JP2012218673A - 熱交換装置 - Google Patents

Abstract

【課題】冷媒との熱交換により被温度調節部の温度を適切に調節できる熱交換装置を提供する。
【解決手段】冷媒と被温度調節部３１との間で熱交換を行なう熱交換装置１は、冷媒を循環させるための圧縮機１２と、冷媒と外気との間で熱交換する熱交換器１４と、冷媒を減圧する膨張弁１６と、冷媒と空調用空気との間で熱交換する熱交換器１８と、熱交換器１４と膨張弁１６との間を流通する冷媒の経路を形成する冷却通路３２と、膨張弁１６と熱交換器１８との間を流通する冷媒の経路を形成する加熱通路３３と、を備える。被温度調節部３１は、冷却通路３２を流通する冷媒との間で熱交換可能、かつ、加熱通路３３を流通する冷媒との間で熱交換可能に配置されている。
【選択図】図６

Description

本発明は、熱交換装置に関し、特に、蒸気圧縮式冷凍サイクルを流通する冷媒と、温度を調節される被温度調節部との間で熱交換を行なう、熱交換装置に関する。

駆動モータを冷却するモータ冷却装置に関し、従来、駆動モータの温度とオイルの温度との温度差が所定値よりも大きいとき、オイルクーラーによって冷却されたオイルを駆動モータへ供給し、駆動モータの温度とオイルの温度との温度差が所定値以下になると、オイルクーラーによるオイルの冷却を停止する技術が提案されている（たとえば、特開２００５−２１８２７１号公報（特許文献１）参照）。

また、車両用空調装置として使用される蒸気圧縮式冷凍サイクルを利用して、発熱体を冷却する技術が提案されている。たとえば特開２００７−６９７３３号公報（特許文献２）には、膨張弁から圧縮機へ至る冷媒通路に、空調用の空気と熱交換する熱交換器と、発熱体と熱交換する熱交換器と、を並列に配置し、空調装置用の冷媒を利用して発熱体を冷却するシステムが開示されている。特開２００５−９０８６２号公報（特許文献３）には、空調用の冷凍サイクルの減圧器、蒸発器および圧縮機をバイパスするバイパス通路に、発熱体を冷却するための発熱体冷却手段を設けた、冷却システムが開示されている。

特開平１１−２２３４０６号公報（特許文献４）には、パワートランジスタなどの発熱体の廃熱をヒートポンプサイクルの冷媒に吸収させる構成が開示されている。特開平９−２９０６２２号公報（特許文献５）には、車両搭載の発熱部分からの廃熱を回収して、ガスインジェクション用の冷媒に吸熱させることにより、低外気温時における暖房能力を、消費電力の増大を抑制しつつ、効果的に向上する技術が開示されている。

特開２００５−２１８２７１号公報 特開２００７−６９７３３号公報 特開２００５−９０８６２号公報 特開平１１−２２３４０６号公報 特開平９−２９０６２２号公報

車両に搭載されるトランスアクスルを冷却する方式としては、トランスアクスルを構成するモータジェネレータやギヤなどの発熱部材で発生した熱をＡＴＦ（Automatic Transmission Fluid）に回収し、トランスアクスル外部の熱交換器にＡＴＦを圧送し、冷却水またはエアコン用の冷媒と熱交換することが考えられる。モータジェネレータのコイルや磁石などの部品保護、ＡＴＦの劣化抑制などを目的として、ＡＴＦの冷却が必要とされる。しかし、ＡＴＦは常に冷却する必要はない。ＡＴＦを冷やし過ぎると、ＡＴＦの粘度が増大し、ギヤの潤滑不足やフリクションロスの増大を招く。そのためＡＴＦは、適度に加温されることが望ましい。

本発明は上記の課題に鑑みてなされたものであり、その主たる目的は、冷媒との熱交換により被温度調節部の温度を適切に調節することのできる、熱交換装置を提供することである。

本発明に係る熱交換装置は、冷媒と被温度調節部との間で熱交換を行なう熱交換装置であって、冷媒を循環させるための圧縮機と、冷媒と外気との間で熱交換する第一熱交換器と、冷媒を減圧する減圧器と、冷媒と空調用空気との間で熱交換する第二熱交換器と、第一熱交換器と減圧器との間を流通する冷媒の経路を形成する第一通路と、減圧器と第二熱交換器との間を流通する冷媒の経路を形成する第二通路と、を備える。被温度調節部は、第一通路を流通する冷媒との間で熱交換可能、かつ、第二通路を流通する冷媒との間で熱交換可能に配置されている。

上記熱交換装置において好ましくは、圧縮機から第一熱交換器へ向かう冷媒の流れと、圧縮機から第二熱交換器へ向かう冷媒の流れと、を切り換える四方弁を備える。

上記熱交換装置において好ましくは、第一熱交換器と減圧器との間の冷媒の経路に、第一通路に対し並列に接続された第三通路と、第一通路を流れる冷媒の流量と第三通路を流れる冷媒の流量とを調節する、流量調整弁と、を備える。

上記熱交換装置において好ましくは、減圧器と第二熱交換器との間の冷媒の経路に、第二通路に対し並列に接続された第四通路と、第二通路を流れる冷媒の流量と第四通路を流れる冷媒の流量とを調節する、他の流量調整弁と、を備える。

上記熱交換装置において好ましくは、第一通路を開閉する開閉弁を備える。また好ましくは、第二通路を開閉する他の開閉弁を備える。好ましくは、開閉弁の開放時に他の開閉弁は閉止され、開閉弁の閉止時に他の開閉弁は開放される。

本発明の熱交換装置によると、冷媒と被温度調節部との間で熱交換を行なうことにより、被温度調節部の温度を適切に調節することができる。

実施の形態１の熱交換装置の構成を示す模式図である。 実施の形態１の蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 流量調整弁の開度制御の概略を示す図である。 四方弁を切り換えた状態の熱交換装置を示す模式図である。 実施の形態１の蒸気圧縮式冷凍サイクルの暖房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 被温度調節部を加熱する際の熱交換装置を示す模式図である。 被温度調節部を加熱する際の実施の形態１の蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷媒の状態を示すモリエル線図である。 実施の形態２の熱交換装置の構成を示す模式図である。 実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 四方弁を切り換えた状態の実施の形態２の熱交換装置を示す模式図である。 実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクルの暖房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 実施の形態２の被温度調節部を加熱する際の熱交換装置を示す模式図である。 被温度調節部を加熱する際の実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷媒の状態を示すモリエル線図である。 実施の形態３の熱交換装置の構成を示す模式図である。 実施の形態３の蒸気圧縮式冷凍サイクルの冷房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 四方弁を切り換えた状態の実施の形態３の熱交換装置を示す模式図である。 実施の形態３の被温度調節部を加熱する際の熱交換装置を示す模式図である。

以下、図面に基づいてこの発明の実施の形態を説明する。なお、以下の図面において、同一または相当する部分には同一の参照番号を付し、その説明は繰返さない。

（実施の形態１）
図１は、実施の形態１の熱交換装置の構成を示す模式図である。図１に示すように、熱交換装置１は、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を備える。蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、たとえば、車両の車内の冷暖房を行なうために、車両に搭載される。蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を用いた冷房は、たとえば、冷房を行なうためのスイッチがオンされた場合、または、自動的に車両の室内の温度を設定温度になるように調整する自動制御モードが選択されており、かつ、車室内の温度が設定温度よりも高い場合に行なわれる。蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を用いた暖房は、たとえば、暖房を行なうためのスイッチがオンされた場合、または、自動制御モードが選択されており、かつ、車室内の温度が設定温度よりも低い場合に行なわれる。

蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、圧縮機１２と、第一熱交換器としての熱交換器１４と、減圧器の一例としての膨張弁１６と、第二熱交換器としての熱交換器１８と、を含む。蒸気圧縮式冷凍サイクル１０はまた、四方弁１３を含む。四方弁１３は、圧縮機１２から熱交換器１４へ向かう冷媒の流れと、圧縮機１２から熱交換器１８へ向かう冷媒の流れと、を切り換え可能に配置されている。

圧縮機１２は、車両に搭載されたモータまたはエンジンを動力源として作動し、冷媒ガスを断熱的に圧縮して過熱状態冷媒ガスとする。圧縮機１２は、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の作動時に流通する気相冷媒を吸入圧縮して、高温高圧の気相冷媒を吐出する。圧縮機１２は、冷媒を吐出することで、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０に冷媒を循環させる。

熱交換器１４，１８は、冷媒を流通するチューブと、チューブ内を流通する冷媒と熱交換器１４，１８の周囲の空気との間で熱交換するためのフィンと、を含む。熱交換器１４，１８は、車両の走行によって発生する自然の通風によって供給された空気流れ、またはファンによって供給された空気流れと、冷媒と、の間で熱交換を行なう。

膨張弁１６は、高圧の液相冷媒を小さな孔から噴射させることにより膨張させて、低温・低圧の霧状冷媒に変化させる。膨張弁１６は、凝縮された冷媒液を減圧して、気液混合状態の湿り蒸気とする。なお、冷媒液を減圧するための減圧器は、絞り膨張する膨張弁１６に限られず、毛細管であってもよい。

蒸気圧縮式冷凍サイクル１０はまた、冷媒通路２１〜２６を含む。冷媒通路２１は、圧縮機１２と四方弁１３とを連通する。冷媒は、冷媒通路２１を経由して、圧縮機１２から四方弁１３へ向かって流通する。冷媒通路２２は、四方弁１３と熱交換器１４とを連通する。冷媒は、冷媒通路２２を経由して、四方弁１３と熱交換器１４との一方から他方へ向かって流通する。冷媒通路２３は、熱交換器１４と膨張弁１６とを連通する。冷媒は、冷媒通路２３を経由して、熱交換器１４と膨張弁１６との一方から他方へ向かって流通する。

冷媒通路２４は、膨張弁１６と熱交換器１８とを連通する。冷媒は、冷媒通路２４を経由して、膨張弁１６と熱交換器１８との一方から他方へ向かって流通する。冷媒通路２５は、熱交換器１８と四方弁１３とを連通する。冷媒は、冷媒通路２５を経由して、熱交換器１８と四方弁１３との一方から他方へ向かって流通する。冷媒通路２６は、四方弁１３と圧縮機１２とを連通する。冷媒は、冷媒通路２６を経由して、四方弁１３から圧縮機１２へ向かって流通する。

蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、圧縮機１２、熱交換器１４、膨張弁１６および熱交換器１８が、冷媒通路２１〜２６によって連結されて構成される。なお、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の冷媒としては、たとえば二酸化炭素、プロパンやイソブタンなどの炭化水素、アンモニアまたは水などを用いることができる。

熱交換器１４と膨張弁１６との間を流通する冷媒の経路には、第一通路と、第三通路としての冷媒通路２３ａと、が並列に接続されて設けられている。冷媒通路２３ａは、熱交換器１４と膨張弁１６との間を流通する冷媒の経路を形成する冷媒通路２３の一部を形成する。第一通路上には、熱交換部３０が設けられている。熱交換部３０は、熱交換器１４と膨張弁１６との間を流通する冷媒の経路上に設けられている。熱交換部３０は、温度を調節される対象物である被温度調節部３１と、冷媒が流通する配管である冷却通路３２と、を含む。熱交換装置１は、熱交換部３０を経由しない経路である冷媒通路２３ａと、熱交換部３０を通過する経路である冷媒通路５２，５４，５５および冷却通路３２と、を含む。熱交換器１４と膨張弁１６との間の冷媒の経路が分岐して、冷媒の一部が熱交換部３０へ流通する。

冷却通路３２へ冷媒を流通するための経路として、冷媒通路５２，５４，５５が設けられている。冷却通路３２の一方の端部は、冷媒通路５４に接続される。冷却通路３２の他方の端部は、冷媒通路５５に接続される。冷媒通路５２と冷媒通路５４とは、開閉弁５３を介して連通されている。冷媒通路５２，５４と冷媒通路５５との一方を経由して、冷媒通路２３から冷却通路３２へ冷媒が流通する。冷却通路３２を流通して被温度調節部３１と熱交換した後の冷媒は、冷媒通路５２，５４と冷媒通路５５との他方を経由して、冷媒通路２３へ戻る。冷媒通路２３ａと並列に接続される第一通路は、熱交換部３０よりも熱交換器１４に近接する側の冷媒通路５２，５４と、熱交換部３０に含まれる冷却通路３２と、熱交換部３０よりも膨張弁１６に近接する側の冷媒通路５５と、を含む。開閉弁５３は、第一通路を開閉する。

熱交換器１４と膨張弁１６との間を流通する冷媒は、冷却通路３２を経由して流れる。冷媒は、冷却通路３２内を流通するとき、被温度調節部３１から熱を奪って、被温度調節部３１を冷却させる。熱交換部３０は、冷却通路３２によって被温度調節部３１と冷媒との間で熱交換が可能な構造を有するように設けられる。本実施の形態においては、熱交換部３０は、たとえば、被温度調節部３１の筐体に冷却通路３２の外周面が直接接触するように形成された冷却通路３２を有する。冷却通路３２は、被温度調節部３１の筐体と隣接する部分を有する。当該部分において、冷却通路３２を流通する冷媒と、被温度調節部３１との間で、熱交換が可能となる。

被温度調節部３１は、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の熱交換器１４から膨張弁１６に至る冷媒の経路の一部を形成する冷却通路３２の外周面に直接接続されて、冷却される。冷却通路３２の外部に被温度調節部３１が配置されるので、冷却通路３２の内部を流通する冷媒の流れに被温度調節部３１が干渉することはない。そのため、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の圧力損失は増大しないので、圧縮機１２の動力を増大させることなく、被温度調節部３１を冷却することができる。

代替的には、熱交換部３０は、被温度調節部３１と冷却通路３２との間に介在して配置された任意の公知のヒートパイプを備えてもよい。この場合被温度調節部３１は、冷却通路３２の外周面にヒートパイプを介して接続され、被温度調節部３１から冷却通路３２へヒートパイプを経由して熱伝達することにより、冷却される。被温度調節部３１をヒートパイプの加熱部とし冷却通路３２をヒートパイプの冷却部とすることで、冷却通路３２と被温度調節部３１との間の熱伝達効率が高められるので、被温度調節部３１の冷却効率を向上できる。たとえばウィック式のヒートパイプを使用することができる。

ヒートパイプによって被温度調節部３１から冷却通路３２へ確実に熱伝達することができるので、被温度調節部３１と冷却通路３２との間に距離があってもよく、被温度調節部３１に冷却通路３２を接触させるために冷却通路３２を複雑に配置する必要がない。その結果、被温度調節部３１の配置の自由度を向上することができる。

熱交換器１４と膨張弁１６との間を冷媒が流通する経路として、熱交換部３０を通過する経路である冷媒通路５２，５４，５５および冷却通路３２と、熱交換部３０を通過しない経路である冷媒通路２３ａと、が並列に設けられる。冷媒通路５２，５４，５５を含む被温度調節部３１の冷却系は、冷媒通路２３ａと並列に接続されている。熱交換器１４と膨張弁１６との間を熱交換部３０を経由せずに流れる冷媒の経路と熱交換部３０を経由して流れる冷媒の経路とを並列に設け、一部の冷媒のみを冷媒通路５２，５４，５５へ流通させることで、熱交換器１４と膨張弁１６との間を流れる冷媒の一部のみが熱交換部３０へ流れる。

熱交換部３０において被温度調節部３１を冷却するために必要な量の冷媒を冷媒通路５２，５４，５５へ流通させ、全ての冷媒が熱交換部３０に流れない。したがって、被温度調節部３１は適切に冷却され、被温度調節部３１が過冷却されることを防止できる。また、冷媒通路５２，５４，５５および冷却通路３２を含む被温度調節部３１の冷却系への冷媒の流通に係る、圧力損失を低減することができる。それに伴い、冷媒を循環させるための圧縮機１２の運転に必要な消費電力を低減することができる。

被温度調節部３１はたとえば、車両に搭載されるトランスアクスルの潤滑油および油圧作動油として使用されるＡＴＦと熱交換してＡＴＦを冷却するための、ＡＴＦ冷却器である。図示しないトランスアクスルの内部に充填され、トランスアクスルを構成する各部材の冷却および潤滑を行なうＡＴＦは、トランスアクスルから図示しない配管を経由して被温度調節部３１へ流れ、被温度調節部３１において冷媒と熱交換し、再び図示しない配管を経由してトランスアクスルへ戻る。

熱交換器１８は、空気が流通するダクト４０の内部に配置されている。熱交換器１８は、冷媒とダクト４０内を流通する空調用空気との間で熱交換して、空調用空気の温度を調節する。ダクト４０は、ダクト４０に空調用空気が流入する入口であるダクト入口４１と、ダクト４０から空調用空気が流出する出口であるダクト出口４２と、を有する。ダクト４０の内部の、ダクト入口４１の近傍には、ファン４３が配置されている。

ファン４３が駆動することにより、ダクト４０内に空気が流通する。ファン４３が稼働すると、ダクト入口４１を経由してダクト４０の内部へ空調用空気が流入する。ダクト４０へ流入する空気は、外気であってもよく、車両の室内の空気であってもよい。図１中の矢印４５は、熱交換器１８を経由して流通し、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の冷媒と熱交換する空調用空気の流れを示す。冷房運転時には、熱交換器１８において空調用空気が冷却され、冷媒は空調用空気からの熱伝達を受けて加熱される。暖房運転時には、熱交換器１８において空調用空気が加熱され、冷媒は空調用空気へ熱伝達することにより冷却される。矢印４６は、熱交換器１８で温度調節され、ダクト出口４２を経由してダクト４０から流出する、空調用空気の流れを示す。

冷房運転時には、図１に示すＡ点、Ｂ点、Ｃ点、Ｄ点およびＥ点を順に通過するように蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を冷媒が流れ、圧縮機１２と熱交換器１４と膨張弁１６と熱交換器１８とに冷媒が循環する。冷媒は、圧縮機１２と熱交換器１４と膨張弁１６と熱交換器１８とが冷媒通路２１〜２６によって順次接続された冷媒循環流路を通って、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を循環する。

図２は、実施の形態１の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の冷房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。図２中の横軸は、冷媒の比エンタルピー（単位：ｋＪ／ｋｇ）を示し、縦軸は、冷媒の絶対圧力（単位：ＭＰａ）を示す。図中の曲線は、冷媒の飽和蒸気線および飽和液線である。図２中には、圧縮機１２から熱交換器１４を経由して冷媒通路２３へ流入し、被温度調節部３１を冷却し、冷媒通路２３へ戻り膨張弁１６、熱交換器１８を経由して圧縮機１２へ戻る、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０中の各点（すなわちＡ、Ｂ，Ｃ，ＤおよびＥ点）における冷媒の熱力学状態が示される。

図２に示すように、圧縮機１２に吸入された過熱蒸気状態の冷媒（Ａ点）は、圧縮機１２において等比エントロピー線に沿って断熱圧縮される。圧縮するに従って冷媒の圧力と温度とが上昇し、高温高圧の過熱度の大きい過熱蒸気になって（Ｂ点）、冷媒は熱交換器１４へと流れる。

熱交換器１４へ入った高圧の冷媒蒸気は、熱交換器１４において外気と熱交換して冷却される。冷媒は、等圧のまま過熱蒸気から乾き飽和蒸気になり、凝縮潜熱を放出し徐々に液化して気液混合状態の湿り蒸気になり、冷媒の全部が凝縮すると飽和液になり、さらに顕熱を放出して過冷却液になる（Ｃ点）。熱交換器１４は、圧縮機１２において圧縮された過熱状態冷媒ガスを、外部媒体へ等圧的に放熱させて冷媒液とする。圧縮機１２から吐出された気相冷媒は、熱交換器１４において周囲に放熱し冷却されることによって、凝縮（液化）する。熱交換器１４における熱交換によって、冷媒の温度は低下し冷媒は液化する。

熱交換器１４で液化した高圧の液相冷媒は、冷媒通路５２、開閉弁５３および冷媒通路５４を順に経由して熱交換部３０へ流れ、被温度調節部３１を冷却する。被温度調節部３１との熱交換により、冷媒の過冷却度が小さくなる。つまり、被温度調節部３１から顕熱を受けて過冷却液の状態の冷媒の温度が上昇し、液冷媒の飽和温度に近づき、飽和温度をわずかに下回る温度にまで加熱される（Ｄ点）。その後冷媒は、冷媒通路２３を経由して膨張弁１６に流入する。膨張弁１６を通過することで、過冷却液状態の冷媒は絞り膨張され、冷媒の比エンタルピーは変化せず温度と圧力とが低下して、低温低圧の気液混合状態の湿り蒸気となる（Ｅ点）。

膨張弁１６から出た湿り蒸気状態の冷媒は、冷媒通路２４を経由して熱交換器１８へ流入する。熱交換器１８のチューブ内には、湿り蒸気状態の冷媒が流入する。冷媒は、熱交換器１８のチューブ内を流通する際に、フィンを経由して空調用空気の熱を蒸発潜熱として吸収することによって、等圧のまま蒸発する。全ての冷媒が乾き飽和蒸気になると、さらに顕熱によって冷媒蒸気は温度上昇して、過熱蒸気となる（Ａ点）。冷媒は、熱交換器１８において周囲から吸熱し加熱される。気化した冷媒は、冷媒通路２５を経由して四方弁１３へ流れ、さらに冷媒通路２６を経由して圧縮機１２に吸入される。圧縮機１２は、熱交換器１８から流通する冷媒を圧縮する。冷媒はこのようなサイクルに従って、圧縮、凝縮、絞り膨張、蒸発の状態変化を連続的に繰り返す。

なお、上述した蒸気圧縮式冷凍サイクルの説明では、理論冷凍サイクルについて説明しているが、実際の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０では、圧縮機１２における損失、冷媒の圧力損失および熱損失を考慮する必要があるのは勿論である。

冷房運転時に、熱交換器１８は、その内部を流通する霧状冷媒が気化することによって、熱交換器１８に接触するように導入された周囲の空気の熱を吸収する。熱交換器１８は、膨張弁１６によって絞り膨張され減圧された低温低圧の冷媒を用いて、冷媒の湿り蒸気が蒸発して冷媒ガスとなる際の気化熱を、車両の室内へ流通する空調用空気から吸収して、車両の室内の冷房を行なう。熱が熱交換器１８に吸収されることによって温度が低下した空調用空気が車両の室内に流入することによって、車両の室内の冷房が行なわれる。

蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の運転中に、冷媒は、熱交換器１８において気化熱を車両の室内の空気から吸収して、車室内の冷房を行なう。加えて、熱交換器１４から出た高圧の液冷媒が熱交換部３０へ流通し、被温度調節部３１と熱交換することで被温度調節部３１を冷却する。熱交換装置１は、車両に搭載された被温度調節部３１を、車両の室内の空調用の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を利用して、冷却する。なお、被温度調節部３１を冷却するために必要とされる温度は、少なくとも被温度調節部３１の温度範囲として目標となる温度範囲の上限値よりも低い温度であることが望ましい。

図１に戻って、熱交換装置１は、流量調整弁５１を備える。流量調整弁５１は、熱交換器１４と膨張弁１６との間の冷媒通路２３の一部を形成する冷媒通路２３ａに配置されている。流量調整弁５１は、その弁開度を変動させ、冷媒通路２３ａを流れる冷媒の圧力損失を増減させることにより、冷媒通路２３ａを流れる冷媒の流量と、冷媒通路５２，５４，５５および冷却通路３２を流れる冷媒の流量と、を任意に調節する。

たとえば、流量調整弁５１を全閉にして弁開度を０％にすると、熱交換器１４と膨張弁１６との間を流れる冷媒の全量が冷媒通路５２，５４，５５および冷却通路３２へ流入する。流量調整弁５１の弁開度を大きくすれば、熱交換器１４と膨張弁１６との間を流れる冷媒のうち、冷媒通路２３ａを経由して流れる流量が大きくなり、冷媒通路５２，５４，５５および冷却通路３２を経由して流れ被温度調節部３１を冷却する冷媒の流量が小さくなる。流量調整弁５１の弁開度を小さくすれば、熱交換器１４と膨張弁１６との間を流れる冷媒のうち、冷媒通路２３ａを経由して流れる流量が小さくなり、冷媒通路５２，５４，５５および冷却通路３２を経由して流れ被温度調節部３１を冷却する冷媒の流量が大きくなる。

流量調整弁５１の弁開度を大きくすると被温度調節部３１を冷却する冷媒の流量が小さくなり、被温度調節部３１の冷却能力が低下する。流量調整弁５１の弁開度を小さくすると被温度調節部３１を冷却する冷媒の流量が大きくなり、被温度調節部３１の冷却能力が向上する。流量調整弁５１を使用して、熱交換部３０に流れる冷媒の量を最適に調節できるので、被温度調節部３１の過冷却を確実に防止することができ、加えて、冷媒通路５２，５４，５５および冷却通路３２の冷媒の流通に係る圧力損失および冷媒を循環させるための圧縮機１２の消費電力を、確実に低減することができる。

流量調整弁５１の弁開度調整に係る制御の一例について、以下に説明する。図３は、流量調整弁５１の開度制御の概略を示す図である。図３のグラフ（Ａ）〜（Ｄ）に示す横軸は、時間を示す。グラフ（Ａ）の縦軸は、流量調整弁５１がステッピングモータを用いた電気式膨張弁である場合の弁開度を示す。グラフ（Ｂ）の縦軸は、流量調整弁５１が温度の変動により開閉動作する温度式膨張弁である場合の弁開度を示す。グラフ（Ｃ）の縦軸は、被温度調節部３１の温度を示す。グラフ（Ｄ）の縦軸は、被温度調節部３１の出入口温度差を示す。

冷媒が熱交換部３０を経由して流通することで、被温度調節部３１は冷却される。流量調整弁５１の弁開度調整は、たとえば、被温度調節部３１の温度、または被温度調節部３１の出口温度と入口温度との温度差を監視することにより、行なわれる。たとえばグラフ（Ｃ）を参照して、被温度調節部３１の温度を継続的に計測する温度センサを設け、被温度調節部３１の温度を監視する。またたとえば、グラフ（Ｄ）を参照して、被温度調節部３１の入口温度と出口温度とを計測する温度センサを設け、被温度調節部３１の出入口の温度差を監視する。

被温度調節部３１の温度が目標温度を上回る、または、被温度調節部３１の出入口温度差が目標温度差（たとえば３〜５℃）を上回ると、グラフ（Ａ）およびグラフ（Ｂ）に示すように、流量調整弁５１の開度を小さくする。流量調整弁５１の開度を絞ることにより、上述した通り、熱交換部３０へ流れる冷媒の流量が大きくなるので、被温度調節部３１をより効果的に冷却できる。その結果、グラフ（Ｃ）に示すように被温度調節部３１の温度を低下させて目標温度以下にすることができ、または、グラフ（Ｄ）に示すように被温度調節部３１の出入口温度差を小さくして目標温度差以下にすることができる。

このように、流量調整弁５１の弁開度を最適に調整することで、被温度調節部３１を適切な温度範囲に保つために必要な放熱能力を得られる量の冷媒を確保し、被温度調節部３１を適切に冷却することができる。したがって、被温度調節部３１が過熱して損傷する不具合の発生を、確実に抑制することができる。

図４は、四方弁１３を切り換えた状態の熱交換装置１を示す模式図である。図１と図４とを比較して、四方弁１３が９０°回転することにより、圧縮機１２出口から四方弁１３へ流入した冷媒が四方弁１３を出る経路が切り換えられている。図１に示す冷房運転時には、圧縮機１２において圧縮された冷媒は、圧縮機１２から熱交換器１４へ向かって流れる。一方、図４に示す暖房運転時には、圧縮機１２において圧縮された冷媒は、圧縮機１２から熱交換器１８へ向かって流れる。

暖房運転時には、図４に示すＡ点、Ｂ点、Ｅ点、Ｄ点およびＣ点を順に通過するように蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を冷媒が流れ、圧縮機１２と熱交換器１８と膨張弁１６と熱交換器１４とに冷媒が循環する。冷媒は、圧縮機１２と熱交換器１８と膨張弁１６と熱交換器１４とが冷媒通路２１〜２６によって順次接続された冷媒循環流路を通って、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を循環する。

図５は、実施の形態１の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の暖房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。図５中の横軸は、冷媒の比エンタルピー（単位：ｋＪ／ｋｇ）を示し、縦軸は、冷媒の絶対圧力（単位：ＭＰａ）を示す。図中の曲線は、冷媒の飽和蒸気線および飽和液線である。図５中には、圧縮機１２から熱交換器１８、膨張弁１６を経由して冷媒通路２３へ流入し、被温度調節部３１を冷却し、冷媒通路２３へ戻り熱交換器１４を経由して圧縮機１２へ戻る、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０中の各点（すなわちＡ、Ｂ，Ｅ，ＤおよびＣ点）における冷媒の熱力学状態が示される。

図５に示すように、圧縮機１２に吸入された過熱蒸気状態の冷媒（Ａ点）は、圧縮機１２において等比エントロピー線に沿って断熱圧縮される。圧縮するに従って冷媒の圧力と温度とが上昇し、高温高圧の過熱度の大きい過熱蒸気になって（Ｂ点）、冷媒は熱交換器１８へと流れる。

熱交換器１８へ入った高圧の冷媒蒸気は、熱交換器１８において冷却され、等圧のまま過熱蒸気から乾き飽和蒸気になり、凝縮潜熱を放出し徐々に液化して気液混合状態の湿り蒸気になり、冷媒の全部が凝縮すると飽和液になり、さらに顕熱を放出して過冷却液になる（Ｅ点）。熱交換器１８は、圧縮機１２において圧縮された過熱状態冷媒ガスを、外部媒体へ等圧的に放熱させて冷媒液とする。圧縮機１２から吐出された気相冷媒は、熱交換器１８において周囲に放熱し冷却されることによって、凝縮（液化）する。熱交換器１８における熱交換によって、冷媒の温度は低下し冷媒は液化する。冷媒は、熱交換器１８において周囲へ放熱し冷却される。

熱交換器１８で液化した高圧の液相冷媒は、冷媒通路２４を経由して膨張弁１６に流入する。膨張弁１６において、過冷却液状態の冷媒は絞り膨張され、冷媒の比エンタルピーは変化せず温度と圧力とが低下して、低温低圧の気液混合状態の湿り蒸気となる（Ｄ点）。膨張弁１６において温度が下げられた冷媒は、冷媒通路２３，５５を経由して熱交換部３０の冷却通路３２へ流れ、被温度調節部３１を冷却する。被温度調節部３１との熱交換により、冷媒が加熱され、冷媒の乾き度が増大する。被温度調節部３１から潜熱を受け取って一部の冷媒が気化することにより、湿り蒸気状態の冷媒中に含まれる飽和蒸気の割合が増加する（Ｃ点）。

熱交換部３０から出た湿り蒸気状態の冷媒は、冷媒通路５４，５２を経由して冷媒通路２３へ戻り、熱交換器１４へ流入する。熱交換器１４のチューブ内には、湿り蒸気状態の冷媒が流入する。冷媒は、チューブ内を流通する際に、フィンを経由して外気の熱を蒸発潜熱として吸収することによって等圧のまま蒸発する。全ての冷媒が乾き飽和蒸気になると、さらに顕熱によって冷媒蒸気は温度上昇して、過熱蒸気となる（Ａ点）。気化した冷媒は、冷媒通路２２を経由して圧縮機１２に吸入される。圧縮機１２は、熱交換器１４から流通する冷媒を圧縮する。冷媒はこのようなサイクルに従って、圧縮、凝縮、絞り膨張、蒸発の状態変化を連続的に繰り返す。

暖房運転時に、熱交換器１８は、その内部を流通する冷媒蒸気が凝縮することによって、熱交換器１８に接触するように導入された周囲の空気へ熱を加える。熱交換器１８は、圧縮機１２で断熱圧縮された高温高圧の冷媒を用いて、冷媒ガスが凝縮して冷媒の湿り蒸気となる際の凝縮熱を、車両の室内へ流通する空調用空気へ放出して、車両の室内の暖房を行なう。熱交換器１８から熱を受け取ることによって温度が上昇した空調用空気が車両の室内に流入することによって、車両の室内の暖房が行なわれる。

熱交換装置１において、膨張弁１６と熱交換器１８との間を流通する冷媒の経路には、第二通路と、第四通路としての冷媒通路２４ａと、が並列に接続されて設けられている。冷媒通路２４ａは、膨張弁１６と熱交換器１８との間を流通する冷媒の経路を形成する冷媒通路２４の一部を形成する。熱交換部３０は、上述した通り第一通路と熱交換可能に設けられ、かつ、第二通路と熱交換可能に第二通路上に設けられている。熱交換部３０は、膨張弁１６と熱交換器１８との間を流通する冷媒の経路上に設けられている。熱交換部３０は、被温度調節部３１および冷却通路３２に加え、冷媒が流通する配管である加熱通路３３を含む。熱交換装置１は、熱交換部３０を経由しない経路である冷媒通路２４ａと、熱交換部３０を通過する経路である冷媒通路６２，６４，６５および加熱通路３３と、を含む。膨張弁１６と熱交換器１８との間の冷媒の経路が分岐して、冷媒の一部が熱交換部３０へ流通する。

加熱通路３３へ冷媒を流通するための経路として、冷媒通路６２，６４，６５が設けられている。加熱通路３３の一方の端部は、冷媒通路６４に接続される。加熱通路３３の他方の端部は、冷媒通路６５に接続される。冷媒通路６２と冷媒通路６４とは、開閉弁６３を介して連通されている。冷媒通路６２，６４と冷媒通路６５との一方を経由して、冷媒通路２４から加熱通路３３へ冷媒が流通する。加熱通路３３を流通して被温度調節部３１と熱交換した後の冷媒は、冷媒通路６２，６４と冷媒通路６５との他方を経由して、冷媒通路２４へ戻る。冷媒通路２４ａと並列に接続される第二通路は、熱交換部３０よりも熱交換器１８に近接する側の冷媒通路６２，６４と、熱交換部３０に含まれる加熱通路３３と、熱交換部３０よりも膨張弁１６に近接する側の冷媒通路６５と、を含む。開閉弁６３は、第二通路を開閉する。

図６は、被温度調節部３１を加熱する際の熱交換装置１を示す模式図である。図１および図４に示す被温度調節部３１を冷却する場合には、開閉弁５３が開状態とされ開閉弁６３が閉状態とされる。開閉弁５３の開放時に、開閉弁６３は閉止されている。そのため、冷却通路３２を冷媒が流通し、加熱通路３３には冷媒は流れない。冷却通路３２を流れる冷媒に被温度調節部３１から熱が伝達されることにより、被温度調節部３１が冷却される。一方、図６に示す被温度調節部３１を加熱する場合には、開閉弁６３が開状態とされ開閉弁５３が閉状態とされる。開閉弁５３の閉止時に、開閉弁６３は開放されている。そのため、加熱通路３３を冷媒が流通し、冷却通路３２には冷媒は流れない。加熱通路３３を流れる冷媒から被温度調節部３１に熱が伝達されることにより、被温度調節部３１が加熱される。

図６に示すように、膨張弁１６と熱交換器１８との間を流通し加熱通路３３を経由して流れる冷媒は、加熱通路３３内を流通するとき、被温度調節部３１へ熱を加えて、被温度調節部３１を昇温させる。熱交換部３０は、加熱通路３３によって被温度調節部３１と冷媒との間で熱交換が可能な構造を有するように設けられる。上述した冷却通路３２に対する被温度調節部３１の配置と同様に、被温度調節部３１の筐体に加熱通路３３の外周面が直接接触してもよい。または、被温度調節部３１と加熱通路３３との間にヒートパイプが配置され、加熱通路３３をヒートパイプの加熱部とし被温度調節部３１をヒートパイプの冷却部としてもよい。加熱通路３３の外部に被温度調節部３１が配置され、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の圧力損失は増大しないので、圧縮機１２の動力を増大させることなく、被温度調節部３１を加熱することができる。

膨張弁１６と熱交換器１８との間を冷媒が流通する経路として、熱交換部３０を通過する経路である冷媒通路６２，６４，６５および加熱通路３３と、熱交換部３０を通過しない経路である冷媒通路２４ａと、が並列に設けられる。冷媒通路６２，６４，６５を含む被温度調節部３１の加熱系は、冷媒通路２４ａと並列に接続されている。膨張弁１６と熱交換器１８との間を熱交換部３０を経由せずに流れる冷媒の経路と熱交換部３０を経由して流れる冷媒の経路とを並列に設け、一部の冷媒のみを冷媒通路６２，６４，６５へ流通させることで、膨張弁１６と熱交換器１８との間を流れる冷媒の一部のみが熱交換部３０へ流れる。

熱交換部３０において被温度調節部３１を加熱するために必要な量の冷媒を冷媒通路６２，６４，６５へ流通させ、全ての冷媒が熱交換部３０に流れない。したがって、被温度調節部３１は適切に加熱され、被温度調節部３１が過熱されることを防止できる。また、冷媒通路６２，６４，６５および加熱通路３３を含む被温度調節部３１の加熱系への冷媒の流通に係る、圧力損失を低減することができる。それに伴い、冷媒を循環させるための圧縮機１２の運転に必要な消費電力を低減することができる。

冷媒通路２４ａには、流量調整弁５１とは異なる他の流量調整弁としての流量調整弁６１が配置されている。流量調整弁６１は、上述した流量調整弁５１と同様に、その弁開度を変動させ、冷媒通路２４ａを流れる冷媒の圧力損失を増減させることにより、冷媒通路２４ａを流れる冷媒の流量と、冷媒通路６２，６４，６５および加熱通路３３を流れる冷媒の流量と、を任意に調節する。

流量調整弁６１の弁開度を大きくすると被温度調節部３１を加熱する冷媒の流量が小さくなり、被温度調節部３１の昇温能力が低下する。流量調整弁６１の弁開度を小さくすると被温度調節部３１を加熱する冷媒の流量が大きくなり、被温度調節部３１の昇温能力が向上する。流量調整弁６１を使用して、熱交換部３０に流れる冷媒の量を最適に調節できるので、被温度調節部３１の過熱を確実に防止することができ、加えて、冷媒通路６２，６４，６５および加熱通路３３の冷媒の流通に係る圧力損失および冷媒を循環させるための圧縮機１２の消費電力を、確実に低減することができる。

なお、被温度調節部３１を冷却する際には、流量調整弁６１は全開状態に保たれ、流量調整弁５１は図３を参照して説明したようにその開度を制御される。開閉弁６３を閉状態にすることで加熱通路３３へ冷媒が流通することを確実に防止でき、流量調整弁６１を全開にすることで冷媒通路２４ａを流れる冷媒の圧力損失を最小とすることができる。一方、被温度調節部３１を加熱する際には、流量調整弁５１が全開状態に保たれ、流量調整弁６１は、被温度調節部３１を加熱するための加熱通路３３を流れる冷媒の流量を適切に維持できるように、図３を参照して説明した流量調整弁５１の開度制御と同様に、その開度を制御される。開閉弁５３を閉状態にすることで冷却通路３２へ冷媒が流通することを確実に防止でき、流量調整弁５１を全開にすることで冷媒通路２３ａを流れる冷媒の圧力損失を最小とすることができる。

図７は、被温度調節部３１を加熱する際の実施の形態１の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の冷媒の状態を示すモリエル線図である。図７中の横軸は、冷媒の比エンタルピー（単位：ｋＪ／ｋｇ）を示し、縦軸は、冷媒の絶対圧力（単位：ＭＰａ）を示す。図中の曲線は、冷媒の飽和蒸気線および飽和液線である。図７中には、圧縮機１２から熱交換器１８を経由して冷媒通路２４へ流入し、被温度調節部３１を加熱し、冷媒通路２４へ戻り膨張弁１６、熱交換器１４を経由して圧縮機１２へ戻る、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０中の各点（すなわちＡ、Ｂ，Ｅ，ＦおよびＤ点）における冷媒の熱力学状態が示される。

図７に示すように、圧縮機１２に吸入された過熱蒸気状態の冷媒（Ａ点）は、圧縮機１２において等比エントロピー線に沿って断熱圧縮される。圧縮するに従って冷媒の圧力と温度とが上昇し、高温高圧の過熱度の大きい過熱蒸気になって（Ｂ点）、冷媒は熱交換器１８へと流れる。

熱交換器１８へ入った高圧の冷媒蒸気は、熱交換器１８において冷却され、等圧のまま過熱蒸気から乾き飽和蒸気になり、凝縮潜熱を放出し徐々に液化して気液混合状態の湿り蒸気になる（Ｅ点）。熱交換器１８は、圧縮機１２において圧縮された過熱状態冷媒ガスを、外部媒体へ等圧的に放熱させて冷媒液とする。圧縮機１２から吐出された気相冷媒は、熱交換器１８において周囲に放熱し冷却されることによって、凝縮（液化）する。熱交換器１８における熱交換によって、冷媒の温度は低下し冷媒は液化する。冷媒は、熱交換器１８において周囲へ放熱し冷却される。

熱交換器１８から流出した湿り蒸気状態の冷媒は、冷媒通路２４，６２，６４を経由して熱交換部３０の加熱通路３３へ流れ、被温度調節部３１を加熱する。被温度調節部３１との熱交換により、冷媒は冷却され凝縮する。熱交換部３０において冷媒の全部が凝縮すると、冷媒は飽和液になり、さらに顕熱を放出して過冷却液になる（Ｆ点）。

熱交換部３０で液化した高圧の液相冷媒は、冷媒通路６５，２４を経由して膨張弁１６に流入する。膨張弁１６において、過冷却液状態の冷媒は絞り膨張され、冷媒の比エンタルピーは変化せず温度と圧力とが低下して、低温低圧の気液混合状態の湿り蒸気となる（Ｄ点）。

膨張弁１６において温度が下げられた冷媒は、冷媒通路２３を経由して熱交換器１４へ流入する。熱交換器１４のチューブ内には、湿り蒸気状態の冷媒が流入する。冷媒は、チューブ内を流通する際に、フィンを経由して外気の熱を蒸発潜熱として吸収することによって等圧のまま蒸発する。全ての冷媒が乾き飽和蒸気になると、さらに顕熱によって冷媒蒸気は温度上昇して、過熱蒸気となる（Ａ点）。気化した冷媒は、冷媒通路２２を経由して圧縮機１２に吸入される。圧縮機１２は、熱交換器１４から流通する冷媒を圧縮する。冷媒はこのようなサイクルに従って、圧縮、凝縮、絞り膨張、蒸発の状態変化を連続的に繰り返す。

寒冷期の暖房運転時に、図４，５を参照して説明したように低温の冷媒を熱交換部３０の冷却通路３２へ流通させ被温度調節部３１を冷却すると、被温度調節部３１は非常に低い温度まで冷やされてしまう。被温度調節部３１がＡＴＦ冷却器である場合、燃費の悪化を抑制し、ギヤ潤滑を確保するために、ＡＴＦを冷却し過ぎないことが望まれる。そこで、ＡＴＦ温度が低いときには、図６，７に示すように、高圧の冷媒を熱交換部３０の加熱通路３３へ導入し被温度調節部３１と熱交換させることにより、積極的にＡＴＦを加熱させることができる。ＡＴＦを適度に昇温させることができるので、ＡＴＦの粘度が増大しギヤの潤滑不足やフリクションロスの増大などの問題が発生するのを、回避することができる。ＡＴＦが低温のときにＡＴＦを早期に暖気することができるので、燃費を向上できるとともに、ギヤの潤滑を確保することができる。

以上のように、本実施の形態の熱交換装置１は、熱交換器１８において空調用空気と熱交換することで車両の室内の冷暖房を行なうために設けられた、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を備える。冷房運転時と暖房運転時とで蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内の冷媒の流れる方向を四方弁１３を用いて切り換えることにより、一台の熱交換器１８を使用して、冷房運転時と暖房運転時との両方の場合に、車両の室内へ流通する空調用空気の温度を適切に調節できる。空調用空気と熱交換する熱交換器を二台配置する必要がないので、熱交換装置１のコストを低減することができ、かつ熱交換装置１を小型化することができる。

冷房運転時に冷媒は、膨張弁１６の出口において、車両の室内の冷房のために本来必要とされる温度および圧力を有する。熱交換器１４は、冷媒を十分に冷却できる程度に、その放熱能力が定められている。膨張弁１６を通過した後の冷媒を被温度調節部３１の冷却に使用すると、熱交換器１８における空調用空気の冷却能力が減少して車室用の冷房能力が低下するが、本実施の形態の熱交換装置１では、熱交換器１４において冷媒を十分な過冷却状態にまで冷却し、熱交換器１４の出口の高圧の冷媒を被温度調節部３１の冷却に使用する。そのため、車室内の空気を冷却する冷房の能力に影響を与えることなく、被温度調節部３１を冷却することができる。

熱交換器１４の仕様（すなわち、熱交換器１４のサイズまたは熱交換性能）は、熱交換器１４を通過した後の液相冷媒の温度が車室内の冷房のために必要とされる温度よりも低下するように、定められる。熱交換器１４の仕様は、被温度調節部３１を冷却しない場合の蒸気圧縮式冷凍サイクルの熱交換器よりも、冷媒が被温度調節部３１から受け取ると想定される熱量分だけ大きい放熱量を有するように、定められる。このような仕様の熱交換器１４を備える熱交換装置１は、車両の室内の優れた冷房性能を維持しつつ、圧縮機１２の動力を増加させることなく、被温度調節部３１を適切に冷却できる。

暖房運転時に冷媒は、熱交換部３０において被温度調節部３１から吸熱することにより加熱され、熱交換器１４において外気から吸熱することによりさらに加熱される。熱交換部３０と熱交換器１４との両方で冷媒を加熱することにより、熱交換器１４の出口において冷媒を十分な過熱蒸気の状態にまで加熱できるので、車両の室内の優れた暖房性能を維持しつつ、被温度調節部３１を適切に冷却できる。熱交換部３０で冷媒が加熱され、被温度調節部３１の廃熱を室内の暖房に有効利用できるので、成績係数が向上し、暖房運転時の圧縮機１２での冷媒の断熱圧縮のための消費動力を低減することができる。

さらに、寒冷期の暖房運転時には、圧縮機１２で加圧された高温高圧の冷媒を用いて、空調用空気を加熱するとともに、被温度調節部３１を加熱する。暖房運転時に、被温度調節部３１の温度をサーミスタなどで計測し、被温度調節部３１の温度が高い場合には開閉弁５３を開にし開閉弁６３を閉にすることで被温度調節部３１を冷却でき、被温度調節部３１の温度が低い場合には開閉弁６３を開にし開閉弁５３を閉にすることで被温度調節部３１を加熱できる。被温度調節部３１は、冷却通路３２を流通する冷媒により冷却され、かつ、加熱通路３３を流通する冷媒により加熱され得るように配置され、冷却通路３２および加熱通路３３への冷媒の流通は開閉弁５３，６３の開閉によって切り換えられる。したがって、簡単な構成かつ簡単な制御によって、被温度調節部３１を自在に冷却または加熱でき、被温度調節部３１の温度を最適に調節することが容易になる。

熱交換装置１では、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０を利用して、被温度調節部３１の冷却および加熱が行なわれる。被温度調節部３１の冷却のための専用の水循環ポンプもしくは冷却ファンなどの冷却機器、または、被温度調節部３１の加熱のための専用のヒータなどの加熱機器を設ける必要はない。被温度調節部３１の温度調節のために必要な構成を低減でき、装置構成を単純にできるので、熱交換装置１の製造コストを低減できる。加えて、被温度調節部３１の温度調節のためにポンプ、冷却ファンまたはヒータなどの動力源を運転する必要がなく、動力源を運転するための消費動力を必要としない。したがって、被温度調節部３１の冷却および加熱のための消費動力を低減することができる。

（実施の形態２）
図８は、実施の形態２の熱交換装置１の構成を示す模式図である。実施の形態２の熱交換装置１は、熱交換部３０と膨張弁１６との間の冷媒の経路に、第三熱交換器としての熱交換器１５が配置されている点で、実施の形態１と異なっている。

熱交換器１５が設けられるので、熱交換器１４と膨張弁１６との間の冷媒の経路は、熱交換器１５よりも熱交換器１４に近接する側の冷媒通路２３と、熱交換器１５よりも膨張弁１６に近接する側の冷媒通路２７と、に分割されている。冷媒通路２３は、熱交換器１４と熱交換器１５との間を流通する冷媒の経路として設けられている。冷却通路３２を含む被温度調節部３１の冷却系である第一通路は、冷媒通路２３の一部を形成する冷媒通路２３ａと並列に接続されている。

冷房運転時には、図８に示すＡ点、Ｂ点、Ｃ点、Ｄ点、Ｇ点およびＥ点を順に通過するように蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を冷媒が流れ、圧縮機１２と熱交換器１４，１５と膨張弁１６と熱交換器１８とに冷媒が循環する。冷媒は、圧縮機１２と熱交換器１４，１５と膨張弁１６と熱交換器１８とが冷媒通路２１〜２７によって順次接続された冷媒循環流路を通って、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を循環する。

図９は、実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の冷房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。図９中の横軸は、冷媒の比エンタルピー（単位：ｋＪ／ｋｇ）を示し、縦軸は、冷媒の絶対圧力（単位：ＭＰａ）を示す。図中の曲線は、冷媒の飽和蒸気線および飽和液線である。図９中には、圧縮機１２から熱交換器１４を経由して冷媒通路２３へ流入し、被温度調節部３１を冷却し、冷媒通路２３へ戻り熱交換器１５を経由して冷媒通路２７へ流入し、膨張弁１６、熱交換器１８を経由して圧縮機１２へ戻る、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０中の各点（すなわちＡ、Ｂ，Ｃ，Ｄ，ＧおよびＥ点）における冷媒の熱力学状態が示される。

実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、熱交換器１４から膨張弁１６へ至る系統を除いて、実施の形態１と同じである。つまり、図２に示すモリエル線図におけるＤ点からＥ点、Ａ点を経由してＢ点へ至る冷媒の状態と、図９に示すモリエル線図におけるＧ点からＥ点、Ａ点を経由してＢ点へ至る冷媒の状態と、は同じである。そのため、実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０に特有の、Ｂ点からＧ点へ至る冷媒の状態について、以下に説明する。

圧縮機１２によって断熱圧縮された高温高圧の過熱蒸気状態の冷媒（Ｂ点）は、熱交換器１４において冷却される。冷媒は、等圧のまま顕熱を放出して過熱蒸気から乾き飽和蒸気になり、凝縮潜熱を放出し徐々に液化して気液混合状態の湿り蒸気になり、冷媒の全部が凝縮して飽和液になる（Ｃ点）。

熱交換器１４から流出した飽和液状態の冷媒は、冷媒通路５２，５４を経由して熱交換部３０へ流れる。熱交換部３０において、熱交換器１４を通過して凝縮された液冷媒に熱を放出することで、被温度調節部３１が冷却される。被温度調節部３１との熱交換により、冷媒が加熱され、冷媒の乾き度が増大する。冷媒は、被温度調節部３１から潜熱を受け取って一部の冷媒が気化することにより、飽和液と飽和蒸気とが混合した湿り蒸気となる（Ｄ点）。

その後冷媒は、熱交換器１５に流入する。冷媒の湿り蒸気は、熱交換器１５において外気と熱交換することで再度凝縮され、冷媒の全部が凝縮すると飽和液になり、さらに顕熱を放出して過冷却された過冷却液になる（Ｇ点）。その後膨張弁１６を通過することで、冷媒は低温低圧の湿り蒸気になる（Ｅ点）。

蒸気圧縮式冷凍サイクル１０において、圧縮機１２から吐出された高圧の冷媒は、熱交換器１４と熱交換器１５との両方によって凝縮される。熱交換器１５において十分に冷媒を冷却することにより、膨張弁１６の出口において、冷媒は、車両の室内の冷房のために本来必要とされる温度および圧力を有する。そのため、熱交換器１８において冷媒が蒸発するときに外部から受け取る熱量を十分に大きくすることができる。このように、冷媒を十分に冷却できる熱交換器１５の放熱能力を定めることにより、車室内の空気を冷却する冷房の能力に影響を与えることなく、被温度調節部３１を冷却することができる。したがって、被温度調節部３１の冷却能力と、車室用の冷房能力との両方を、確実に確保することができる。

実施の形態１の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０では、圧縮機１２と膨張弁１６との間に熱交換器１４が配置され、冷房運転時には、冷房と被温度調節部３１の冷却とに相当する分の熱交換を熱交換器１４で行なう必要がある。そのため、熱交換器１４において冷媒を飽和液の状態からさらに冷却し、冷媒が所定の過冷却度を有するまで冷却する必要があった。過冷却液の状態の冷媒を冷却すると、冷媒の温度が大気温度に近づき、冷媒の冷却効率が低下するので、熱交換器１４の容量を増大させる必要がある。その結果、熱交換器１４のサイズが増大し、車載用の熱交換装置１として不利になるという問題がある。一方、車両へ搭載するために熱交換器１４を小型化すると、熱交換器１４の放熱能力も小さくなり、その結果、膨張弁１６の出口における冷媒の温度を十分に低くできず、車室用の冷房能力が不足する虞がある。

これに対し、実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０では、圧縮機１２と膨張弁１６との間に二段の熱交換器１４，１５を配置し、被温度調節部３１の冷却系である熱交換部３０が熱交換器１４と熱交換器１５との間に設けられる。熱交換器１４では、図９に示すように、冷媒を飽和液の状態にまで冷却すればよい。被温度調節部３１から蒸発潜熱を受け取り一部気化した湿り蒸気の状態の冷媒は、熱交換器１５で再度冷却される。湿り蒸気状態の冷媒を凝縮させ完全に飽和液にするまで、冷媒は一定の温度で状態変化する。熱交換器１５はさらに、車両の室内の冷房のために必要な程度の過冷却度にまで、冷媒を冷却する。そのため、実施の形態１と比較して、冷媒の過冷却度を大きくする必要がなく、熱交換器１４，１５の容量を低減することができる。したがって、車室用の冷房能力を確保でき、かつ、熱交換器１４，１５のサイズを低減することができるので小型化され車載用に有利な、熱交換装置１を得ることができる。

熱交換器１４から熱交換部３０へ流れる冷媒は、被温度調節部３１を冷却するときに、被温度調節部３１から熱を受け取り加熱される。熱交換部３０において冷媒が飽和蒸気温度以上に加熱され冷媒の全量が気化すると、冷媒と被温度調節部３１との熱交換量が減少して被温度調節部３１を効率よく冷却できなくなり、また冷媒が配管内を流れる際の圧力損失が増大する。そのため、被温度調節部３１を冷却した後に冷媒の全量が気化しない程度に、熱交換器１４において十分に冷媒を冷却するのが望ましい。

具体的には、熱交換器１４の出口における冷媒の状態を飽和液に近づけ、典型的には熱交換器１４の出口において冷媒が飽和液線上にある状態にする。このように冷媒を十分に冷却できる能力を熱交換器１４が有する結果、熱交換器１４の冷媒から熱を放出させる放熱能力は、熱交換器１５の放熱能力よりも高くなる。放熱能力が相対的に大きい熱交換器１４において冷媒を十分に冷却することにより、被温度調節部３１から熱を受け取った冷媒を湿り蒸気の状態に留めることができ、冷媒と被温度調節部３１との熱交換量の減少を回避できるので、被温度調節部３１を十分に効率よく冷却することができる。被温度調節部３１を冷却した後の湿り蒸気の状態の冷媒は、熱交換器１５において効率よく再度冷却され、飽和温度をわずかに下回る程度の過冷却液の状態にまで冷却される。したがって、車室用の冷房能力と被温度調節部３１の冷却能力との両方を確保した、熱交換装置１を提供することができる。

図１０は、四方弁１３を切り換えた状態の実施の形態２の熱交換装置１を示す模式図である。図８と図１０とを比較して、四方弁１３が９０°回転することにより、圧縮機１２出口から四方弁１３へ流入した冷媒が四方弁１３を出る経路が切り換えられている。図８に示す冷房運転時には、圧縮機１２において圧縮された冷媒は、圧縮機１２から熱交換器１４へ向かって流れる。一方、図１０に示す暖房運転時には、圧縮機１２において圧縮された冷媒は、圧縮機１２から熱交換器１８へ向かって流れる。

暖房運転時には、図１０に示すＡ点、Ｂ点、Ｅ点、Ｇ点、Ｄ点およびＣ点を順に通過するように蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を冷媒が流れ、圧縮機１２と熱交換器１８と膨張弁１６と熱交換器１５，１４とに冷媒が循環する。冷媒は、圧縮機１２と熱交換器１８と膨張弁１６と熱交換器１５，１４とが冷媒通路２１〜２７によって順次接続された冷媒循環流路を通って、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を循環する。

図１１は、実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の暖房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。図１１中の横軸は、冷媒の比エンタルピー（単位：ｋＪ／ｋｇ）を示し、縦軸は、冷媒の絶対圧力（単位：ＭＰａ）を示す。図中の曲線は、冷媒の飽和蒸気線および飽和液線である。図１１中には、圧縮機１２から熱交換器１８、膨張弁１６、熱交換器１５を経由して冷媒通路２３へ流入し、被温度調節部３１を冷却し、冷媒通路２３へ戻り熱交換器１４を経由して圧縮機１２へ戻る、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０中の各点（すなわちＡ、Ｂ，Ｅ，Ｇ，ＤおよびＣ点）における冷媒の熱力学状態が示される。

実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、膨張弁１６から熱交換器１４へ至る系統を除いて、実施の形態１と同じである。つまり、図５に示すモリエル線図におけるＡ点からＢ点、Ｅ点を経由してＤ点へ至る冷媒の状態と、図１１に示すモリエル線図におけるＡ点からＢ点、Ｅ点を経由してＧ点へ至る冷媒の状態と、は同じである。そのため、実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０に特有の、Ｇ点からＡ点へ至る冷媒の状態について、以下に説明する。

膨張弁１６において温度が下げられた冷媒（Ｇ点）は、冷媒通路２７を経由して熱交換器１５へ流入する。熱交換器１５のチューブ内には、湿り蒸気状態の冷媒が流入する。冷媒は、チューブ内を流通する際に、フィンを経由して外気の熱を蒸発潜熱として吸収することによって等圧のまま蒸発する。熱交換器１５における外気との熱交換により、冷媒が加熱され、冷媒の乾き度が増大する。熱交換器１５において潜熱を受け取って一部の冷媒が気化することにより、湿り蒸気状態の冷媒中に含まれる飽和蒸気の割合が増加する（Ｄ点）。

熱交換器１５から出た湿り蒸気状態の冷媒は、冷媒通路２３，５５を経由して熱交換部３０の冷却通路３２へ流れ、被温度調節部３１を冷却する。熱交換部３０において、飽和液と飽和蒸気とが混合した湿り蒸気状態の冷媒に熱を放出することで、被温度調節部３１が冷却される。被温度調節部３１との熱交換により、冷媒が加熱され、冷媒の乾き度が増大する。被温度調節部３１から潜熱を受け取って一部の冷媒が気化することにより、湿り蒸気状態の冷媒中に含まれる飽和蒸気の割合がさらに増加する（Ｃ点）。

熱交換部３０から出た湿り蒸気状態の冷媒は、冷媒通路５４，５２を経由して冷媒通路２３へ戻り、熱交換器１４へ流入する。熱交換器１４のチューブ内には、湿り蒸気状態の冷媒が流入する。冷媒は、チューブ内を流通する際に、フィンを経由して外気の熱を蒸発潜熱として吸収することによって等圧のまま蒸発する。全ての冷媒が乾き飽和蒸気になると、さらに顕熱によって冷媒蒸気は温度上昇して、過熱蒸気となる（Ａ点）。

暖房運転時に冷媒は、熱交換器１４，１５の両方において外気から吸熱することにより加熱され、熱交換部３０において被温度調節部３１から吸熱することによりさらに加熱される。熱交換部３０と熱交換器１４，１５との両方で冷媒を加熱することにより、熱交換器１４の出口において冷媒を十分な過熱蒸気の状態にまで加熱できるので、車両の室内の優れた暖房性能を維持しつつ、被温度調節部３１を適切に冷却できる。熱交換部３０で冷媒が加熱され、被温度調節部３１の廃熱を室内の暖房に有効利用できるので、暖房運転時の圧縮機１２での冷媒の断熱圧縮のための消費動力を低減することができる。

図１２は、実施の形態２の被温度調節部３１を加熱する際の熱交換装置１を示す模式図である。実施の形態１と同様に、開閉弁５３，６３の開閉状態を切り換え、開閉弁５３を閉に、開閉弁６３を開にすることにより、加熱通路３３を冷媒が流通し、冷却通路３２には冷媒は流れない状態とする。このとき、加熱通路３３を流れる冷媒から被温度調節部３１に伝熱することにより、被温度調節部３１が加熱される。

図１３は、被温度調節部３１を加熱する際の実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の冷媒の状態を示すモリエル線図である。図１３中の横軸は、冷媒の比エンタルピー（単位：ｋＪ／ｋｇ）を示し、縦軸は、冷媒の絶対圧力（単位：ＭＰａ）を示す。図中の曲線は、冷媒の飽和蒸気線および飽和液線である。図１３中には、圧縮機１２から熱交換器１８を経由して冷媒通路２４へ流入し、被温度調節部３１を加熱し、冷媒通路２４へ戻り膨張弁１６、熱交換器１５，１４を経由して圧縮機１２へ戻る、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０中の各点（すなわちＡ、Ｂ，Ｅ，Ｆ，ＧおよびＤ点）における冷媒の熱力学状態が示される。

実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、膨張弁１６から熱交換器１４へ至る系統を除いて、実施の形態１と同じである。つまり、図７に示すモリエル線図におけるＡ点からＢ点、Ｅ点、Ｆ点を経由してＤ点へ至る冷媒の状態と、図１３に示すモリエル線図におけるＡ点からＢ点、Ｅ点、Ｆ点を経由してＧ点へ至る冷媒の状態と、は同じである。そのため、実施の形態２の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０に特有の、Ｇ点からＡ点へ至る冷媒の状態について、以下に説明する。

膨張弁１６において温度が下げられた冷媒（Ｇ点）は、冷媒通路２７を経由して熱交換器１５へ流入する。熱交換器１５のチューブ内には、飽和液と飽和蒸気とが混合した湿り蒸気状態の冷媒が流入する。冷媒は、チューブ内を流通する際に、フィンを経由して外気の熱を蒸発潜熱として吸収することによって等圧のまま蒸発する。熱交換器１５における外気との熱交換により、冷媒が加熱され、冷媒の乾き度が増大する。熱交換器１５において潜熱を受け取って一部の冷媒が気化することにより、湿り蒸気状態の冷媒中に含まれる飽和蒸気の割合が増加する（Ｄ点）。

熱交換器１５から出た湿り蒸気状態の冷媒は、冷媒通路２３を経由して熱交換器１４へ流入する。熱交換器１４のチューブ内には、飽和液と飽和蒸気とが混合した湿り蒸気状態の冷媒が流入する。冷媒は、チューブ内を流通する際に、フィンを経由して外気の熱を蒸発潜熱として吸収することによって等圧のまま蒸発する。全ての冷媒が乾き飽和蒸気になると、さらに顕熱によって冷媒蒸気は温度上昇して、過熱蒸気となる（Ａ点）。

寒冷期の暖房運転時に、空調用空気を加熱するとともに、高圧の冷媒を熱交換部３０へ導入し被温度調節部３１と熱交換させることにより被温度調節部３１を加熱する。被温度調節部３１がＡＴＦ冷却器である場合、積極的にＡＴＦを加熱してＡＴＦを適度に昇温させることができるので、ＡＴＦの粘度が増大しギヤの潤滑不足やフリクションロスの増大などの問題が発生するのを、回避することができる。膨張弁１６を経由した後の低温低圧の冷媒は二段の熱交換器１５，１４で加熱されるので、熱交換器１４，１５の各々の熱交換能力を小さくでき、熱交換器１４，１５のサイズを低減することができるので小型化され車載用に有利な、熱交換装置１を得ることができる。

（実施の形態３）
図１４は、実施の形態３の熱交換装置１の構成を示す模式図である。実施の形態３の熱交換装置１は、熱交換器１４と熱交換部３０との間の冷媒の経路において、冷媒通路５２，５４を連通または非連通の状態にする開閉弁５３に替えて、第一の減圧器（膨張弁１６）とは異なる第二の減圧器としての膨張弁５６を備える点で、実施の形態１および２とは異なっている。膨張弁５６は、膨張弁１６と同様に、熱交換器１４から出た高圧の液相冷媒を膨張させ、冷媒の温度と圧力とを低下させる。熱交換装置１はさらに、膨張弁５６をバイパスする冷媒の経路である冷媒通路５７と、冷媒通路５７上に設けられ冷媒通路５７への冷媒の流通を切り換える開閉弁５８と、を備える。

冷房運転時には、図１４に示すように、開閉弁５８は閉状態とされる。熱交換器１４において凝縮された冷媒は、冷媒通路５２、膨張弁５６、冷媒通路５４を経由して、熱交換部３０へ向かって流通する。熱交換部３０へ流通し、冷却通路３２を経由して流れる冷媒は、被温度調節部３１から熱を奪って、被温度調節部３１を冷却させる。熱交換部３０は、熱交換器１４から出て膨張弁５６で減圧された低温低圧の冷媒を用いて、被温度調節部３１を冷却する。

図１５は、実施の形態３の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の冷房運転時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。図１５中の横軸は、冷媒の比エンタルピー（単位：ｋＪ／ｋｇ）を示し、縦軸は、冷媒の絶対圧力（単位：ＭＰａ）を示す。図中の曲線は、冷媒の飽和蒸気線および飽和液線である。図１５中には、熱交換器１４の出口の冷媒通路２３から冷媒通路５２へ流入し、膨張弁５６において膨張した後に冷媒通路５４を流通し、被温度調節部３１を冷却し、冷媒通路５５から熱交換器１５の入口の冷媒通路２３へ戻る、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０中の各点（すなわちＡ，Ｂ，Ｈ，Ｃ，Ｄ，ＧおよびＥ点）における冷媒の熱力学状態が示される。

実施の形態３の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、熱交換器１４から膨張弁１６へ至る系統を除いて、実施の形態２と同じである。つまり、図９に示すモリエル線図におけるＥ点からＡ点、Ｂ点を経由してＣ点へ至る冷媒の状態と、図１５に示すモリエル線図におけるＥ点からＡ点、Ｂ点を経由してＨ点へ至る冷媒の状態と、は同じである。そのため、実施の形態３の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０に特有の、Ｈ点からＥ点へ至る冷媒の状態について、以下に説明する。

熱交換器１４において液化した冷媒（Ｈ点）は、冷媒通路２３，５２を経由して膨張弁５６に流入する。膨張弁５６において、飽和液状体の冷媒は絞り膨張され、冷媒の比エンタルピーは変化せず温度と圧力とが低下して、飽和液と飽和蒸気とが混合した湿り蒸気となる（Ｃ点）。膨張弁５６において温度が下げられた冷媒は、冷媒通路５４を経由して熱交換部３０の冷却通路３２へ流れ、被温度調節部３１を冷却する。被温度調節部３１との熱交換により、冷媒が加熱され、冷媒の乾き度が増大する。被温度調節部３１から潜熱を受け取って一部の冷媒が気化することにより、湿り蒸気状態の冷媒中に含まれる飽和蒸気の割合が増加する（Ｄ点）。

その後冷媒は、熱交換器１５に流入する。冷媒の湿り蒸気は、熱交換器１５において再度凝縮され、冷媒の全部が凝縮すると飽和液になり、さらに顕熱を放出して過冷却された過冷却液になる（Ｇ点）。その後膨張弁１６を通過することで、過冷却液状態の冷媒は絞り膨張され、比エンタルピーは変化せず温度と圧力とが低下して、低温低圧の気液混合状態の湿り蒸気となる（Ｅ点）。

実施の形態３の熱交換装置１では、冷房運転時に、膨張弁５６で膨張することにより温度が低下した冷媒を使用して被温度調節部３１を冷却できるので、被温度調節部３１をより効率よく冷却できる。膨張弁５６の仕様を最適に選定することにより、熱交換部３０で被温度調節部３１を冷却する冷媒の温度を任意に調整することができる。被温度調節部３１の冷却に適したより低い温度の冷媒を熱交換部３０に供給して、被温度調節部３１を冷却することができる。

図１６は、四方弁を切り換えた状態の実施の形態３の熱交換装置を示す模式図である。実施の形態３の熱交換装置１を使用して暖房運転する場合、膨張弁５６は全閉（開度０％）にされ、開閉弁５８が開とされる。そのため、図１６に示すＡ点、Ｂ点、Ｅ点、Ｇ点、Ｄ点およびＣ点を順に通過するように蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を冷媒が流れ、圧縮機１２と熱交換器１８と膨張弁１６と熱交換器１５，１４とに冷媒が循環する。

このとき冷媒は、図１１と同様に状態を変化させながら、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を循環する。したがって、実施の形態２と同様に、熱交換部３０と熱交換器１４，１５との両方で冷媒を加熱することにより、熱交換器１４の出口において冷媒を十分な過熱蒸気の状態にまで加熱できるので、車両の室内の優れた暖房性能を維持しつつ、被温度調節部３１を適切に冷却することができる。

図１７は、実施の形態３の被温度調節部３１を加熱する際の熱交換装置１を示す模式図である。実施の形態３の熱交換装置１を使用して、寒冷期の暖房運転時に被温度調節部３１を加熱する場合、膨張弁５６が全閉（開度０％）にされるとともに開閉弁５８が閉とされ、開閉弁６３が開とされる。そのため、図１７に示すＡ、Ｂ，Ｅ，Ｆ，ＧおよびＤ点を順に通過するように蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を冷媒が流れ、圧縮機１２と熱交換器１８と膨張弁１６と熱交換器１５，１４とに冷媒が循環する。

このとき冷媒は、図１３と同様に状態を変化させながら、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０内を循環する。したがって、実施の形態２と同様に、寒冷期の暖房運転時に、空調用空気を加熱するとともに、高圧の冷媒を熱交換部３０へ導入し被温度調節部３１を加熱することができる。被温度調節部３１がＡＴＦ冷却器である場合、積極的にＡＴＦを加熱してＡＴＦを適度に昇温させることができるので、ＡＴＦの粘度が増大しギヤの潤滑不足やフリクションロスの増大などの問題が発生するのを、回避することができる。

なお、実施の形態１〜３においては、ＡＴＦ冷却器を例として車両に搭載された被温度調節部の温度を最適に調節する熱交換装置１について説明した。本発明の熱交換装置１により温度を調節される被温度調節部３１は、車両に搭載されたＡＴＦ冷却器に限られず、外気温などの諸条件に従って冷却または加熱されることを必要とする任意の機器、または任意の機器の発熱する一部分であってもよい。

以上のように本発明の実施の形態について説明を行なったが、各実施の形態の構成を適宜組合せてもよい。また、今回開示された実施の形態はすべての点で例示であって、制限的なものではないと考えられるべきである。この発明の範囲は上記した説明ではなくて特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味、および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。

本発明の熱交換装置は、冷却または加熱を必要とするＡＴＦ冷却器などの被温度調節部の、車両における車内の冷暖房を行なうための蒸気圧縮式冷凍サイクルを使用した温度調節に、特に有利に適用され得る。

１ 熱交換装置、１０ 蒸気圧縮式冷凍サイクル、１２ 圧縮機、１３ 四方弁、１４，１５，１８ 熱交換器、１６，５６ 膨張弁、２１，２２，２３，２３ａ，２４，２４ａ，２５，２６，２７，５２，５４，５５，５７，６２，６４，６５ 冷媒通路、３０ 熱交換部、３１ 被温度調節部、３２ 冷却通路、３３ 加熱通路、４０ ダクト、４１ ダクト入口、４２ ダクト出口、４３ ファン、５１，６１ 流量調整弁、５３，６３，５８ 開閉弁。

Claims (7)

1. 冷媒と被温度調節部との間で熱交換を行なう熱交換装置であって、
   前記冷媒を循環させるための圧縮機と、
   前記冷媒と外気との間で熱交換する第一熱交換器と、
   前記冷媒を減圧する減圧器と、
   前記冷媒と空調用空気との間で熱交換する第二熱交換器と、
   前記第一熱交換器と前記減圧器との間を流通する前記冷媒の経路を形成する第一通路と、
   前記減圧器と前記第二熱交換器との間を流通する前記冷媒の経路を形成する第二通路と、を備え、
   前記被温度調節部は、前記第一通路を流通する前記冷媒との間で熱交換可能、かつ、前記第二通路を流通する前記冷媒との間で熱交換可能に配置されている、熱交換装置。
2. 前記圧縮機から前記第一熱交換器へ向かう前記冷媒の流れと、前記圧縮機から前記第二熱交換器へ向かう前記冷媒の流れと、を切り換える四方弁を備える、請求項１に記載の熱交換装置。
3. 前記第一熱交換器と前記減圧器との間の前記冷媒の経路に、前記第一通路に対し並列に接続された第三通路と、
   前記第一通路を流れる前記冷媒の流量と前記第三通路を流れる前記冷媒の流量とを調節する、流量調整弁と、を備える、請求項１または請求項２に記載の熱交換装置。
4. 前記減圧器と前記第二熱交換器との間の前記冷媒の経路に、前記第二通路に対し並列に接続された第四通路と、
   前記第二通路を流れる前記冷媒の流量と前記第四通路を流れる前記冷媒の流量とを調節する、他の流量調整弁と、を備える、請求項３に記載の熱交換装置。
5. 前記第一通路を開閉する開閉弁を備える、請求項３または請求項４に記載の熱交換装置。
6. 前記第二通路を開閉する他の開閉弁を備える、請求項５に記載の熱交換装置。
7. 前記開閉弁の開放時に前記他の開閉弁は閉止され、前記開閉弁の閉止時に前記他の開閉弁は開放される、請求項６に記載の熱交換装置。

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