141d的盘簧构成的弹簧(即，弹性构件)15a等。
液相制冷剂侧阀构件15经由轴15c连接至螺线管16的可动部并在电力施加至螺线管16时移动。弹簧15a施加负载至液相制冷剂侧阀构件15，使得由树脂制成并设置在液相制冷剂侧阀构件15的尖端部处的密封部15b远离设置在管状部143处的阀座部141f。
根据本实施例，当空气调节控制器40供给电力至螺线管16时，基于施加至螺线管16的可动部的电磁力，负载在关闭液相制冷剂通道141d的方向上施加至液相制冷剂侧阀构件15。因而，当由电磁力引起的负载超过由弹簧15a引起的负载时，液相制冷剂侧阀构件15移动并关闭液相制冷剂通道141d。
也就是说，本实施例的螺线管16、液相制冷剂侧阀构件15、管状部143的阀座部141f等构成常开型电磁阀。螺线管16进一步用作关闭下本体141的所述一个有底孔部的开口部的关闭构件。
根据本实施例，在第一实施例中描述的第一加热操作模式中，集成阀14的操作被控制，使得(i)螺线管16被激励，(ii)液相制冷剂侧阀构件15关闭液相制冷剂通道141d，以及(iii)汽相制冷剂侧阀构件18打开汽相制冷剂通道142b。在第一实施例中描述的冷却操作模式、除湿和加热操作模式和第二加热操作模式中，集成阀14的操作被控制，使得(i)螺线管16被去激励，(ii)液相制冷剂侧阀构件15打开液相制冷剂通道141d，以及(iii)汽相制冷剂侧阀构件18关闭汽相制冷剂通道142b。
其它结构和操作与第一实施例相同，并且根据本实施例的集成阀14，本实施例可以具有与在第一实施例中描述的效果相同的效果。而且，本实施例可以具有下文将被描述的其它效果。
在本实施例的集成阀14中，(i)集成阀14的提供从设置在液相制冷剂通道141d处的固定节流阀17延伸至液相制冷剂出口141e的制冷剂通道的部分，和(ii)集成阀14的构成固定节流阀17的部分都设置在由具有比其它部分高的热阻的材料制成的管状部143中。
根据这种结构，在通过固定节流阀17之前的制冷剂与通过固定节流阀17之后的制冷剂之间引起的经由本体140和固定节流阀17的间接热传递受到限制。因而，有效地限制固定节流阀17的减压特性的改变。结果，可以限制在制冷剂的流动方向上设置在集成阀14的下游的热交换器的热传递量的降低。进一步，由于经由汽相制冷剂通道142b流出的汽相制冷剂由在固定节流阀17处被减压的液相制冷剂引起的温度降低受到限制，因此可以限制作为气体喷射循环运行的热泵循环10的加热能力的减小。
虽然在本实施例中，(i)集成阀14的提供从设置在液相制冷剂通道141d处的固定节流阀17延伸至液相制冷剂出口141e的制冷剂通道的部分，和(ii)集成阀14的构成固定节流阀17的部分优选地都由具有比其它部分高的热阻的材料制成，但应当说明的是，这仅仅是示例。例如，(i)集成阀14的提供从设置在液相制冷剂通道141d处的固定节流阀17延伸至液相制冷剂出口141e的制冷剂通道的部分，和(ii)集成阀14的构成固定节流阀17的部分可以分别由不同的材料制成，使得这两部分中的一个由具有比制成另一部分的材料高的热阻的材料制成。
(第六实施例)
在第六实施例中，将描述其中集成阀14的结构相对于第五实施例改变的示例。在本实施例中，将省略或简化关于相对于第一至第五实施例相同或等同的内容的描述。
根据本实施例，流出固定节流阀17的制冷剂可以直接流入管道连接构件144，管道连接构件144将连接至外部热交换器20的制冷剂入口侧的制冷剂管道与集成阀14的液相制冷剂出口141e彼此连接。
将参照图30的剖视图描述本实施例的集成阀14的具体示例。如图30所示，本实施例的集成阀14具有下本体141，在下本体141中设置有在垂直于汽-液分离空间141b的轴向方向的方向上延伸的第一有底孔部和在汽-液分离空间141b的轴向方向上延伸的第二有底孔部。第一有底孔部和第二有底孔部在底侧处彼此连通并用作液相制冷剂通道141d。
第一有底孔部经由在第一有底孔部的径向方向上设置的连通孔部与汽-液分离空间141b连通。在第一有底孔部中，设置打开或关闭液相制冷剂通道141d的液相制冷剂侧阀构件15、弹簧(即，弹性构件)15a等。固定节流阀17设置在第一有底孔部的下侧。当液相制冷剂侧阀构件15关闭液相制冷剂通道141d时，固定节流阀17减压在汽-液分离空间141b中分离的液相制冷剂，并且被减压的液相制冷剂流动至液相制冷剂出口141e侧。本实施例的固定节流阀17由在垂直于汽-液分离空间141b的轴向方向的方向上延伸的连通孔部构成。在本实施例中，未使用第五实施例的管状部143，并且液相制冷剂通道141d和固定节流阀17设置在下本体141中。
第二有底孔部与管道连接构件144连接，管道连接构件144将连接至外部热交换器20的制冷剂入口侧的制冷剂管道与集成阀14的液相制冷剂出口141e连接。
管道连接构件144由形成在汽-液分离空间141b的轴向方向上延伸的圆筒形形状的金属材料形成。管道连接构件144经由由树脂制成的密封构件(如，O形环)144a紧固至位于本体140的最下部处的液相制冷剂出口141e。
管道连接构件144的外径减小，使得管道连接构件144的在密封部144a上面的部分不与下本体141接触。也就是说，空隙设置在管道连接构件144的直径减小部分144b和下本体141之间以限制间接热传递。
在直径减小部分144b的与固定节流阀17相对的部分处，设置连通孔部144c，使得流出固定节流阀17的制冷剂直接流入管道连接构件144。
其它结构和操作与第一实施例相同，并且根据本实施例的集成阀14，本实施例可以具有与在第一实施例中描述的效果相同的效果以及下文将被描述的其它效果。
本实施例的集成阀14具有下述结构：流出固定节流阀17的制冷剂经由连通孔部144c直接流入管道连接构件144，连通孔部144c设置在管道连接构件144的直径减小部分144b处，被构造成不与下本体141接触。
根据这种结构，通过固定节流阀17之后的制冷剂和通过固定节流阀的制冷剂之前的制冷剂经由本体140和固定节流阀17的间接热传递受到限制。因而，有效地限制固定节流阀17的减压特性的改变。结果，可以限制在制冷剂的流动方向上设置在集成阀14的下游的热交换器的热传递量的降低。进一步，由于经由汽相制冷剂通道142b流出的汽相制冷剂由在固定节流阀17处被减压的液相制冷剂引起的温度降低受到限制，因此可以限制作为气体喷射循环运行的热泵循环10的加热能力的减小。
(第七实施例)
在第七实施例中，将描述其中集成阀14的结构相对于第六实施例改变的示例。在本实施例中，将省略或简化关于相对于第一至第六实施例相同或等同的内容的描述。
根据本实施例，流出固定节流阀17的制冷剂的流动方向与流过从液相制冷剂通道141d处的固定节流阀17延伸至液相制冷剂出口141e的制冷剂通道的制冷剂的流动方向相同。因而，流出固定节流阀17的制冷剂直接流入管道连接构件144。
将参照图31的剖视图描述本实施例的集成阀14的具体示例。如图31所示，本实施例的集成阀14具有下本体141，在下本体141中设置有在垂直于汽-液分离空间141b的轴向方向的方向上延伸的通孔。该通孔经由在该通孔的径向方向设置的连通孔部与汽-液分离空间141b连通并用作液相制冷剂通道141d。在该通孔中，设置(i)打开或关闭液相制冷剂通道141d的液相制冷剂侧阀构件15，和(ii)弹簧(即，弹性构件)15等。在通孔的轴向中心部分处，设置固定节流阀17，使得在液相制冷剂侧阀构件15关闭液相制冷剂通道141d时，(i)在汽-液分离空间141b中分离的液相制冷剂在固定节流阀17处被减压，(ii)被减压的液相制冷剂流动至液相制冷剂出口141e侧。
管道连接构件144连接至通孔的一个端侧。本实施例的管道连接构件144由形成为在垂直于汽-液分离空间141b的轴向方向的方向上延伸的圆筒形形状的金属材料制成。管道连接构件144设置成使得管道连接构件144的轴向中心部分与固定节流阀17的轴向方向同轴。管道连接构件144的内径增大，使得管道连接构件144的轴向中心部分的位置与固定节流阀17的孔部分和液相制冷剂通道141d都重叠。
其它结构和操作与第一实施例相同，并且根据本实施例的集成阀14，本实施可以具有与第一实施例的效果相同的效果并具有下文将被描述的其它效果。
在本实施例的集成阀14中，流出固定节流阀17的制冷剂的流动方向与流过从液相制冷剂通道141d处的固定节流阀17延伸至液相制冷剂出口141e的制冷剂通道的制冷剂的流动方向相同。
因而，流出固定节流阀17的制冷剂通过连通孔部144c直接流入管道连接构件144，连通孔部144c设置在管道连接构件144的直径减小部分144b处，并被构造成不与下本体141接触。结果，通过固定节流阀17之后的制冷剂和通过固定节流阀17之前的制冷剂之间的经由本体140和固定节流阀17的间接热传递受到限制。因而，有效地限制固定节流阀17的减压特性的改变。结果，可以限制在制冷剂的流动方向上设置在集成阀14的下游的热交换器的热传递量的降低。进一步，由于经由汽相制冷剂通道142b流出的汽相制冷剂由于在固定节流阀17处被减压的液相制冷剂引起的温度降低受到限制，因此可以限制作为气体喷射循环运行的热泵循环10的加热能力的减小。
(第八实施例)
在第八实施例中，将描述其中集成阀14的结构相对于第五实施例改变的示例。在本实施例中，将省略或简化关于相对于第一至第七实施例相同或等同的内容的描述。
在本实施例的集成阀14的本体140中，(i)提供从汽-液分离空间141b延伸至固定节流阀17的制冷剂通道的部分的横截面面积，以及(ii)提供从固定节流阀17延伸至液相制冷剂出口141e的制冷剂通道的部分的横截面面积小于制冷剂通道的其它部分的面积，以具有比其它部分高的热阻。
将参照图32的剖视图描述本实施例的集成阀14的具体示例。如图32所示，在本实施例的集成阀14中，通过在上本体142的侧壁的外周边上径向向内设置凹痕，凹部142h设置在上本体142的侧壁的外周边上。上本体142的具有凹部142h的侧壁的外侧对应于上本体142的提供汽-液分离空间141b的部分。通过设置凹部142h，提供从汽-液分离空间141b延伸至固定节流阀17的制冷剂通道的部分的厚度(即，横截面积)小于上本体142的其它部分的横截面积。也就是说，通过设置在上本体142的侧壁的外周边上的凹部142h，提供从汽-液分离空间141b延伸至固定节流阀17的制冷剂通道的部分处的热阻高于上本体142的其它部分。
进一步，在本实施例的下本体141中，设置在垂直于汽-液分离空间141b的轴向方向的方向上延伸的第一有底孔部和在汽-液分离空间141b的轴向方向上延伸的第二有底孔部。第一有底孔部和第二有底孔部被设置成在底侧处彼此连通并用作液相制冷剂通道141d。
第一有底孔部经由在第一有底孔部的径向方向上设置的连通孔部与汽-液分离空间141b连通。在第一有底孔部中，设置有打开或关闭液相制冷剂通道141d的液相制冷剂侧阀构件15、弹簧(即，弹性构件)15a、其中设置液相制冷剂通道141d和固定节流阀17的管状部143等。
在第二有底孔部中，具有圆筒形形状的***构件145设置在第二有底孔部的底侧处，并且管道连接构件144将连接至外部热交换器20的制冷剂入口侧的制冷剂管道与第二有底孔部的开口侧连接。
***构件145的内侧设有制冷剂流过的液相制冷剂通道141d的一部分，并由具有高的热阻的树脂构件制成，以限制下本体141与通过下本体141和固定节流阀17之后的制冷剂之间的热传递。
管道连接构件144由形成圆筒形形状并在汽-液分离空间141b的轴向方向上延伸的金属构件制成。管道连接构件144经由由树脂制成的密封构件(如O形环)紧固至位于本体140的最下端处的液相制冷剂出口141e。
本实施例的管道连接构件144被紧固成经由由具有高的热阻的树脂制成的衬垫抵接至液相制冷剂出口141e的周边，以限制通过固定节流阀17之后的制冷剂和下本体141之间的热传递。
本实施例的下本体141在对应于设置管状部143的部分的底部处具有凹部141i，并且凹部141i是通过在轴向方向上向内地设置凹痕被提供的。进一步，下本体141在对应于设置其中提供液相制冷剂通道141d的***构件145和管道连接构件144的部分处的外周边具有凹部141j，并且凹部141j是通过在轴向方向上向内设置凹痕被提供的。
通过设置凹部141i和凹部141j，提供从固定节流阀17延伸至液相制冷剂出口141e的制冷剂通道的部分的厚度(即，横截面积)小于其它部分的厚度。也就是说，通过在上本体142的外周边处设置凹部141i和凹部141j，提供从固定节流阀17延伸至液相制冷剂出口141e的制冷剂通道的部分的热阻高于其它部分的热阻。
其它结构和操作与第一实施例相同，并且根据本实施例的集成阀14，本实施例可以具有与在第一实施例中描述的效果相同的效果并具有下文将被描述的其它效果。
在本实施例的集成阀14中，(i)液相制冷剂通道141d的提供从固定节流阀17延伸至液相制冷剂出口141e的制冷剂通道的部分，和(ii)液相制冷剂通道141d的提供固定节流阀17的部分都设置在由树脂制成的具有比其它部分高的热阻的管状部143和***构件145中。
而且，通过在本体140处设置凹部141i、凹部141j和凹部142h，(i)提供从汽-液分离空间141b延伸至固定节流阀17的制冷剂通道的部分的横截面面积，和(ii)提供从固定节流阀17延伸至液相制冷剂出口141e的制冷剂通道的部分的横截面面积小于制冷剂通道的其它部分，以具有比其它部分高的热阻。
因此，通过固定节流阀17之后的制冷剂和通过固定节流阀17之前的制冷剂之间的经由本体140和固定节流阀17的间接热传递受到限制。因而，有效地限制固定节流阀17的减压特性的改变。结果，可以限制在制冷剂的流动方向上设置在集成阀14的下游的热交换器的热传递量的降低。进一步，由于经由汽相制冷剂通道142b流出的汽相制冷剂由于在固定节流阀17处被减压的液相制冷剂引起的温度降低受到限制，因此可以限制作为气体喷射循环运行的热泵循环10的加热能力的减小。
凹部141i、凹部141j和凹部142h优选地设置在下本体141的外周边和上本体142的外周边二者处，如本实施例一样。然而，凹部141i、凹部141j和凹部142h可以设置在下本体141的外周边和上本体142的外周边中的一个处。
(其它修改)
本公开内容不限于上述实施例，在不偏离本公开内容的范围的情况下可以按如下所述的那样进行改变。
(1)根据上述实施例，描述了本公开内容的热泵循环10用在电动车辆的车辆空气调节器1中的示例。然而，热泵循环10对于用在诸如混合动力车辆之类的车辆中是有效的，该混合动力车辆从发动机(即，内燃机)和电动马达获得用于车辆驱动的驱动力，其中发送机的废热不足以用作用于加热的热源。
而且，热泵循环10例如可以用在固定空气调节器、其中的空气保持在低温处的容器、液体加热装置等中。当热泵循环10用在液体加热装置中时，液体制冷剂热交换器可以用作使用侧热交换器，并且流量调节部可以是液泵或流量调节阀，该流量调节阀调节流入液体制冷剂热交换器中的液体的流量。
虽然在上述实施例中制冷剂回路被切换使得热泵循环10执行各种操作模式，但是，例如，在使用第一至第四实施例的集成阀14且螺线管未被激励时，可以容易地构造仅作为气体喷射循环起作用的热泵循环。
(2)虽然根据上述实施例，液相制冷剂侧阀构件15和汽相制冷剂侧阀构件18可以由金属制成，但液相制冷剂侧阀构件15和汽相制冷剂侧阀构件18可以由树脂制成。具体地，通过制造构成压差调节阀的汽相制冷剂侧阀构件18，汽相制冷剂侧阀构件18的重量可以较轻，并且可以限制操作故障。进一步，止动件18c、遮挡构件28、管状部143等可以由金属或树脂制成。
(3)虽然在上述实施例中，本体140具有大致圆筒形外部，但本体140的外部形状不限于该示例，并且可以是矩形柱形形状。进一步，通过采用适于将被安装的物体中的安装空间的外部形状，可以极大地改善整个热泵循环在该物体中的可安装性。
(4)虽然本体140的汽-液分离空间141b被设置成使得汽-液分离空间141b的轴向方向平行于垂直方向，但汽-液分离空间141b的轴向方向没有必要与垂直方向重合。例如，在安装在车辆等中的热泵循环10中，在整个车辆在驾驶期间倾斜时汽-液分离空间141b的轴向方向可以不与垂直方向重合。
在该情况中，基于从车辆等的整体倾角假设的集成阀14的安装状态的假设结果，(i)液相制冷剂通道141d和固定节流阀17设置在已分离汽相制冷剂出口孔142d下方，并且(ii)汽相制冷剂通道142b设置在已分离汽相制冷剂出口孔142d上方。
(5)在第一至第四实施例中，描述了其中常开型电磁阀由螺线管16、液相制冷剂侧阀构件15、液相制冷剂通道141d的阀座141f等构成的示例。然而，可以构造其中在螺线管16被去激励时液相制冷剂侧阀构件15打开液相制冷剂通道141d的常开型电磁阀。
在第五至第八实施例中，描述了其中常开型电磁阀由螺线管16、液相制冷剂侧阀构件15等构成的示例。然而，可以构造其中在螺线管16被激励时液相制冷剂侧阀构件15关闭液相制冷剂通道141d的常闭型电磁阀。
进一步，电磁阀可以是导阀型电磁阀，其中，(i)小的阀构件(即，导阀)由通过通常较小的电力操作的螺线管致动器移动，以及(ii)主阀(如，上述实施例中的液相制冷剂侧阀构件15)通过由小的阀构件的运动引起的压力差操作。
(6)在第五至第八实施例中，描述了遮挡构件28设置在汽-液分离空间141b中的示例。然而，遮挡构件28可以不需要并且可以被省略。
(7)在上述实施例和修改中，至少描述集成阀14提到的附图示出了集成阀14的具体示例，应当注意，集成阀14的结构不限于所述具体示例。在这些附图中示出的集成阀14的各种结构可以组合，只要该组合不存在坏处。

Claims (21)

1.一种用于热泵循环(10)的集成阀，该热泵循环(10)具有压缩和排出制冷剂的压缩机(11)，该集成阀包括：
本体(140)，所述本体设置有：
(i)制冷剂入口(141a)，从压缩机(11)排出的制冷剂流动至该制冷剂入口，
(ii)汽-液分离空间(141b)，将从制冷剂入口(141a)流入的制冷剂分离成汽相制冷剂和液相制冷剂，
(iii)汽相制冷剂出口(142a)，在汽-液分离空间(141b)中分离的汽相制冷剂流过该汽相制冷剂出口，和
(iv)液相制冷剂出口(141e)，在汽-液分离空间(141b)中分离的液相制冷剂流过该液相制冷剂出口；
液相制冷剂侧阀构件(15)，打开或关闭从汽-液分离空间(141b)延伸至液相制冷剂出口(141e)的液相制冷剂通道(141d)；
固定节流阀(17)，在液相制冷剂侧阀构件(15)关闭液相制冷剂通道(141d)时，固定节流阀减压液相制冷剂并将减压后的液相制冷剂传送至液相制冷剂出口(141e)侧；和
汽相制冷剂侧阀构件(18)，打开或关闭从汽-液分离空间(141b)延伸至汽相制冷剂出口(142a)的汽相制冷剂通道(142b)，其中
液相制冷剂侧阀构件(15)、固定节流阀(17)和汽相制冷剂侧阀构件(18)被容纳在本体(140)中，并且
汽相制冷剂侧阀构件(18)由压差调节阀构成，该压差调节阀能够基于液相制冷剂出口(141e)侧处的制冷剂压力和汽相制冷剂通道(142b)侧处的制冷剂压力之间的压力差移动。
2.根据权利要求1所述的集成阀，其中
汽相制冷剂侧阀构件(18)由所述压差调节阀构成，在所述压差调节阀中，当液相制冷剂出口(141e)侧处的制冷剂压力低于汽相制冷剂通道(142b)侧处的制冷剂压力时，汽相制冷剂通道(142b)打开。
3.根据权利要求1或2所述的集成阀，其中
本体(140)中具有压力引入通道(19)，液相制冷剂出口(141e)侧处的制冷剂的压力通过压力引入通道施加至汽相制冷剂侧阀构件(18)。
4.根据权利要求1-3中任一项所述的集成阀，还包括
电磁机构(16)，该电磁机构由于施加到该电磁机构的电力而操作液相制冷剂侧阀构件(15)的移动。
5.根据权利要求1-4中任一项所述的集成阀，其中
液相制冷剂通道(141d)和固定节流阀(17)设置在已分离汽相制冷剂出口孔(142d)的下方，汽相制冷剂通过已分离汽相制冷剂出口孔从汽-液分离空间(141b)流动至汽相制冷剂通道(142b)侧。
6.根据权利要求1-5中任一项所述的集成阀，其中
汽相制冷剂通道(142b)设置在已分离汽相制冷剂出口孔(142d)的上方，汽相制冷剂通过已分离汽相制冷剂出口孔从汽-液分离空间(141b)流动至汽相制冷剂通道(142b)侧。
7.根据权利要求1-6中任一项所述的集成阀，还包括：
调节构件(18c)，在汽相制冷剂侧阀构件(18)打开汽相制冷剂通道(142b)时，该调节构件通过抵接至汽相制冷剂侧阀构件(18)来限制汽相制冷剂侧阀构件(18)的运动；和
密封构件(18e)，该密封构件限制制冷剂通过汽相制冷剂侧阀构件(18)和调节构件(18c)彼此抵接处的接触部泄漏，该密封构件(18e)设置在汽相制冷剂侧阀构件(18)或调节构件(18c)的至少一侧。
8.根据权利要求1-7中任一项所述的集成阀，其中
本体(140)设置有已分离液相制冷剂出口孔(141c)，液相制冷剂通过已分离液相制冷剂出口孔从汽-液分离空间(141b)流动至液相制冷剂通道侧(141d)，并且
流出已分离液相制冷剂出口孔(141c)的液相制冷剂的流动方向不同于在液相制冷剂通道(141d)中流动的制冷剂的流动方向。
9.根据权利要求1-8中任一项所述的集成阀，其中
汽-液分离空间(141b)形成圆筒形形状，并且
汽-液分离空间(141b)被构造成通过利用汽-液分离空间(141b)中的离心力将汽相制冷剂和液相制冷剂彼此分离。
10.根据权利要求9所述的集成阀，其中
汽-液分离空间(141b)设置有已分离汽相制冷剂出口管(142c)，已分离汽相制冷剂出口管与汽-液分离空间(141b)同轴地布置并在其中设置有汽相制冷剂通道(142b)，并且
已分离汽相制冷剂出口管(142c)设置有已分离汽相制冷剂出口孔(142d)，汽相制冷剂通过已分离汽相制冷剂出口孔从汽-液分离空间(141b)流动至汽相制冷剂通道(142b)侧，并且已分离汽相制冷剂出口孔设置在已分离汽相制冷剂出口管(142c)在纵向方向上的一个端部处。
11.根据权利要求10所述的集成阀，还包括
遮挡构件(28)，该遮挡构件形成盘形形状并限制在汽-液分离空间中分离的液相制冷剂(141b)向着已分离汽相制冷剂出口孔(142d)侧分散，其中
遮挡构件(28)设置在已分离汽相制冷剂出口孔(142d)和已分离液相制冷剂出口孔(141c)之间，液相制冷剂通过已分离液相制冷剂出口孔从汽-液分离空间(141b)流动至液相制冷剂通道(141d)侧。
12.根据权利要求11所述的集成阀，其中
遮挡构件(28)的直径Ds、已分离汽相制冷剂出口管(142c)的直径Dp、汽-液分离空间(141b)的直径Dr、以及已分离液相制冷剂出口孔(141c)的直径Do被确定以满足下述公式：Dp≤Ds≤(Dx+Dr)/2和Dx＝(Dr2-Do2)1/2。
13.根据权利要求11或12所述的集成阀，其中
遮挡构件(28)在已分离汽相制冷剂出口孔侧(142d)的外周边的直径从已分离液相制冷剂出口孔侧(141c)至已分离汽相制冷剂出口孔侧(142d)连续地减小。
14.根据权利要求10-13中任一项所述的集成阀，其中
汽-液分离空间(141b)经由设置在汽-液分离空间(141b)的径向外壁面上的制冷剂引入孔(141g)与将制冷剂从制冷剂入口(141a)引入汽-液分离空间(141b)的制冷剂引入通道(141h)连通，并且
制冷剂引入孔(141g)是在汽-液分离空间(141b)的轴向方向上延伸的椭圆形孔，并在与已分离汽相制冷剂出口管(142c)在纵向方向上的另一端部相比更远离已分离汽相制冷剂出口管(142c)的所述一个端部的位置开口。
15.根据权利要求14所述的集成阀，其中
(i)从制冷剂引入孔(141g)的在已分离汽相制冷剂出口管(142c)在纵向方向上的所述一个端部侧的端部至已分离汽相制冷剂出口管(142c)的所述一个端部的距离Lv，以及(ii)制冷剂引入孔(141g)在汽-液分离空间(141b)的轴向方向上延伸的垂直尺寸Dv被确定以满足公式：Lv≥(1/2)×Dv。
16.根据权利要求1-15中任一项所述的集成阀，其中
至少本体(140)的提供从液相制冷剂通道(141d)处的固定节流阀(17)延伸至液相制冷剂出口(141e)的制冷剂通道的部分或本体(140)的提供固定节流阀(17)的部分由具有比其它部分高的热阻的材料制成。
17.根据权利要求1-16中任一项所述的集成阀，其中
流出固定节流阀(17)的制冷剂的流动方向与流过从液相制冷剂通道(141d)处的固定节流阀(17)延伸至液相制冷剂出口(141e)的制冷剂通道的制冷剂的流动方向相同。
18.根据权利要求1-17中任一项所述的集成阀，其中
至少(i)本体(140)的提供从汽-液分离空间(141b)延伸至固定节流阀(17)的制冷剂通道的部分，以及(ii)本体(140)的提供从固定节流阀(17)延伸至液相制冷剂出口(141e)的制冷剂通道的部分具有小于本体(140)的其它部分的横截面面积，从而具有较高的热阻。
19.一种热泵循环，包括：
压缩机(11)，该压缩机(i)从吸入口(11a)抽吸低压制冷剂，(ii)压缩低压制冷剂，以及(iii)通过排出口(11c)排出高压制冷剂，该压缩机(11)具有中间压力端口(11b)，在热泵循环中流动的中间压力制冷剂流过中间压力端口以与被压缩的制冷剂混合；
使用侧热交换器(12)，从排出口(11c)排出的高压制冷剂在使用侧热交换器中与热交换流体交换热量以加热热交换流体；
高级侧减压器(13)，将流出使用侧热交换器(12)的高压制冷剂减压成中间压力制冷剂；
集成阀(14)，被构造成将至少在高级侧减压器(13)处被减压的中间压力制冷剂分离成汽相制冷剂和液相制冷剂；和
蒸发器(20)，该蒸发器使流出集成阀(14)的低压制冷剂蒸发，蒸发的低压制冷剂通过蒸发器(20)流向吸入口(11a)侧，其中
集成阀(14)包括本体(140)，该本体设置有：
(i)制冷剂入口(141a)，在高级侧减压器(13)处被减压的中间压力制冷剂流过该制冷剂入口，
(ii)汽-液分离空间(141b)，将从制冷剂入口(141a)流入的制冷剂分离成汽相制冷剂和液相制冷剂，
(iii)汽相制冷剂出口(142a)，在汽-液分离空间(141b)中分离的汽相制冷剂通过该汽相制冷剂出口流向中间压力端口(11b)侧，和
(iv)液相制冷剂出口(141e)，在汽-液分离空间中分离的液相制冷剂(141b)通过该液相制冷剂出口流向蒸发器(20)侧；
本体(140)在其中具有：
(i)液相制冷剂侧阀构件(15)，打开或关闭从汽-液分离空间(141b)延伸至液相制冷剂出口(141e)的液相制冷剂通道(141d)，
(ii)固定节流阀(17)，在液相制冷剂侧阀构件(15)关闭液相制冷剂通道(141d)时减压液相制冷剂并将减压后的液相制冷剂传送至液相制冷剂出口(141e)侧，
(iii)汽相制冷剂侧阀构件(18)，打开或关闭从汽-液分离空间(141b)延伸至汽相制冷剂出口(142a)的汽相制冷剂通道(142b)，并且
汽相制冷剂侧阀构件(18)由压差调节阀构成，当在液相制冷剂出口(141e)侧处的制冷剂压力和在汽相制冷剂通道(142b)侧处的制冷剂压力之间出现压力差时该压差调节阀能够移动以打开汽相制冷剂通道(142b)。
20.一种热泵循环，包括：
压缩机(11)，该压缩机(i)从吸入口(11a)抽吸低压制冷剂，(ii)压缩低压制冷剂，以及(iii)通过排出口(11c)排出高压制冷剂，该压缩机(11)具有中间压力端口(11b)，在热泵循环中流动的中间压力制冷剂流过中间压力端口以与被压缩的制冷剂混合；
第一使用侧热交换器(12)，从排出口(11c)排出的高压制冷剂在第一使用侧热交换器中与热交换流体交换热量；
第二使用侧热交换器(23)，制冷剂在第二使用侧热交换器中与热交换流体交换热量并通过第二使用侧热交换器流动至压缩机的吸入口(11a)侧；
外部热交换器(20)，制冷剂在外部热交换器中与外部空气交换热量；
第一减压器(13)，减压流出第一使用侧热交换器(12)的制冷剂；
第二减压器(22)，减压流入第二使用侧热交换器(23)的制冷剂；和
集成阀(14)，被构造成至少将流出第一减压器(13)的制冷剂分离成汽相制冷剂和液相制冷剂，分离的液相制冷剂通过该集成阀流出，其中
集成阀(14)包括本体(140)，该本体设置有：
(i)制冷剂入口(141a)，流出第一减压器(13)的制冷剂通过该制冷剂入口流入集成阀(14)，
(ii)汽-液分离空间(141b)，将从制冷剂入口(141a)流入的制冷剂分离成汽相制冷剂和液相制冷剂，
(iii)汽相制冷剂出口(142a)，在汽-液分离空间(141b)中分离的汽相制冷剂通过该汽相制冷剂出口流向中间压力端口(11b)侧，和
(iv)液相制冷剂出口(141e)，在汽-液分离空间中分离的液相制冷剂(141b)通过该液相制冷剂出口流向外部热交换器(20)侧；
本体(140)在其中具有：
(i)液相制冷剂侧阀构件(15)，打开或关闭从汽-液分离空间(141b)延伸至液相制冷剂出口(141e)的液相制冷剂通道(141d)，
(ii)固定节流阀(17)，在液相制冷剂侧阀构件(15)关闭液相制冷剂通道(141d)时减压液相制冷剂并将减压后的液相制冷剂传送至液相制冷剂出口(141e)侧，和
(iii)汽相制冷剂侧阀构件(18)，打开或关闭从汽-液分离空间(141b)延伸至汽相制冷剂出口(142a)的汽相制冷剂通道(142b)，并且
汽相制冷剂侧阀构件(18)由压差调节阀构成，在该压差调节阀中，当在液相制冷剂出口(141e)侧处的制冷剂压力和在汽相制冷剂通道侧(141b)处的制冷剂压力之间出现压力差时，液相制冷剂通道(141d)打开，
当液相制冷剂侧阀构件(15)打开液相制冷剂通道(141d)时，制冷剂循环被设置成使得制冷剂流出液相制冷剂出口(141e)而不流出汽相制冷剂出口(142a)，并且顺序地流过外部热交换器(20)、第二减压器(22)和第二使用侧热交换器(23)，并且
当液相制冷剂侧阀构件(15)关闭液相制冷剂通道(141d)时，制冷剂循环被设置成使得(i)流出液相制冷剂出口(141e)的制冷剂通过外部热交换器(20)流动至吸入口(11a)侧，并且(ii)流出汽相制冷剂出口(142a)的制冷剂流动至中间压力端口(11b)侧。
21.根据权利要求20所述的热泵循环，还包括：
旁路通道(25)，通过该旁路通道，在集成阀(14)中分离的液相制冷剂在绕过第二减压器(22)和第二使用侧热交换器(23)的同时流动至吸入口(11a)侧；和
打开或关闭旁路通道(25)的旁路通道切换阀(27)。
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