CN104884285A - 车辆用空调装置 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种能通过气体注入得到足够的制热能力的车辆用空调装置。该车辆用空调装置包括：压缩制冷剂的压缩机(2)、使提供到车厢内的空气流通的空气流通路(3)、设置于空气流通路使制冷剂散热的散热器(4)、设置于空气流通路使制冷剂吸热的吸热器(9)、设置于车厢外使制冷剂散热或吸热的室外热交换器(7)、以及控制器。利用控制器执行以下制热模式，即：在散热器(4)中使从压缩机(2)喷出的制冷剂进行散热，在对散热后的该制冷剂进行减压之后，利用室外热交换器(7)进行吸热。还具备注入回路(40)，对从散热器(4)出来的制冷剂的一部分进行分流，使其返回压缩机(2)的压缩中途，该注入回路(40)具有膨胀阀(30)以及喷出侧热交换器(35)，该喷出侧热交换器(35)使经由该膨胀阀(30)进行了减压的制冷剂与从压缩机(2)喷出且在流入散热器(4)之前的制冷剂进行热交换。

Description

车辆用空调装置
技术领域
本发明涉及对车辆的车厢内进行空气调节的热泵型空调装置，尤其涉及可适用于混合动力汽车、电动汽车的空调装置。
背景技术
由于近年来环境问题突显，因此混合动力汽车、电动汽车已广泛普及。于是，作为可适用于上述车辆的空调装置，研发了以下空调装置，该空调装置包括：压缩并喷出制冷剂的压缩机，设置于车厢内侧使制冷剂散热的散热器(冷凝器)，设置于车厢内侧使制冷剂吸热的吸热器(蒸发器)，设置于车厢外侧使制冷剂散热或吸热的室外热交换器，该空调装置切换并执行下述各模式，即：制热模式，该制热模式下，在散热器中使从压缩机喷出的制冷剂散热，并在室外热交换器中使在该散热器中进行了散热的制冷剂吸热；除湿模式，该除湿模式下，在散热器中使从压缩机喷出的制冷剂散热，并在吸热器中使在散热器中进行了散热的制冷剂吸热；以及制冷模式，该制冷模式下，在室外热交换器中使从压缩机喷出的制冷剂散热，并在吸热器中使其吸热(例如，参照专利文献1)。
并且，在专利文献1中设有注入回路，对从散热器流出的制冷剂进行分流，在对该经过分流的制冷剂进行减压之后，使其与从该散热器流出的制冷剂进行热交换，并返回压缩机的压缩中途，由此，使得压缩机的喷出制冷剂增加，从而提高散热器的制热能力。
此外，还研发了执行下述各运转模式的空调装置，即：制热运转，该制热运转是指在散热器中使从压缩机喷出的制冷剂散热，并在室外热交换器中使在该散热器中进行了散热的制冷剂吸热；除湿制热运转，该除湿制热运转是指在散热器中使从压缩机喷出的制冷剂散热，并仅在吸热器中、或者在该吸热器和室外热交换器中使在散热器中进行了散热的制冷剂吸热；制冷运转，该制冷运转是指在室外热交换器中使从压缩机喷出的制冷剂散热，并在吸热器中使其吸热；以及除湿制冷运转，该除湿制冷运转是指在散热器和室外热交换器中使从压缩机喷出的制冷剂散热，并在吸热器中使其吸热(例如，参照专利文献2)。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本专利第3985384号公报
专利文献2：日本专利特开2012－176660号公报
发明内容
发明所要解决的技术问题
然而，由于从散热器流出的制冷剂的温度较低，因此，与经过分流和减压的制冷剂的热交换量也较少。因此，为了将气体注入压缩机的压缩中途而增加在注入回路中流动的制冷剂的量，但对制冷剂的量的增加是有限的，从而存在无法充分地增加压缩机的喷出制冷剂，无法得到所需要的制热能力的问题。
此外，由于在制热运转时，室外热交换器从外界气体吸热，因此，在该室外热交换器发生结霜。若室外热交换器中结霜成长，则从外界气体吸热的吸热能力显著下降，因此，执行去除室外热交换器的结霜的除霜运转。然而，在该除霜运转中吹出到车厢内的空气温度下降，有损舒适性，并且功耗也增加，因此希望将除霜控制在最低限度。
本发明是为了解决上述现有的技术问题而完成的，其目的在于提供一种通过气体注入可得到足够的制热能力的车辆用空调装置。
本发明的又一目的在于提供一种车辆用空调装置，使用对压缩机进行气体注入的注入回路来抑制在室外热交换器的结霜。
解决技术问题所采用的技术方案
本发明第1方面的车辆用空调装置包括：压缩制冷剂的压缩机；使提供给车厢内的空气流通的空气流通路；设置于该空气流通路，且使制冷剂散热的散热器；设置于空气流通路，且使制冷剂吸热的吸热器；设置于车厢外，且使制冷剂散热或吸热的室外热交换器；以及控制单元，至少利用该控制单元执行下述制热模式，即：使从压缩机喷出的制冷剂在散热器中散热，在对经过散热后的该制冷剂进行减压之后，在室外热交换器中使其吸热，该车辆用空调装置的特征在于，包括注入回路，对从散热器出来的制冷剂的一部分进行分流，并使其返回压缩机的压缩中途，该注入回路具有减压单元和喷出侧热交换器，该喷出侧热交换器使经由该减压单元进行了减压的制冷剂与从压缩机喷出且在流入散热器之前的制冷剂进行热交换。
本发明第2方面的车辆用空调装置包括：压缩制冷剂的压缩机；使提供给车厢内的空气流通的空气流通路；设置于该空气流通路，且使制冷剂散热的散热器；设置于空气流通路，且使制冷剂吸热的吸热器；设置于车厢外，且使制冷剂散热或吸热的室外热交换器；以及控制单元，至少利用该控制单元执行下述制热模式，即：使从压缩机喷出的制冷剂在散热器中散热，在对经过散热后的该制冷剂进行减压之后，在室外热交换器中使其吸热，该车辆用空调装置的特征在于，包括：注入回路，该注入回路对从散热器出来的制冷剂的一部分进行分流，并使其返回压缩机的压缩中途；以及水循环回路，该水循环回路利用循环单元使经由加热单元进行了加热的水进行循环，注入回路具有减压单元和水－制冷剂热交换器，该水－制冷剂热交换器对经由该减压单元进行了减压的制冷剂与在水循环回路内流动的水进行热交换。
本发明第3方面的车辆用空调装置的特征在于，上述发明中的水循环回路具有设置于室外热交换器的空气流入侧、或者设置于空气流通路的水－空气热交换器。
本发明第4方面的车辆用空调装置的特征在于，上述各发明中的注入回路还具有散热器出口侧热交换器，该散热器出口侧热交换器使经由所述减压单元，或者经由另外设置的又一个减压单元进行了减压后的制冷剂与从散热器出来的制冷剂进行热交换。
本发明第5方面的车辆用空调装置的特征在于，上述发明中的注入回路还具有流路控制单元，该流路控制单元对制冷剂向该注入回路内的各热交换器的流动进行控制，控制单元利用流路控制单元使经由减压单元进行了减压后的制冷剂始终在散热器出口侧热交换器中进行蒸发，并且，在散热器的散热不足的情况下，使其在喷出侧热交换器、或者水－制冷剂热交换器中进行蒸发，并利用减压单元使注入回路内的制冷剂流量增加。
本发明第6方面的车辆用空调装置的特征在于，上述各发明中的控制单元对所要求的散热器的制热能力即要求制热能力Qtgt与散热器产生的制热能力Qhp进行比较，在该制热能力Qhp达不到要求制热能力Qtgt的情况下，利用减压单元使制冷剂流入注入回路。
本发明第7方面的车辆用空调装置的特征在于，上述发明中的控制单元基于分别表示流入散热器的空气的温度、从该散热器流出的空气的温度、以及通过该散热器的风量的指标中的任一个或者它们的组合，以及表示流入散热器的空气的比热和该空气的密度的指标，来计算要求制热能力Qtgt，并且，基于分别表示外界气体温度、制冷剂流量、空气流通路内的风量、车速、吸热器的温度、压缩机的转速、散热器出口的制冷剂压力、散热器出口的制冷剂温度、散热器入口的制冷剂压力、以及散热器入口的制冷剂温度的指标中的任一个、或者它们的组合，来计算制热能力Qhp。
本发明第8方面的车辆用空调装置的特征在于，本发明第1方面至第5方面中的控制单元基于根据表示外界气体温度、空气流通路内的风量、目标散热器温度与实际的散热器温度之差、压缩机的喷出制冷剂温度、以及压缩机的喷出制冷剂压力的指标中的任一个，或者它们的组合判断得到的环境条件，在制热模式下该环境条件变差的情况下，利用减压单元使制冷剂流入注入回路。
本发明第9方面的车辆用空调装置的特征在于，本发明第6方面至第8方面中的控制单元基于所要求的散热器的制热能力即要求制热能力Qtgt与散热器产生的制热能力Qhp之差、目标散热器温度与散热器温度之差、目标散热器压力与散热器压力之差、向车厢内吹出的目标吹出温度中的任一个，或者它们的组合，利用减压单元控制从注入回路返回至压缩机的制冷剂量。
本发明第10方面的车辆用空调装置的特征在于，本发明第6方面至第9方面中，还包括水循环回路，该水循环回路利用循环单元使经由加热单元进行了加热的水进行循环。该水循环回路具有设置于空气流通路的水－空气热交换器，控制单元在即使使制冷剂流入注入回路，散热器的制热能力仍然不足的情况下，使经由加热单元进行了加热后的水在水－空气热交换器中进行循环。
本发明第11方面的车辆用空调装置包括：压缩制冷剂的压缩机；使提供给车厢内的空气流通的空气流通路；设置于该空气流通路，且使制冷剂散热的散热器；设置于空气流通路，且使制冷剂吸热的吸热器；设置于车厢外，且使制冷剂散热或吸热的室外热交换器；以及控制单元，至少利用该控制单元执行下述制热模式，即：使从压缩机喷出的制冷剂在散热器中散热，在对经过散热后的该制冷剂进行减压之后，在室外热交换器中使其吸热，该车辆用空调装置的特征在于，包括注入回路，对从散热器出来的制冷剂的一部分进行分流，并使其返回压缩机的压缩中途，控制单元具有对于室外热交换器的结霜状态进行推定的结霜状态推定单元，基于该结霜状态推定单元的推定，在预测到对所述室外热交换器的结霜的情况下，使注入回路动作，使制冷剂返回至压缩机的压缩中途。
本发明第12方面的车辆用空调装置的特征在于，上述发明中的结霜状态推定单元基于分别表示外界气体温度、外界气体湿度、室外热交换器的制冷剂蒸发压力、以及室外热交换器的制冷剂蒸发温度的指标中的任一个，或者它们的组合，来推定对于室外热交换器的结霜状态。
本发明第13方面的车辆用空调装置的特征在于，本发明第11方面或第12方面的控制单元对所要求的散热器的制热能力即要求制热能力Qtgt与该散热器产生的制热能力Qhp进行比较，由此来控制注入回路的注入量。
本发明第14方面的车辆用空调装置的特征在于，在上述发明中，还包括水循环回路，该水循环回路利用循环单元使经由加热单元进行了加热后的水进行循环，该水循环回路具有设置于空气流通路的水－空气热交换器，在散热器的制热能力Qhp不足的情况下，使水循环回路动作。
本发明第15方面的车辆用空调装置的特征在于，本发明第11方面至第14方面的控制单元基于结霜状态推定单元的推定，在使注入回路动作之前的阶段，执行对于室外热交换器的结霜进行抑制的运转。
发明效果
根据本发明第1方面或第2方面，由于包括：压缩制冷剂的压缩机；使提供给车厢内的空气流通的空气流通路；设置于该空气流通路，且使制冷剂散热的散热器；设置于空气流通路，且使制冷剂吸热的吸热器；设置于车厢外，且使制冷剂散热或吸热的室外热交换器；以及控制单元，至少利用该控制单元执行下述制热模式，即：使从压缩机喷出的制冷剂在散热器中散热，在对经过散热的该制冷剂进行减压之后，在室外热交换器中使其吸热，该车辆用空调装置的特征在于，设置注入回路，对从散热器出来的制冷剂的一部分进行分流，并使其返回压缩机的压缩中途，该注入回路中设置有减压单元、以及喷出侧热交换器或者水－制冷剂热交换器，其中，该喷出侧热交换器使利用该减压单元进行了减压的制冷剂与从压缩机喷出且在流入散热器之前的制冷剂进行热交换，该水－制冷剂热交换器使利用减压单元进行了减压的制冷剂与水循环回路内流动的加热后的水进行热交换，因此，能够使因注入回路而返回至压缩机的压缩中途的制冷剂与温度比从散热器出来的制冷剂要高的压缩机的喷出制冷剂进行热交换，或者与水循环回路内的水进行热交换，从而进行蒸发。
由此，能够充分地确保注入压缩机的气体注入量，使压缩机的喷出制冷剂量增大，从而提高制热能力。
该情况下，若在如本发明第3方面所述的水循环回路中设有设置于室外热交换器的空气流入侧、或空气流通路的水－空气热交换器，则能够利用水循环回路内流动的加热后的水来抑制对室外热交换器的结霜、以及进行车厢内制热的补充。
若在如本发明的第4方面所述的注入回路中进一步设置散热器出口侧热交换器，使经由所述减压单元、或另外设置的又一个减压单元进行了减压的制冷剂与从散热器出来的制冷剂进行热交换，则即使与从散热器出来的制冷剂进行热交换，也能够使返回至压缩机的压缩中途的制冷剂进行蒸发。
该情况下，在如本发明第5方面所述的注入回路中进一步设置对制冷剂向该注入回路内的各热交换器的流动进行控制的流路控制单元，控制单元利用流路控制单元使经由减压单元进行了减压的制冷剂始终在散热器出口侧热交换器中进行蒸发，并且，在散热器的散热不足的情况下，使其在喷出侧热交换器、或者水－制冷剂热交换器中进行蒸发，并利用减压单元使注入回路内的制冷剂流量增加，由此能够仅在制热能力不足的情况下，利用压缩机的喷出制冷剂、或者水循环回路内经过加热后的水。
由此，能够消除为了进行气体注入而导致的流入散热器的制冷剂热函发生不必要的下降这样的问题，从而能够使制热能力提高，并实现运转效率的改善。
若如本发明第6方面所述的控制单元对所要求的散热器的制热能力即要求制热能力Qtgt与散热器产生的制热能力Qhp进行比较，在该制热能力Qhp达不到要求制热能力Qtgt的情况下，利用减压单元使制冷剂流入注入回路，则能够适当地控制对压缩机的气体注入，抑制流过注入回路的制冷剂因压缩机的喷出制冷剂而蒸发时的效率的下降，从而能够高效地实现基于气体注入的制热能力的改善。
该情况下，如本发明第7方面所述的控制单元基于分别表示流入散热器的空气的温度、从该散热器流出的空气的温度、以及通过该散热器的风量的指标中的任一个或者它们的组合，以及表示流入散热器的空气的比热和该空气的密度的指标，来计算要求制热能力Qtgt，并且，基于分别表示外界气体温度、制冷剂流量、空气流通路内的风量、车速、吸热器的温度、压缩机的转速、散热器出口的制冷剂压力、散热器出口的制冷剂温度、散热器入口的制冷剂压力、以及散热器入口的制冷剂温度的指标中的任一个、或者它们的组合，来计算制热能力Qhp，由此，能够更为准确地控制对压缩机的气体注入。
如本发明第8方面所述的控制单元基于根据表示外界气体温度、空气流通路内的风量、目标散热器温度与实际的散热器温度之差、压缩机的喷出制冷剂温度、以及压缩机的喷出制冷剂压力的指标中的任一个，或者它们的组合判断得到的环境条件，在制热模式下该环境条件变差的情况下，利用减压单元使制冷剂流入注入回路，由此也能够准确地控制对压缩机的气体注入。
并且，如本发明第9方面所述的控制单元基于所要求的散热器的制热能力即要求制热能力Qtgt与散热器产生的制热能力Qhp之差、目标散热器温度与散热器温度之差、目标散热器压力与散热器压力之差、向车厢内吹出的目标吹出温度中的任一个，或者它们的组合，利用减压单元控制从注入回路返回至压缩机的制冷剂量，由此也能够准确地调整通过气体注入而返回至压缩机的制冷剂的量。
此外，若如本发明第10方面所述设置利用循环单元使经由加热单元进行了加热的水进行循环的水循环回路，该水循环回路具有设置于空气流通路的水－空气热交换器，并且，控制单元在即使使制冷剂流入注入回路，散热器的制热能力仍然不足的情况下，使经由加热单元进行了加热的水在水－空气热交换器中进行循环，则即使在利用注入回路进行了气体注入，制热能力仍然不足的情况下，能够利用水循环回路来对此进行补充，从而能够实现舒适的车厢内制热。
根据本发明的第11方面，由于包括：压缩制冷剂的压缩机；使提供给车厢内的空气流通的空气流通路；设置于该空气流通路，且使制冷剂散热的散热器；设置于空气流通路，且使制冷剂吸热的吸热器；设置于车厢外，且使制冷剂散热或吸热的室外热交换器；以及控制单元，至少利用该控制单元执行下述制热模式，即：使从压缩机喷出的制冷剂在散热器中散热，在对经过散热的该制冷剂进行减压之后，在室外热交换器中使其吸热，该车辆用空调装置的特征在于，包括注入回路，对从散热器出来的制冷剂的一部分进行分流，并使其返回压缩机的压缩中途，控制单元具有对于室外热交换器的结霜状态进行推定的结霜状态推定单元，基于该结霜状态推定单元的推定，在预测到对所述室外热交换器的结霜的情况下，使注入回路动作，使制冷剂返回至压缩机的压缩中途，从而能够对室外热交换器上的结霜进行抑制。因此，能够避免因除霜而引起的车厢内空气调节变差，从而实现了散热器的制热能力的提高。
该情况下，若如本发明第12方面所述的结霜状态推定单元基于分别表示外界气体温度、外界气体湿度、室外热交换器的制冷剂蒸发压力、以及室外热交换器的制冷剂蒸发温度的指标中的任一个，或者它们的组合，来推定对于室外热交换器的结霜状态，则能够准确地对室外热交换器的结霜状态进行推定。
若如本发明第13方面所述的控制单元对所要求的散热器的制热能力即要求制热能力Qtgt与该散热器产生的制热能力Qhp进行比较，由此来控制注入回路的注入量，则能够更为准确地控制对压缩机进行气体注入的制冷剂量。
此外，若如本发明第14方面所述设置利用循环单元使经由加热单元进行了加热的水进行循环的水循环回路，该水循环回路具有设置于空气流通路的水－空气热交换器，在散热器的制热能力Qhp不足的情况下，使水循环回路动作，则在即使进行了气体注入，制热能力仍然不足的情况下，能够利用水循环回路的水－空气热交换器使加热后的水散热，对制热进行补充。
并且，若如本发明第15方面所述的控制单元基于结霜状态推定单元的推定，在使注入回路动作之前的阶段，执行对于室外热交换器的结霜进行抑制的运转，则能够尽可能地避免进行除霜，从而能够有效地避免车厢内空气条件环境变差。
附图说明
图1是应用本发明的一个实施方式的车辆用空调装置的结构图。
图2是图1的车辆用空调装置的控制器的电路框图。
图3是图1的车辆用空调装置的p-h线图。
图4是图2的控制器的控制框图。
图5是说明图2的控制器所进行的目标吹出温度的确定的图。
图6是说明图2的控制器所进行的使用目标吹出温度的目标注入制冷剂过热度的确定的图。
图7是说明图2的控制器所进行的使用要求制热能力与制热能力(发生制热能力)之差的目标注入制冷剂过热度的确定的图。
图8是说明图2的控制器所进行的使用目标散热器温度与散热器温度之差的目标注入制冷剂过热度的确定的图。
图9是说明图2的控制器所进行的使用目标散热器压力与散热器压力之差的目标注入制冷剂过热度的确定的图。
图10是表示图2的控制器所进行的可否执行注入判断的一个示例的流程图。
图11是表示图10的可否执行注入判断的实际示例的图。
图12是表示图1的车辆用空调装置起动后各部分的状态的时序图。
图13是表示图2的控制器所进行的可否执行注入判断的其他示例的图。
图14是本发明的其他实施例的车辆用空调装置的结构图。
图15是本发明的又一个其他实施例的车辆用空调装置的结构图。
图16是本发明的再一个其他实施例的车辆用空调装置的结构图。
图17是图16的车辆用空调装置的p-h线图。
图18是图16的车辆用空调装置的又一个p-h线图。
图19是本发明的再一个其他实施例的车辆用空调装置的结构图。
图20是本发明的再一个其他实施例的车辆用空调装置的结构图。
图21是本发明的再一个其他实施例的车辆用空调装置的结构图。
图22是说明图2的控制器所进行的图20及图21的车辆用空调装置的气体注入控制的图。
图23是说明图2的控制器所进行的室外热交换器的结霜状态推定动作的时序图。
图24是说明图2的控制器所进行的从室外热交换器的结霜状态的推定到除霜模式的动作的时序图。
具体实施方式
下面，基于附图，详细说明本发明的实施方式。
图1示出本发明的一个实施例的车辆用空调装置1的结构图。该情况下，应用本发明的实施例的车辆是不具有发动机(内燃机关)的电动汽车(EV)，利用充电至电池的电力来驱动行驶用的电动马达，由此来进行行驶(均未图示)，本发明的车辆用空调装置1也利用电池的电力来进行驱动。即，在无法利用发动机废热来制热的电动汽车中，实施例的车辆用空调装置1利用使用了制冷剂回路的热泵运转来进行制热，并且选择性地执行除湿制热、制冷除湿、制冷等各个运转模式。
此外，作为车辆并不限于电动汽车，对于同时使用发动机和行驶用的电动马达的所谓混合动力汽车而言，本发明也是有效的，并且，当然也能够适用于利用发动机来行驶的普通的汽车。
实施例的车辆用空调装置1进行电动汽车的车厢内的空气调节(制热、制冷、除湿、以及换气)，该车辆用空调装置1通过制冷剂配管13依次连接如下部分：电动式压缩机2，该电动式压缩机2对制冷剂进行压缩；散热器4，该散热器4设置于使车厢内空气通气循环的HVAC单元10的空气流通路3内，使从压缩机2喷出的高温高压的制冷剂散热至车厢内；室外膨胀阀6，该室外膨胀阀6由在制热时使制冷剂减压膨胀的电动阀构成；室外热交换器7，该室外热交换器7在制冷时应起到散热器的作用，在制热时应起到蒸发器的作用，在制冷剂与外界气体间进行热交换；室内膨胀阀8，该室内膨胀阀8由使制冷剂减压膨胀的电动阀构成；吸热器9，该吸热器9设置于空气流通路3内，在制冷时以及除湿时使制冷剂从车厢内外吸热；蒸发能力控制阀11，该蒸发能力控制阀11对吸热器9中的蒸发能力进行调整；以及储液器12等，从而构成制冷剂回路R。此外，在室外热交换器7中还设置有用于使外界气体与制冷剂进行热交换的室外送风机15。
室外热交换器7在制冷剂下游侧依次具有储液干燥部14和过冷却部16，从室外热交换器7出来的制冷剂配管13A经由在制冷时打开的电磁阀(开关阀)17被连接至储液干燥部14，过冷却部16的出口经由瓣阀18被连接至室内膨胀阀8。此外，储液干燥部14及过冷却部16从结构上来看构成室外热交换器7的一部分，瓣阀18将室内膨胀阀8一侧作为正方向。
将瓣阀18与室内膨胀阀8之间的制冷剂配管13B设置成与从位于吸热器9的出口侧的蒸发能力控制阀11出来的制冷剂配管13C进行热交换的关系，由这两者来构成内部热交换器19。由此，构成为经由制冷剂配管13B流入室内膨胀阀8的制冷剂从吸热器9流出，并由经过蒸发能力控制阀11后的低温制冷剂来进行冷却(过冷却)。
从室外热交换器7出来的制冷剂配管13A进行分支，该分支后得到的制冷剂配管13D经由在制热时打开的电磁阀(开关阀)21与在内部热交换器19的下游侧的制冷剂配管13C相连通并连接。并且，散热器4的出口侧的制冷剂配管13E在室外膨胀阀6之前进行分支，该分支后得到的制冷剂配管13F经由在除湿时打开的电磁阀(开关阀)22与瓣阀18的下游侧的制冷剂配管13B相连通并连接。
室外膨胀阀6与旁路配管13J并联连接,在该旁路配管13J***设置了在制冷模式时打开的、且用于对室外膨胀阀6进行旁路以使制冷剂流过的电磁阀(开关阀)20。并且，压缩机2的喷出侧的制冷剂配管13G进行分支，该分支后得到的制冷剂配管13H经由在进行室外热交换器7的除霜的除霜模式下被打开的、且用于使从压缩机2喷出的高温制冷剂(热气体)直接流入到室外热交换器7的电磁阀(开关阀)23以及瓣阀24，连接至室外膨胀阀6及旁路配管13J的并联回路与室外热交换器7之间的制冷剂配管13I，并与其连通。该电磁阀23构成除霜单元。此外，瓣阀24将制冷剂配管13I的方向作为正方向。
此外，在刚从散热器4出来后(分支成制冷剂配管13F、13I之前)的制冷剂配管13E进行分支，该分支后得到的制冷剂配管13K经由由注入控制用的电动阀构成的注入膨胀阀30与压缩机2的压缩中途相连接，并与其连通。于是，将在该注入膨胀阀30的出口侧与压缩机2之间的制冷剂配管13K设置为与位于压缩机2的喷出侧的制冷剂配管13G(在与制冷剂配管13H的分支点的下游侧)进行热交换的关系，由这两者构成喷出侧热交换器35。
由这些制冷剂配管13K、注入膨胀阀30、以及喷出侧热交换器35构成本发明的注入回路40。该注入回路40是用于对从散热器4流出的制冷剂的一部分进行分流，使其返回至压缩机2的压缩中途(气体注入)的回路，注入膨胀阀30在对流入制冷剂配管13K的制冷剂进行减压之后，使其流入喷出侧热交换器35。流入喷出侧热交换器35的制冷剂构成为从压缩机2喷出至制冷剂配管13G，与流入散热器4之前的制冷剂进行热交换，并从流过制冷剂配管13G的制冷剂吸热从而进行蒸发。在喷出侧热交换器35中被分流至制冷剂配管13K的制冷剂进行蒸发，由此对压缩机2进行气体注入。
在吸热器9的空气上游侧的空气流通路3中形成有外界气体吸入口和内部气体吸入口的各个吸入口(图1中代表性地示出了吸入口25)，在该吸入口25设置有吸入切换风门26，用于将导入空气流通路3内的空气切换成车厢内的空气即内部气体(内部气体循环模式)、以及将导入空气流通路3内的空气车厢外的空气即外界气体(外界气体导入模式)。并且，在该吸入切换风门26的空气下游侧设置有用于将导入的内部气体、外界气体送入空气流通路3的室内送风机(鼓风机)27。
在散热器4的空气上游侧的空气流通路3内设置有空气混合调节风门28，用于调整内部气体或外界气体向散热器4的流通程度。而且，在散热器4的空气下游侧的空气流通路3中形成有脚部、通气孔、除霜(defroster)的各吹出口(图1中代表性地示出了吹出口29)，在该吹出口29设置有吹出口切换风门31，用于对来自上述各吹出口的空气的吹出进行切换控制。
接着，图2中的32是由微型计算机构成的作为控制单元的控制器(ECU)，将以下部分的各输出连接至该控制器32的输入，即：检测车辆的外界气体温度的外界气体温度传感器33，检测外界气体湿度的外界气体湿度传感器34，检测从吸入口25吸入空气流通路3的空气的温度的HVAC吸入温度传感器36，检测车厢内的空气(内部气体)温度的内部气体温度传感器37，检测车厢内的空气湿度的内部气体湿度传感器38，检测车厢内的二氧化碳浓度的室内CO2浓度传感器39，检测从吹出口29吹出至车厢内的空气的温度的吹出温度传感器41，检测压缩机2的喷出制冷剂压力的喷出压力传感器42，检测压缩机2的喷出制冷剂温度的喷出温度传感器43，检测压缩机2的吸入制冷剂压力的吸入压力传感器44，检测散热器4的温度(刚从散热器4流出的制冷剂的温度、或者散热器4本身的温度、或者刚由散热器4加热后的空气的温度)的散热器温度传感器46，检测散热器4的制冷剂压力(散热器4内、或刚从散热器4流出的制冷剂的压力)的散热器压力传感器47，检测吸热器9的温度(刚从吸热器9流出的制冷剂的温度、或者吸热器9本身、或者刚由吸热器9冷却后的空气的温度)的吸热器温度传感器48，检测吸热器9的制冷剂压力(吸热器9内、或刚从吸热器9流出的制冷剂的压力)的吸热器压力传感器49，用于检测照射到车厢内的光照量的例如光感式光照传感器51，用于检测车辆的移动速度(车速)的车速传感器52，用于设定温度、运转模式的切换的空气调节(空调)操作部53，检测室外热交换器7的温度(刚从室外热交换器7流出的制冷剂的温度、或者室外热交换器7本身的温度)的室外热交换器温度传感器54，以及检测室外热交换器7的制冷剂压力(室外热交换器7内、或者刚从室外热交换器7流出后的制冷剂的压力)的室外热交换器压力传感器56。
此外，控制器32的输入还连接了以下部分各自的输出，即：检测流入注入回路40的制冷剂配管13K、经由喷出侧热交换器35返回压缩机2的压缩中途的注入制冷剂的压力的注入压力传感器50、以及检测该注入制冷剂的温度的注入温度传感器55。
另一方面，控制器32的输出连接有所述压缩机2、室外送风机15、室内送风机(鼓风机)27、吸入切换风门26、空气混合调节风门28、吸入口切换风门31、室外膨胀阀6、室内膨胀阀8、各电磁阀23、22、17、21、20、注入膨胀阀30、以及蒸发能力控制阀11。由此，控制器32基于各传感器的输出和由空气调节操作部53输入的设定来对这些部分进行控制。
接着，对具有上述结构的实施例的车辆用空调装置1的动作进行说明。在实施例中，控制器32大致可分为切换并执行制热模式、除湿制热模式、内部循环模式、除湿制冷模式、制冷模式的各运转模式。首先，对各运转模式中制冷剂的流动进行说明。
(1)制热模式下制冷剂的流动
若通过控制器32或对空气调节操作部53的手动操作而选择了制热模式，则控制器32打开电磁阀21，关闭电磁阀17、电磁阀22、电磁阀20及电磁阀23。接着，使压缩机2和各送风机15、27运转，空气混合调节风门28处于使从室内送风机27吹出的空气在散热器4中进行通风的状态。由此，从压缩机2喷出的高温高压的气体制冷剂在经过喷出侧热交换器35之后，流入散热器4。由于空气流通路3内的空气在散热器4中进行通风，因此，空气流通路3内的空气被散热器4内的高温制冷剂加热，另一方面，散热器4内的制冷剂被空气夺去热量而被冷却，从而进行冷凝液化。
在散热器4内液化后的制冷剂从散热器4流出，然后其一部分被分流至注入回路40的制冷剂配管13K，主要经由制冷剂配管13E流至室外膨胀阀6。对于注入回路40的功能作用将在后文中阐述。流入室外膨胀阀6的制冷剂在此被减压之后，流入室外热交换器7。流入室外热交换器7的制冷剂进行蒸发，从因行驶或利用室外送风机15来进行通风的外界气体中吸取热(热泵)。于是，反复进行下述循环：从室外热交换器7流出的低温的制冷剂经由制冷剂配管13D和电磁阀21从制冷剂配管13C进入储液器12，在此处进行气液分离之后，气体制冷剂被吸入压缩机2。经加热器4加热后的空气从吹出口29吹出，由此来进行车厢内的制热。
控制器32基于喷出压力传感器42或散热器压力传感器47检测到的制冷剂回路R的高压压力来控制压缩机2的转速，并且基于散热器温度传感器46检测到的散热器4的温度和散热器压力传感器47检测到的散热器4的制冷剂压力来控制室外膨胀阀6的阀开度，由此对散热器4的出口处的制冷剂的过冷却度进行控制。
(2)除湿制热模式下制冷剂的流动
接着，在除湿制热模式下，控制器32打开处于上述制热模式的状态下的电磁阀22。由此，经由散热器4流过制冷剂配管13E的冷凝制冷剂的一部分进行分流，经由电磁阀22通过制冷剂配管13F和13B，并经过内部热交换器19到达室内膨胀阀8。制冷剂在经由室内膨胀阀8进行减压之后，流入吸热器9进行蒸发。通过此时的吸热作用，从室内送风机27吹出的空气中的水分凝结并附着于吸热器9，因此空气被冷却，且被除湿。
重复进行以下循环：在吸热器9中进行了蒸发的制冷剂经由蒸发能力控制阀11、内部热交换器19在制冷剂配管13C中与来自制冷剂配管13D的制冷剂进行合流，然后经由储液器12被吸入压缩机2。经由吸热器9进行了除湿的空气在通过散热器4的过程中被再次加热，由此来对车厢内进行除湿制热。
控制器32基于喷出压力传感器42或散热器压力传感器47检测到的制冷剂回路R的高压压力来控制压缩机2的转速，并且基于吸热器温度传感器48检测到的吸热器9的温度来控制室外膨胀阀6的阀开度。此外，在该除湿制热模式下由于不利用注入回路40进行气体注入，因此，注入膨胀阀30完全闭合(全闭位置)。
(3)内部循环模式下制冷剂的流动
接着，在内部循环模式中，控制器32关闭处于上述除湿制热模式的状态的室外膨胀阀6(全闭位置)，并且也关闭电磁阀21。通过关闭室外膨胀阀6和电磁阀21，制冷剂向室外热交换器7的流入、以及制冷剂从室外热交换器7的流出被阻断，因此经由散热器4并流过制冷剂配管13E的冷凝制冷剂经由电磁阀22全部流入制冷剂配管13F。于是，流过制冷剂配管13F的制冷剂通过制冷剂配管13B经由内部热交换器19到达室内膨胀阀8。制冷剂在经由室内膨胀阀8进行减压之后，流入吸热器9进行蒸发。通过此时的吸热作用，从室内送风机27吹出的空气中的水分凝结并附着于吸热器9，因此空气被冷却，且被除湿。
重复进行以下循环：在吸热器9中进行了蒸发的制冷剂经由蒸发能力控制阀11、内部热交换器19流过制冷剂配管13C，然后经由储液器12被吸入压缩机2。经由吸热器9进行了除湿的空气在通过加热器4的过程中再次被加热，由此来对车厢内进行除湿制热，但由于在该内部循环模式下，在位于室内侧的空气流通路3内的散热器4(散热)与吸热器9(吸热)之间对制冷剂进行循环，因此，不会从外界气体吸取热，从而发挥与压缩机2的消耗动力相应的制热能力。此外，由于制冷剂所有的量均流入发挥除湿作用的吸热器9，因此，与上述除湿制热模式相比，除湿能力变高，而制热能力下降。
控制器32基于吸热器9的温度、或上述制冷剂回路R的高压压力来控制压缩机2的转速。此时，控制器32选择基于吸热器9的温度或是基于高压压力、并通过某种运算得到的压缩机目标转速较低的一方来控制压缩机2。此外，在该内部循环模式下由于也不利用注入回路40进行气体注入，因此，注入膨胀阀30完全闭合(全闭位置)。
(4)除湿制冷模式下制冷剂的流动
接着，在除湿制冷模式下，控制器32打开电磁阀17，关闭电磁阀21、电磁阀22、电磁阀20、以及电磁阀23。接着，使压缩机2和各送风机15、27运转，空气混合调节风门28处于使从室内送风机27吹出的空气在散热器4中进行通风的状态。由此，从压缩机2喷出的高温高压的气体制冷剂经由喷出侧热交换器35流入散热器4。由于空气流通路3内的空气在散热器4中进行通风，因此，空气流通路3内的空气被散热器4内的高温制冷剂加热，另一方面，散热器4内的制冷剂被空气夺去热量而被冷却，从而进行冷凝液化。
从散热器4流出的制冷剂经由制冷剂配管13E到达室外膨胀阀6，并经由被控制为略微打开的室外膨胀阀6流入室外热交换器7。流入室外热交换器7的制冷剂在此处被因行驶或者利用室外送风机15进行通风的外界气体而空冷，并被冷凝。从室外热交换器7流出的制冷剂从制冷剂配管13A经由电磁阀17依次流入储液干燥部14、过冷却部16。此处制冷剂被过冷却。
从室外热交换器7的过冷却部16流出的制冷剂经由瓣阀18进入制冷剂配管13B，并经由内部热交换器19到达室内膨胀阀8。制冷剂在经由室内膨胀阀8进行减压之后，流入吸热器9进行蒸发。通过此时的吸热作用，从室内送风机27吹出的空气中的水分凝结并附着于吸热器9，因此空气被冷却，且被除湿。
重复进行以下循环：在吸热器9中进行了蒸发的制冷剂经由蒸发能力控制阀11、内部热交换器19通过制冷剂配管13C到达储液器12，并经由该储液器12被吸入压缩机2。经由吸热器9进行了冷却并除湿的空气在通过散热器4的过程中被再次加热(散热能力低于制热时)，由此来对车厢内进行除湿制冷。
控制器32基于吸热器温度传感器48检测到的吸热器9的温度来控制压缩机2的转速，并且基于所述制冷剂回路R的高压压力来控制室外膨胀阀6的阀开度，控制散热器4的制冷剂压力(散热器压力PCI)。此外，在该除湿制冷模式下由于也不利用注入回路40进行气体注入，因此，注入膨胀阀30完全闭合(全闭位置)。
(5)制冷模式下制冷剂的流动
接着，在制冷模式下，控制器32将处于上述除湿制冷模式的状态下的电磁阀20打开(该情况下，室外膨胀阀6可设为包括完全打开(阀开度的控制上限)在内的任意阀开度)，空气混合调节气门28处于不使空气在散热器4中进行通风的状态。由此，从压缩机2喷出的高温高压的气体制冷剂经由喷出侧热交换器35流入散热器4。由于散热器4中空气流通路3内的空气不进行通风，因此，这里视为仅仅只是通过，从散热器4流出的制冷剂经由制冷剂配管13E到达电磁阀20及室外膨胀阀6。
此时，由于电磁阀20打开，因此，制冷剂绕过室外膨胀阀6而通过旁路配管13J，直接流入室外热交换器7，在此处被因行驶、或者利用室外送风机15进行通风的外界气体而空冷，从而冷凝液化。从室外热交换器7流出的制冷剂从制冷剂配管13A经由电磁阀17依次流入储液干燥部14、过冷却部16。此处制冷剂被过冷却。
从室外热交换器7的过冷却部16流出的制冷剂经由瓣阀18进入制冷剂配管13B，并经由内部热交换器19到达室内膨胀阀8。制冷剂在经由室内膨胀阀8进行减压之后，流入吸热器9进行蒸发。通过此时的吸热作用，从室内送风机27吹出的空气中的水分凝结并附着于吸热器9，因此空气被冷却。
重复进行以下循环：在吸热器9中进行了蒸发的制冷剂经由蒸发能力控制阀11、内部热交换器19通过制冷剂配管13C到达储液器12，并经由该储液器12被吸入压缩机2。由吸热器9进行了冷却并除湿的空气不通过加热器4，而是从吹出口29吹出到车厢内，由此来进行车厢内的制冷。在该制冷模式下，控制器32基于吸热器温度传感器48检测到的吸热器9的温度来控制压缩机2的转速。此外，在该制冷模式下由于也不利用注入回路40进行气体注入，因此，注入膨胀阀30完全闭合(全闭位置)。
(6)制热模式下的气体注入
接着，对所述制热模式下的气体注入进行说明。图3示出制热模式下本发明的车辆用空调装置1的p-h线图。从散热器4流出而进入制冷剂配管13E，然后被分流从而流入注入回路40的制冷剂配管13K的制冷剂在经过注入膨胀阀30进行减压之后，进入喷出侧热交换器35，在此处与压缩机2的喷出制冷剂(从压缩机2喷出且在流入散热器4之前的制冷剂)进行热交换，由此进行吸热和蒸发。蒸发得到的气体制冷剂之后返回到压缩机2的压缩中途，在与被吸入储液器12进行压缩的制冷剂一起进一步被压缩之后，再次从压缩机2喷出至制冷剂配管13G。
图3中用35来表示的两个部位以及这两个部位之间的箭头示出了上述喷出侧热交换器35中的热交换。通过将制冷剂从注入回路40返回至压缩机2的压缩中途，使得从压缩机2喷出的制冷剂量增大，因此，散热器4的制热能力得以提高，但若液体制冷剂返回至压缩机2，则会引起液体压缩，因此，从注入回路40返回至压缩机2的制冷剂必须是气体。
为此，控制器32如后述那样根据注入压力传感器50及注入温度传感器55分别检测出的喷出侧热交换器35后的制冷剂压力及温度来监控流向压缩机2的压缩中途的制冷剂的过热度，并对注入膨胀阀30的阀开度进行控制，以使得在与喷出制冷剂的热交换中提供规定的过热度，但在本发明的喷出侧热交换器35中，由于使从压缩机2喷出且在流入散热器4之前的极度高温的制冷剂与流过注入回路40的制冷剂进行热交换，因此可得到较大的热交换量。因此，即使增大注入膨胀阀30的阀开度，增加注入量，制冷剂在喷出侧热交换器35中也能够充分地进行蒸发，从而得到所需的过热度。
由此，根据本发明，与如现有技术那样使散热器后的制冷剂与注入制冷剂进行热交换的情况相比，能够充分地确保向压缩机2注入的气体注入量，使压缩机2的喷出制冷剂量增大，从而实现制热能力的提高。
接着，参照图4至图12对所述制热模式下注入回路40的控制进行说明。
(6-1)压缩机、室外膨胀阀及注入膨胀阀的控制模块
图4示出所述制热模式下控制器32所进行的压缩机2、室外膨胀阀6、以及注入膨胀阀30的控制框图。控制器32将目标吹出温度TAO输入目标散热器温度运算部57、目标散热器过冷却度运算部58、以及目标注入制冷剂过热度运算部59。该目标吹出温度TAO是从吹出口29吹出至车厢内的空气温度的目标值，由控制器32根据下述数学式(I)来计算得到。
TAO＝(Tset-Tin)×K+Tbal(f(Tset,SUN,Tam))
··(I)
此处，Tset是由空气调节操作部53所设定的车厢内的设定温度、Tin是内部气体温度传感器37检测到的车厢内空气的温度、K为系数、Tbal是根据设定温度Tset、光照传感器51检测到的光照量SUN、外界气体温度传感器33检测到的外界气体温度Tam计算得到的平衡值。一般而言，该目标吹出温度TAO如图5所示，外界气体温度Tam越低，该目标吹出温度TAO越高，且随着外界气体温度Tam的上升而下降。
利用控制器32的目标散热器温度运算部57并根据目标吹出温度TAO来计算目标散热器温度TCO，接着，基于该目标散热器温度TCO，控制器32利用目标散热器压力运算部61计算目标散热器压力PCO。然后，基于该目标散热器压力PCO、以及散热器压力传感器47检测到的散热器4的压力(散热器压力)Pci，控制器32利用压缩机转速运算部62计算压缩机2的转速Nc，按照该转速Nc使压缩机2运转。即，控制器32利用压缩机2的转速Nc对散热器4的压力Pci进行控制。
此外，控制器32利用目标散热器过冷却度运算部58，基于目标吹出温度TAO计算散热器4的目标散热器过冷却度TGSC。另一方面，控制器32基于散热器压力Pci及散热器温度传感器46检测到的散热器4的温度(散热器温度Tci)，利用散热器过冷却度运算部63来计算散热器4中制冷剂的过冷却度(散热器过冷却度SC)。接着，基于该散热器过冷却度SC和目标散热器过冷却度TGSC，利用目标室外膨胀阀开度运算部64计算室外膨胀阀6的目标阀开度(目标室外膨胀阀开度TGECCV)。然后，控制器32将室外膨胀阀6的阀开度控制为该目标室外膨胀阀开度TGECVV。
控制器32的散热器过冷却度运算部63以目标吹出温度TAO越高则越提高目标散热器过冷却度TSGC的方向进行运算，但并不限于此，也可以基于后述的要求制热能力Qtgt与制热能力Qhp之差(能力差)，或散热器压力Pci、目标散热器压力PCO与散热器压力Pci之差(压力差)来进行计算。该情况下，控制器32在能力差越小、压力差越小、室内送风机27的风量越小、或者散热器压力Pci越小时，则越是提高目标散热器过冷却度TGSC。
并且，控制器32利用目标注入制冷剂过热度运算部59，基于目标吹出温度TAO来计算从注入回路40返回压缩机2的压缩中途的注入制冷剂的过热度的目标值(目标注入制冷剂过热度TGSH)。另一方面，控制器32基于注入压力传感器50检测到的注入制冷剂的压力(注入制冷剂压力Pinj)及注入温度传感器55检测到的注入制冷剂的温度(注入制冷剂温度Tinj)，利用注入制冷剂过热度运算部66来计算注入制冷剂的过热度INJSH。
接着，基于该注入制冷剂过热度INJSH和目标注入制冷剂过热度TGSH，利用目标注入膨胀阀开度运算部67来计算注入膨胀阀30的目标阀开度(目标注入膨胀阀开度TGINJCV)。然后，控制器32将注入膨胀阀30的阀开度控制为该目标注入膨胀阀开度TGINJCV。
图6示出控制器32的目标注入制冷剂过热度运算部59所执行的使用目标吹出温度TAO的目标注入制冷剂过热度TGSH的运算。由该图可知，随着目标吹出温度TAO变高，目标注入制冷剂过热度运算部59降低目标注入制冷剂过热度TGSH(存在时滞)。降低目标注入制冷剂过热度TGSH是指扩大注入膨胀阀30的阀开度，使注入量增大。即，控制器32在目标吹出温度TAO越高时，越是利用注入膨胀阀30来增加返回至压缩机2的注入量，增加压缩机2的喷出制冷剂量，从而使制热能力增大。
此外，目标注入制冷剂过热度TGSH并不限于此，或者也可以在此基础上，基于后述的要求制热能力Qtgt与制热能力Qhp之差(能力差。图7)，目标散热器温度TCO与散热器温度Tci(紧接着散热器4后的空气温度的检测值、或者紧接着散热器4后的空气温度的推定值)之差(温度差。图8)，目标散热器压力PCO与散热器压力Pci之差(压力差。图9)，或者组合上述参数来进行计算。该情况下，控制器32在能力差越大时，如图7所示在规定值1～规定值2之间以γ(例如50)到α(例如5)的方向减小目标注入制冷剂过热度TGSH，在温度差越大时，如图8所示在规定值1～规定值2之间将目标注入制冷剂过热度TGSH从OFF减小到例如10之间(存在时滞)，在压力差越大时，如图9所示在规定值1～规定值2之间将目标注入制冷剂过热度TGSH从OFF减小到例如10之间(存在时滞)。
或者，也可以预先根据外界气体温度Tam来测定或推定由各目标注入制冷剂过热度TGSH进行控制时的散热器4的制热能力Qhp的临界线，在为后述的要求制热能力Qtgt的情况下，若为某个目标注入制冷剂过热度TGSH时的制热能力Qhp，则判断是否满足要求制热能力Qtgt，由此来确定目标注入制冷剂过热度TGSH。
(6-2)可否执行注入判断1
接着，基于图10和图11说明可否执行使用注入回路40的气体注入的判断的一个实施例。首先，控制器32使用数学式(II)、数学式(III)计算在所要求的散热器4的制热能力即要求制热能力为Qtgt，且制冷剂不流过注入回路40即不进行气体注入时散热器4所可能产生的制热能力Qhp(即，制热能力的临界值)。
Qtgt＝(TCO-Te)×Cpa×ρ×Qair··(II)
Qhp＝f(Tam，Nc，BLV，VSP，Te)··(III)
此处，Te是吸热器温度传感器48检测到的吸热器9的温度，Cpa是流入散热器4的空气的比热〔kj/kg·K〕，ρ是流入散热器4的空气的密度(比体积)〔kg/m3〕，Qair是通过散热器4的风量〔m3/h〕(根据室内送风机27的鼓风电压BLV等来进行推定)，VSP是由车速传感器52得到的车速。
此外，在数学式(II)中，也可以采用流入散热器4的空气的温度、或者从散热器4流出的空气的温度来取代Qair，或者在Qair的基础上采用。数学式(III)中的压缩机2的转速Nc是表示制冷剂流量的指标的一个示例，鼓风电压BLV是表示空气流通路3内的风量的指标的一个示例，制热能力Qhp由这些参数的函数来计算得到。Qhp也可以根据上述参数与散热器4的出口制冷剂压力、散热器4的出口制冷剂温度、散热器4的入口制冷剂压力、以及散热器4的入口制冷剂温度中的某一个、或者组合来计算。
在图10的流程图的步骤S1中，控制器32从各传感器读取数据，在步骤S2中使用上述数学式(II)计算要求制热能力Qtgt。接着，在步骤S3中使用上述数学式(III)，计算不进行气体注入时的制热能力Qhp，在步骤S4中判断要求制热能力Qtgt是否大于制热能力Qhp。
图11的斜线输出在不利用注入回路40进行气体注入时的散热器4的制热能力Qhp的临界线，横轴表示外界气体温度Tam，纵轴表示制热能力。在要求制热能力Qtgt在图11的制热能力Qhp(的临界线)以下的情况下，即，当散热器4的制热能力Qhp满足要求制热能力Qtgt时，前进至步骤S6，设为进行无注入控制(不可气体注入)，如图11所示，在要求制热能力Qtgt位于大于制热能力Qhp的临界线(斜线)的位置的情况下，即，当散热器4的制热能力Qhp相对于要求制热能力Qtgt不足时，前进至步骤S5，设为进行注入控制(可气体注入)。在步骤S6中设为无注入控制时，控制器32将注入膨胀阀30设为完全关闭(全闭位置)，不使制冷剂流过注入回路40。另一方面，在步骤S5中设为进行注入控制时，将注入膨胀阀30的阀开度设为规定的值将其打开，从而对压缩机2进行气体注入。
图12示出实施例的车辆用空调装置1起动后的时序图。在要求制热能力Qtgt高于制热能力Qhp的情况下，设为进行注入控制，利用注入膨胀阀30的控制来降低目标注入过热度TGSH，增加返回至压缩机2的压缩中途的注入量(INJSH小)。在实施例中，在刚刚起动后压缩机2的喷出压力Pd较低的期间禁止进行气体注入。接着，随着从起动开始经过一定时间，运转状态趋于稳定，逐渐减少注入量(INJSH变大)，最终若制热能力Qhp变为满足要求制热能力Qtgt，则设为进行无注入的控制。
由此，控制器32对所要求的散热器4的制热能力即要求制热能力Qtgt与该散热器4所产生的制热能力Qhp进行比较，在该制热能力Qhp小于要求制热能力Qtgt的情况下，只要利用注入膨胀阀30使制冷剂流过注入回路40，就可适当地控制对于压缩机2的气体注入，利用压缩机2的喷出制冷剂来抑制流过注入回路40的制冷剂进行蒸发时的效率的下降，从而能够高效地实现基于气体注入的制热能力的改善。
此外，并不限于上述结构，控制器32通过基于分别表示流入散热器4的空气的温度、从该散热器4流出的空气的温度、以及通过该散热器4的风量的指标中的某一个或者它们的组合，以及表示流入散热器4的空气的比热Cpa和该空气的密度ρ的指标来计算要求制热能力Qtgt，并且基于分别表示外界气体温度Tam、制冷剂流量、空气流通路3内的风量、车速、以及吸热器9的温度Te的指标中的某一个或者它们的组合来计算制热能力Qhp，从而能够更为准确地控制对于压缩机2的气体注入。
并且，如上所述，控制器32通过基于所要求的散热器4的要求制热能力Qtgt与该散热器的制热能力Qhp之差、目标散热器温度TCO与散热器温度Tci(紧接着散热器4后的空气温度的检测值、或者紧接着散热器4后的空气温度的推定值)之差、目标散热器压力PCO与散热器压力Pci之差、向车厢内吹出的目标吹出温度中的某一个或者它们的组合，利用注入膨胀阀30来控制从注入回路40返回至压缩机2的制冷剂量，从而能够更为准确地调整通过气体注入而返回至压缩机2的制冷剂的量。
(6-3)可否执行注入判断2
接着，基于图13说明可否执行使用了注入回路40的气体注入的判断的其他实施例。在上述实施例中，通过要求制热能力Qtgt与制热能力Qhp的比较来确定是否使制冷剂流过注入回路40，但在本实施例中，基于车辆用空调装置1的环境条件来进行决定。图13示出了该示例，在表示用于从不执行气体注入的无注入(正常HP)转换到进行气体注入的环境条件的劣化的下述复合条件成立的情况下，即，
外界气体温度Tam≦规定值(例如-10℃)，且
空气流通路3内的风量≧规定值(例如150m3/h)，且
目标散热器温度TCO-散热器温度Tci(紧接着散热器4后的空气温度的检测值、或者紧接着散热器4后的空气温度推定值)≧β，且
压缩机2的喷出温度≧D，且
压缩机2的喷出压力≧E的条件成立的情况下，
打开膨胀阀30，利用注入回路40来进行对压缩机2的气体注入。之后的注入膨胀阀30的阀开度控制与上述相同。此外，对于上述β、D、E，可预先通过实验等求得规定的值。
此外，作为表示环境条件的劣化的单独条件，可以在下述条件中的某一个成立的情况下进行气体注入，即：
外界气体温度Tam≦规定值(例如，比上述低的-15℃)，及/或
车厢内温度(例如-20℃)－设定温度(车厢内温度的设定值，例如25℃)≦A(例如-35deg)，及/或
目标散热器温度TCO－散热器温度Tci(紧接着散热器4后的空气温度的检测值、或者紧接着散热器4后的空气温度的推定值)≧γ(例如70deg)。
此外，作为恢复时的复合条件，可以在下述条件成立的情况下，关闭注入膨胀阀30，从而停止气体注入，即：
外界气体温度Tam＞规定值(例如-10℃)，且
空气流通路3内的风量＜规定值(例如150m3/h)，且
目标散热器温度TCO-散热器温度Tci(紧接着散热器4后的空气温度的检测值、或者紧接着散热器4后的空气温度推定值)＜α(小于β的规定值)。
作为恢复时的单独条件，可以在下述条件中的某一个成立的情况下停止气体注入，即：
外界气体温度Tam＞规定值(例如，比上述低的-15℃)，及/或
设定温度－车厢内温度＜B(例如10deg)，及/或
散热器温度Tci(紧接着散热器4后的空气温度的检测值、或者紧接着散热器4后的空气温度推定值)－目标散热器温度TCO＞(例如5deg)，及/或
目标注入制冷剂过热度TGSH＞D(例如50deg)。
此外，可以在上述单独条件中的外界气体温度Tam≦规定值的条件中增加目标吹出温度TAO＞规定值(例如，60℃)。于是，在上述单独条件、例如外界气体温度Tam≦规定值(以及目标吹出温度TAO＞规定值)成立的情况下，不论是否满足其他条件，均执行气体注入，当单独条件不成立时，控制器32判断上述复合条件。
或者并不限于此，如上所述控制器32也可基于根据分别表示外界气体温度Tam、空气流通路3内的风量、目标散热器温度TCO与散热器温度Tci差、压缩机2的喷出制冷剂温度、以及压缩机2的喷出制冷剂压力的指标中的某一个或者它们的组合来判断得到的环境条件，判断制热模式下的该环境条件是否发生劣化，在发生劣化的情况下，也可以通过利用注入膨胀阀30使制冷剂流过注入回路40来准确地控制对压缩机2的气体注入。
(7-1)注入回路的其他示例1
接着，图14示出本发明的车辆用空调装置1的其他结构图。在该实施例中，注入回路40在图1的结构的基础上还具备位于注入回路40中的注入膨胀阀30与喷出侧热交换器35之间的散热器出口侧热交换器45。该散热器出口侧热交换器45使经过注入膨胀阀30减压后制冷剂，与从散热器4出来并流过制冷剂配管13E、进而流向室外膨胀阀6的制冷剂进行热交换。接着，从该散热器出口侧热交换器45出来的制冷剂(注入制冷剂)流入到喷出侧热交换器35。
由此，在注入回路40中，通过在喷出侧热交换器35的基础上再增设散热器出口侧热交换器45，从而即使利用与从散热器4出来的制冷剂进行的热交换，也能使返回至压缩机2的压缩中途的注入制冷剂进行蒸发。由此，可抑制为进行气体注入而导致流入散热器4的制冷剂热函(enthalpy)会发生不必要的降低这样的问题。
(7-2)注入回路的其他示例2
接着，图15示出本发明的车辆用空调装置1的又一个其他结构图。在本实施例中，注入回路40在图14的结构的基础上，在该注入回路40的散热器出口侧热交换器45的出口侧、即散热器出口侧热交换器45与喷出侧热交换器35之间还具备由电动阀构成的又一个注入膨胀阀70(减压单元)。于是，在该情况下，控制器32基于散热器出口侧热交换器45的出口的制冷剂过热度来控制注入膨胀阀30的阀开度，基于喷出侧热交换器35的出口侧的制冷剂过热度来控制注入膨胀阀70的阀开度。
通过上述结构，在图14的示例的基础上，能够高精度地控制各热交换器45、35中的制冷剂的蒸发，从而能够有效地抑制流入散热器4的制冷剂热函的下降。
(7-3)注入回路的其他示例3
接着，图16示出本发明的车辆用空调装置1的再一个其他结构图。在本实施例中，注入回路40在图14的结构的基础上，在该注入回路40中的散热器出口侧热交换器45的出口侧还具备三通阀71和旁路配管72(它们构成流路控制单元)。该三通阀71的一个出口与喷出侧热交换器35相连接，另一个出口与旁路配管72相连接，该旁路配管72与喷出侧热交换器35并联地连接至制冷剂配管13K，对喷出侧热交换器35进行旁路。
三通阀71由控制器32进行控制。控制器32在对压缩机2进行气体注入的情况下，通常以下述方式进行控制，即：利用三通阀71使从散热器出口侧热交换器45出来的制冷剂流入旁路配管72，例如在上述散热器4的制热能力Qph相对于要求制热能力Qtgt为不足的情况下，利用三通阀71使从散热器出口侧热交换器45出来的制冷剂流入喷出侧热交换器35。
图17和图18示出该情况下的p-h线图。图17示出通常情况，图18示出制热能力不足的情况，附图的观察方法与图3的情况相同。由此，通过在气体注入中使用三通阀71和旁路配管72来控制制冷剂向喷出侧热交换器35的流入，从而可仅在制热能力不足的情况下利用与喷出侧热交换器35的热交换，从而有效地消除为进行气体注入而导致的流入散热器4的制冷剂热函的下降这样的问题，由此能够在提高制热能力的同时，实现运转效率的改善。
(7-4)注入回路的其他示例4
接着，图19示出本发明的车辆用空调装置1的再一个其他结构图。在上述图15的结构中，散热器出口侧热交换器45与喷出侧热交换器35在注入回路40中串联连接，但在本实施例中，在注入回路40中，散热器出口侧热交换器45与喷出侧热交换器35并联连接，分别流入这两者的注入制冷剂由各注入膨胀阀30和70来进行减压。
由此，通过使得注入膨胀阀30及70各自的阀开度由各热交换器45、35的出口侧的制冷剂过热度来独立地进行控制，并且将各膨胀阀30、70独立地设为全闭位置，从而能够根据能力过量或不足的情况，高精度地独立调整向各热交换器45、35的制冷剂的流入和流量，从而能够更为有效地进行制热能力的提高和运转效率的改善。
(7-5)注入回路的其他示例5
接着，图20示出本发明的车辆用空调装置1的再一个其他结构图。在本实施例的情况下，如上述图16所示那样，在注入回路40中未设置喷出侧热交换器35。在本例中，注入回路40具备水－制冷剂热交换器75来取代图16的结构中的喷出侧热交换器35。并且，在本实施例中，车辆用空调装置1中设有水循环回路78。
该水循环回路78包括：构成加热单元的电加热器73、构成循环单元的泵74、以及设置于室外热交换器7的空气流入侧的水－空气热交换器76。注入回路40的水－制冷剂热交换器75与图16的情况相同，连接至三通阀71的下游侧，旁路配管72对该水－制冷剂热交换器75进行旁路。此外，77是设置于水－制冷剂热交换器75的制冷剂出口的瓣阀。
由此，在水循环回路78中流动的水流过该水－制冷剂热交换器75，从而构成为与注入制冷剂进行热交换。上述电加热器73、泵74也由控制器32进行控制。控制器32使电加热器73发热，对水循环回路78内的水进行加热。该经过加热后的水(温水)经由泵74被提供给水－制冷剂热交换器75，对注入制冷剂进行加热，使其蒸发。
从水－制冷剂热交换器75出来的水接着流入水－空气热交换器76，向外界气体中进行散热。由于室外热交换器7吸收该散热，因此，在有助于提供制热能力的同时，利用该散热，室外热交换器7的结霜也得以抑制。此外，上述水－空气热交换器76也可以设置在散热器4的空气下游侧的空气流通路3内。若设置在空气流通路3内，则水－空气热交换器76成为所谓的加热器芯，能够补充车厢内的制热。
接着，使用图22对控制器32所进行的注入回路40的控制进行说明。在该图中，横轴为外界气体温度Tam，纵轴为制热能力，用HP能力表示的实线(斜线)表示不利用注入回路40进行气体注入时的散热器4的制热能力Qhp的临界线，用INJ能力表示的虚线(斜线)是在散热器出口侧热交换器45中进行热交换并进行了气体注入时的注入制热能力Qinj的临界线。
现在，当图22的外界气体温度Tam＝-20℃时，在要求制热能力Qtgt为低于HP能力的实线的要求能力2的情况下，即，要求制热能力Qtgt满足不进行气体注入时的制热能力Qhp的情况下，控制器32将图20、图21的注入膨胀阀30设为全闭位置，不进行气体注入。
在要求制热能力Qtgt为大于Qhp，且小于使用了散热器出口侧热交换器45进行气体注入时的制热能力Qinj的要求能力1的情况下，控制器32按下述方式来进行气体注入，即：打开图20、图21的注入膨胀阀30，使制冷剂流过散热器出口侧热交换器45进行减压，与此同时，利用三通阀71使从散热器出口侧热交换器45出来的制冷剂流入旁路配管72，并返回至压缩机2的压缩中途。由此，通过增大制热能力来满足要求制热能力Qtgt(要求能力1)。
另一方面，在要求能力Qtgt为大于Qinj的要求能力3的情况下，控制器32按下述方式进行气体注入，即：将水循环回路78的电加热器73和泵74通电，使经过加热后的水(温水)在水循环回路78中循环，与此同时，利用三通阀71使从散热器出口侧热交换器45出来的制冷剂流入水－制冷剂热交换器75，在与水循环回路78中流动的水(温水)进行热交换之后，返回至压缩机2。
此外，对于上述情况下注入膨胀阀30的阀开度控制，控制器32基于流入压缩机2之前的制冷剂的过热度(在旁路配管72的下游侧的制冷剂配管13K)来进行控制。接着，在水－制冷剂热交换器75中，制冷剂从水(温水)中吸热从而积极进行蒸发，因此，控制器32扩大注入膨胀阀30的阀开度，使返回至压缩机2的气体注入量增加。
由此，通过在注入回路40中进一步设置控制制冷剂向该注入回路40内的各热交换器35、45、75的流动的三通阀71及旁路配管72，控制器32利用三通阀71始终使经由注入膨胀阀30减压后的制冷剂在散热器出口侧热交换器45中进行蒸发，并且在通过散热器4的散热但制热能力仍不足的情况下，使水循环回路78动作，使制冷剂在水－制冷剂热交换器75中进行蒸发，利用注入膨胀阀30来使注入回路40内的制冷剂流量增加，从而能够仅在制热能力不足的情况下，利用压缩机2的水循环回路78内经过加热后的水。由此，能够消除为了进行气体注入而导致的流入散热器4的制冷剂热函的不必要的下降这样的问题，从而能够实现运转效率的改善。
(8)利用注入回路进行的室外热交换器的结霜抑制
接着，对控制器32所进行的室外热交换器7的结霜抑制控制进行说明。在制热模式下，如上所述，室外热交换器7从外界气体吸热从而成为低温，因此，外界气体中的水分会成为霜附着于室外热交换器7。若该结霜成长，则严重阻碍了室外热交换器7与进行通风的外界气体之间的热交换，从而空气调节性能变差。在室外热交换器7的结霜成长的情况下，控制器32打开上述电磁阀23，并执行室外热交换器7的除霜模式，但在此之前使用注入回路40来抑制在室外热交换器7上的结霜。
注入回路40对从散热器4出来的制冷剂的一部分进行分流，在图1中与喷出侧热交换器35进行热交换并气体化之后，返回至压缩机2的压缩中途，由此压缩机2的喷出压力(高压侧压力)因该气体注入而提高，因此，成为制冷剂回路R的低压侧压力的室外热交换器7的制冷剂压力也上升，从而结霜得以抑制。
(8-1)室外热交换器的结霜推定
具体而言，控制器32首先对室外热交换器7的结霜状态进行推定。接着，使用图23说明室外热交换器7的结霜状态的推定例。控制器32首先在下述结霜状态推定允许条件中的(i)成立、且(ii)～(iv)中的任一个成立的情况下，允许进行室外热交换器7的结霜状态的推定。
〔结霜状态推定允许条件〕
(i)运转模式为制热模式。
(ii)高压压力收敛于目标值。这具体而言可列举出例如目标散热器压力PCO与散热器压力PCI之差(PCO-PCI)的绝对值在规定值A以下的状态持续规定时间t1(sec)的情况。
(iii)在转移到制热模式之后，经过了规定时间t2(秒)。
(iv)车速变动为规定值以下(车辆的加减速度在规定值以下)。车辆的加减速度是指例如当前的车速VSP与其一秒前的车速VSPz之差(VSP-VSPz)。
所述条件(ii)及(iii)是用于排除在运转状态的过渡期间发生的误推定的条件。此外，由于在车速变动较大的情况下也会发生误推定，因此增加了上述条件(iv)。
在上述结霜状态推定允许条件成立从而允许进行结霜状态推定的情况下，控制器32基于由室外热交换器压力传感器56得到的室外热交换器7当前的制冷剂蒸发温度TXO、以及在外界气体为低湿环境且室外热交换器7没有结霜的无结霜时的该室外热交换器7的制冷剂蒸发温度TXObase，来推定室外热交换器7的结霜状态。该情况下的控制器32使用下述数学式(IV)确定无结霜时的室外热交换器7的制冷剂蒸发温度TXObase。
TXObase＝f(Tam、NC、BLV、VSP)
＝k1×Tam+k2×NC+k3×BLV+k4×VSP··(IV)
这里，数学式(IV)的参数Tam是由外界气体温度传感器33得到的外界气体温度、NC是压缩机2的转速、BLV是室内送风机27的鼓风电压、VSP是由车速传感器52得到的车速，k1～k4是系数，预先通过实验求得。
上述外界气体温度Tam是表示室外热交换器7的吸入空气温度的指标，存在外界气体温度Tam(室外热交换器7的吸入空气温度)越低则TXObase越低的趋势。因此，系数k1为正的值。作为表示室外热交换器7的吸入空气温度的指标，并不限于外界气体温度Tam。
上述压缩机2的转速NC是表示制冷剂电路R内的制冷剂流量，具有转速NC越高(制冷剂流量越多)则TXObase越低的趋势。因此，系数k2为负的值。
上述鼓风电压BLV是表示散热器4的通过风量的指标，具有鼓风电压BLV越高(散热器4的通过风量越大)则TXObase越低的趋势。因此，系数k3为负的值。此外，作为表示散热器4的通过风量的指标并不限于此，也可以是室内送风机27的鼓风风量或空气混合调节气门28开度SW。
上述车速VSP是表示室外热交换器7的通过风速的指标，具有车速VSP越低(室外热交换器7的通过风速越低)则TXObase越低的趋势。因此，系数k4为正的值。此外，作为表示室外热交换器7的通过风速的指标并不限于此，也可以是室外送风机15的电压。
实施例中，使用外界气体温度Tam、压缩机2的转速NC、室内送风机27的鼓风电压BLV、以及车速VSP作为数学式(IV)的参数，但也可在此基础上增加车辆用室外热交换器1的负载作为参数。作为表示该负载的指标，可考虑使用目标吹出温度TAO、压缩机2的转速NC、室内送风机27的鼓风风量、散热器4的入口空气温度、散热器4的散热器温度Tci，具有负载越大则PXObase越低的趋势。并且，还可以将车辆的历时老化(运转年数、运转次数)增加到参数中。此外，作为数学式(IV)的参数，并不限于上述全部，可以是其中的任意一个、或者是它们的组合。
接着，控制器32计算无结霜时制冷剂蒸发温度TXObase与当前制冷剂蒸发温度TXO之差ΔTXO(ΔTXO＝TXObase-TXO)，该无结霜时制冷剂蒸发温度TXObase通过将当前各参数的值代入数学式(IV)来得到，在制冷剂蒸发温度TXO低于无结霜时制冷剂蒸发温度TXObase、且两者的差ΔTXO在规定的结霜检测阈值1以上的状态持续了规定时间t1(秒)以上的情况下，判定为室外热交换器7发生结霜。
图23的实线表示室外热交换器7的制冷剂蒸发温度TXO的变化，虚线表示无结霜时制冷剂蒸发温度TXObase的变化。运转开始当初，室外热交换器7的制冷剂蒸发温度TXO较高，高于无结霜时的制冷剂蒸发温度TXObase。随着制热模式的进行，车厢内的温度变热，车辆用空调装置1的负载降低，因此，上述制冷剂流量、散热器4的通过风量也下降，由数学式(IV)计算出的TXObase(图23的虚线)上升。另一方面，若室外热交换器7开始发生结霜，则与外界气体的热交换性能一点一点地变差，因此，制冷剂蒸发温度TXO(实线)缓缓下降，不久便低于TXObase。于是，制冷剂蒸发温度TXO进一步下降，两者之差ΔTXO(TXObase-TXO)变为结霜检测阈值1以上，在该状态持续规定时间t1以上的情况下，控制器32判定为结霜推定第一阶段。
(8-2)对室外热交换器的结霜抑制运转
控制器32若判定为室外热交换器7的结霜状态为结霜状态推定第一阶段，则判断为此后室外热交换器7发生结霜的危险性较高，从而执行规定的结霜抑制运转。该结霜抑制运转可考虑采用降低压缩机2的转速、利用室外送风机27降低散热器4的通过风量、通过缩小室外膨胀阀6的阀开度提高散热器4的制冷剂的过冷却度、以及它们的组合。由此，由于低压侧压力即室外热交换器7的制冷剂蒸发压力上升，从而对室外热交换器7的结霜得以抑制。
(8-3)注入回路的结霜抑制
在通过上述结霜抑制运转，对室外热交换器7的结霜仍进一步发展，差ΔTXO(TXObase-TXO)变为大于结霜检测阈值1的结霜检测阈值2以上，且该状态持续了规定时间t2以上的情况下，控制器32判定为结霜状态推定第二阶段。控制器32在判定为室外热交换器7的结霜状态为结霜状态推定第二阶段的情况下，判断为可预测会在室外热交换器7发生结霜，并打开注入膨胀阀30，利用注入回路40来执行对压缩机2的气体注入。之后的基于注入膨胀阀30的阀开度控制的注入量的控制与上述相同。
通过上述气体注入，由于如上述那样低压侧压力上升，因此对室外热交换器7的结霜得以抑制。此外，通过气体注入，车厢内的制热能力也得以提高。
在图1的结构图中还设有与图21所示相同的水循环回路78的情况下，在即使进行了气体注入，制热能力Qhp仍然达不到要求制热能力Qtgt时，控制器32使水循环回路78动作，利用水－空气热交换器76进行制热补充，由此维持车厢内的制热能力。
(8-4)室外热交换器的除霜模式
在通过利用注入回路40进行上述气体注入，对室外热交换器7的结霜仍进一步发展，差ΔTXO(TXObase-TXO)变为大于结霜检测阈值2的结霜检测阈值3以上，且该状态持续了规定时间t3以上的情况下，控制器32判定为结霜状态推定最终阶段。控制器32在判定为室外热交换器7的结霜状态为结霜状态推定最终阶段的情况下，转移到除霜模式。在该除霜模式下，控制器32打开电磁阀23和电磁阀21，关闭电磁阀22及电磁阀17，使压缩机2运转。由此，从压缩机2喷出的高温高压的气体制冷剂(热气体)变为下述状态，即：经由电磁阀23通过制冷剂配管13H，并经由瓣阀24从制冷剂配管13I直接流入室外热交换器7。由此，室外热交换器7被加热，从而结霜被溶解而得以去除。
从室外热交换器7流出的制冷剂从制冷剂配管13A经由电磁阀21进入制冷剂配管13D，再经由制冷剂配管13B被吸入压缩机2。接着，在从除霜模式开始经过了规定时间的情况下，控制器32结束除霜模式，并恢复到制热模式。图24的时序图示出了从上述结霜状态推定到除霜模式为止的状态。
在上述实施例中，选择室外热交换器7的制冷剂蒸发温度TXO来进行结霜状态的推定，但并不限于此，也可以基于由室外热交换器温度传感器54得到的室外热交换器7当前的制冷剂蒸发压力PXO、以及外界气体为低湿环境且室外热交换器7没有结霜的无结霜时的该室外热交换器7的制冷剂蒸发压力PXObase，来推定室外热交换器7的结霜状态。
并且，作为结霜状态推定单元，也并不限于此，控制器32还可以基于由外界气体温度传感器33和外界气体湿度传感器34检测到的露点温度与室外热交换器7的制冷剂蒸发温度，来推定室外热交换器7的结霜状态。
由此，通过推定室外热交换器7的结霜状态，在预测到结霜的情况下利用注入回路40来向压缩机2进行气体注入，从而能够抑制对室外热交换器7的结霜。因此，能够避免因除霜而引起的车厢内空气调节环境变差，从而实现了散热器4的制热能力的提高。
此外，在使注入回路40动作之前的阶段，由于控制器32执行抑制室外热交换器7的结霜的运转，因此，能够尽可能地避免结霜，有效地避免车厢内空气调节环境变差。
在实施例中，将本发明应用于切换并执行制热模式、除湿制热模式、除湿制冷模式、制冷模式的各运转模式的车辆用空调装置1，但并不限于此，对于仅进行制热模式的情况，本发明也是有效的。
在实施例中，通过高温制冷剂气体流入室外热交换器7来进行除霜，但除霜方法并不限于此，对于通过使制冷剂的流向反转，或者电加热器等，或者仅通过通风来进行除霜的情况，本发明也是有效的。
并且，上述实施例中所说明的制冷剂回路R的结构和各数值并不限于此，在不脱离本发明的主旨的范围内当然也可进行变更。
标号说明
1 车辆用空调装置
2 压缩机
3 空气流通路
4 散热器
6 室外膨胀阀
7 室外热交换器
8 室内膨胀阀
9 吸热器
11 蒸发能力控制阀
17、20、21、22 电磁阀
23 电磁阀(除霜单元)
26 吸入切换风门
27 室内送风机(鼓风机)
28 空气混合调节风门
32 控制器(控制单元)
30、70 膨胀阀
40 注入回路
35 喷出侧热交换器
45 散热器出口侧热交换器
75 水－制冷剂热交换器
76 水－空气热交换器
78 水循环回路
R 制冷剂回路

Claims (15)

1.一种车辆用空调装置，包括：
压缩制冷剂的压缩机；
使提供给车厢内的空气流通的空气流通路；
设置于该空气流通路，且使制冷剂散热的散热器；
设置于该空气流通路，且使制冷剂吸热的吸热器；
设置于所述车厢外，且使制冷剂散热或吸热的室外热交换器；以及
控制单元，
至少利用该控制单元执行下述制热模式，即：使从所述压缩机喷出的制冷剂在所述散热器中散热，在对经过散热后的该制冷剂进行减压之后，在所述室外热交换器中使其吸热，所述车辆用空调装置的特征在于，
包括注入回路，对从所述散热器出来的制冷剂的一部分进行分流，并使其返回所述压缩机的压缩中途，
该注入回路具有减压单元和喷出侧热交换器，该喷出侧热交换器使经由该减压单元进行了减压的制冷剂与从所述压缩机喷出且在流入所述散热器之前的制冷剂进行热交换。
2.一种车辆用空调装置，包括：
压缩制冷剂的压缩机；
使提供给车厢内的空气流通的空气流通路；
设置于该空气流通路，且使制冷剂散热的散热器；
设置于该空气流通路，且使制冷剂吸热的吸热器；
设置于所述车厢外，且使制冷剂散热或吸热的室外热交换器；以及
控制单元，
至少利用该控制单元执行下述制热模式，即：使从所述压缩机喷出的制冷剂在所述散热器中散热，在对经过散热后的该制冷剂进行减压之后，在所述室外热交换器中使其吸热，所述车辆用空调装置的特征在于，包括：
注入回路，该注入回路对从所述散热器出来的制冷剂的一部分进行分流，并使其返回所述压缩机的压缩中途；以及
水循环回路，该水循环回路利用循环单元对经由加热单元进行了加热的水进行循环，
所述注入回路具有减压单元和水－制冷剂热交换器，该水－制冷剂热交换器使经由该减压单元进行了减压后的制冷剂与在所述水循环回路内流动的水进行热交换。
3.如权利要求2所述的车辆用空调装置，其特征在于，
所述水循环回路具有设置于所述室外热交换器的空气流入侧、或者设置于所述空气流通路的水－空气热交换器。
4.如权利要求1至3的任一项所述的车辆用空调装置，其特征在于，
所述注入回路还具有散热器出口侧热交换器，该散热器出口侧热交换器使经由所述减压单元，或者经由另外设置的又一个减压单元进行了减压后的制冷剂与从所述散热器出来的制冷剂进行热交换。
5.如权利要求4所述的车辆用空调装置，其特征在于，
所述注入回路还具有流路控制单元，该流路控制单元对制冷剂向该注入回路内的各热交换器的流动进行控制，
所述控制单元利用所述流路控制单元使经由所述减压单元进行了减压后的制冷剂始终在所述散热器出口侧热交换器中进行蒸发，并且，在所述散热器的散热不足的情况下，使其在所述喷出侧热交换器、或者所述水－制冷剂热交换器中进行蒸发，利用所述减压单元使所述注入回路内的制冷剂流量增加。
6.如权利要求1至5的任一项所述的车辆用空调装置，其特征在于，
所述控制单元对所要求的散热器的制热能力即要求制热能力Qtgt与所述散热器产生的制热能力Qhp进行比较，在该制热能力Qhp达不到所述要求制热能力Qtgt的情况下，利用减压单元使制冷剂流入所述注入回路。
7.如权利要求6所述的车辆用空调装置，其特征在于，
所述控制单元基于分别表示流入所述散热器的空气的温度、从该散热器流出的空气的温度、以及通过该散热器的风量的指标中的任一个或者它们的组合，以及表示流入所述散热器的空气的比热和该空气的密度的指标，来计算所述要求制热能力Qtgt，
并且，基于分别表示外界气体温度、制冷剂流量、所述空气流通路内的风量、车速、所述吸热器的温度、所述压缩机的转速、所述散热器出口的制冷剂压力、所述散热器出口的制冷剂温度、所述散热器入口的制冷剂压力、以及所述散热器入口的制冷剂温度的指标中的任一个、或者它们的组合，来计算所述制热能力Qhp。
8.如权利要求1至5的任一项所述的车辆用空调装置，其特征在于，
所述控制单元基于根据表示外界气体温度、所述空气流通路内的风量、目标散热器温度与实际的散热器温度之差、所述压缩机的喷出制冷剂温度、以及所述压缩机的喷出制冷剂压力的指标中的任一个，或者它们的组合判断得到的环境条件，在所述制热模式下该环境条件变差的情况下，利用所述减压单元使制冷剂流入所述注入回路。
9.如权利要求6至8的任一项所述的车辆用空调装置，其特征在于，
所述控制单元基于所要求的散热器的制热能力即要求制热能力Qtgt与所述散热器产生的制热能力Qhp之差、目标散热器温度与所述散热器温度之差、目标散热器压力与所述散热器压力之差、向车厢内吹出的目标吹出温度中的任一个，或者它们的组合，利用所述减压单元控制从所述注入回路返回至所述压缩机的制冷剂量。
10.如权利要求6至9的任一项所述的车辆用空调装置，其特征在于，
包括水循环回路，该水循环回路利用循环单元使经由加热单元进行了加热的水进行循环，
所述水循环回路具有设置于所述空气流通路的水－空气热交换器，
并且，所述控制单元在即使使制冷剂流入所述注入回路，所述散热器的制热能力仍然不足的情况下，使经由所述加热单元进行了加热后的水在所述水－空气热交换器中进行循环。
11.一种车辆用空调装置，包括：
压缩制冷剂的压缩机；
使提供给车厢内的空气流通的空气流通路；
设置于该空气流通路，且使制冷剂散热的散热器；
设置于该空气流通路，且使制冷剂吸热的吸热器；
设置于所述车厢外，且使制冷剂散热或吸热的室外热交换器；以及
控制单元，
至少利用该控制单元执行下述制热模式，即：使从所述压缩机喷出的制冷剂在所述散热器中散热，在对经过散热后的该制冷剂进行减压之后，在所述室外热交换器中使其吸热，所述车辆用空调装置的特征在于，
包括注入回路，对从所述散热器出来的制冷剂的一部分进行分流，并使其返回所述压缩机的压缩中途，
所述控制单元具有对于所述室外热交换器的结霜状态进行推定的结霜状态推定单元，基于该结霜状态推定单元的推定，在预测到对所述室外热交换器的结霜的情况下，使所述注入回路动作，使制冷剂返回至所述压缩机的压缩中途。
12.如权利要求11所述的车辆用空调装置，其特征在于，
所述结霜状态推定单元基于分别表示外界气体温度、外界气体湿度、所述室外热交换器的制冷剂蒸发压力、以及所述室外热交换器的制冷剂蒸发温度的指标中的任一个，或者它们的组合，来推定对于所述室外热交换器的结霜状态。
13.如权利要求11或12所述的车辆用空调装置，其特征在于，
所述控制单元对所要求的散热器的制热能力即要求制热能力Qtgt与该散热器产生的制热能力Qhp进行比较，由此来控制所述注入回路的注入量。
14.如权利要求13所述的车辆用空调装置，其特征在于，
包括水循环回路，该水循环回路利用循环单元使经由加热单元进行了加热后的水进行循环，
该水循环回路具有设置于所述空气流通路的水－空气热交换器，在散热器的制热能力Qhp不足的情况下，使所述水循环回路动作。
15.如权利要求11至14的任一项所述的车辆用空调装置，其特征在于，
所述控制单元基于所述结霜状态推定单元的推定，在使所述注入回路动作之前的阶段，执行对于所述室外热交换器的结霜进行抑制的运转。
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