JP5556499B2 - 二段昇圧式冷凍サイクル - Google Patents

Description

本発明は、低段側圧縮機構と高段側圧縮機構とを備え、冷媒を多段階に昇圧可能な二段昇圧式冷凍サイクルに関する。

従来、特許文献１に、低圧冷媒を中間圧冷媒となるまで圧縮して吐出する低段側圧縮機構と、低段側圧縮機構から吐出された中間圧冷媒を高圧冷媒となるまで圧縮して吐出する高段側圧縮機構とを備え、冷媒を多段階に昇圧可能に構成された二段昇圧式冷凍サイクルが開示されている。

さらに、この特許文献１の二段昇圧式冷凍サイクルは、空調装置に適用されており、高段側圧縮機構から吐出された高温高圧冷媒と室内送風空気とを熱交換させて室内送風空気を加熱する放熱器、放熱器から流出した高圧冷媒の一部を中間圧冷媒となるまで減圧膨張させる中間圧膨張弁等を備えている。

そして、高段側圧縮機構に、中間圧膨張弁にて減圧された中間圧冷媒と低段側圧縮機構から吐出された中間圧冷媒との混合冷媒を吸入させることによって、低段側圧縮機構から吐出された中間圧冷媒のみを吸入させる場合よりも温度の低い混合冷媒を吸入させる、いわゆるエコノマイザ式冷凍サイクルのサイクル構成を実現できるようになっている。

この種のエコノマイザ式冷凍サイクルでは、高段側圧縮機構に、温度の低い混合冷媒を吸入させることによって、高段側圧縮機構の圧縮効率を向上させることができるとともに、双方の圧縮機構における吸入冷媒圧力と吐出冷媒圧力との圧力差を縮小させて、双方の圧縮機構の圧縮効率を向上させることができる。

従って、エコノマイザ式冷凍サイクルでは、１つの圧縮機構で冷媒を昇圧する通常の冷凍サイクルよりも、サイクルの成績係数（ＣＯＰ）の向上を狙うことができる。なお、圧縮効率とは、圧縮機構を駆動させるために要する仕事量に対する圧縮機構が出力した仕事量の比で定義されるエネルギ変換効率である。

ところが、エコノマイザ式冷凍サイクルでは、例えば、空調負荷の低下（加熱能力の低下）等に伴って、サイクルを循環させる必要のある冷媒流量（以下、必要循環冷媒流量という。）が低下した際に、圧縮機構の回転数を低下させると、双方の圧縮機構の圧縮効率が大きく低下して、１つの圧縮機構で冷媒を昇圧する通常の冷凍サイクルよりもＣＯＰが低下してしまうことがある。

そこで、特許文献１の二段昇圧式冷凍サイクルでは、エコノマイザ式冷凍サイクルを構成する冷媒回路と、１つの圧縮機構で冷媒を昇圧する通常の冷凍サイクルを構成する冷媒回路とを切替可能に構成し、外気温や放熱器にて加熱された室内送風空気の温度に応じて、ＣＯＰが高くなる方の冷媒回路に切り替えるようにしている。

特開平４−８０５４５号公報

しかしながら、特許文献１の二段昇圧式冷凍サイクルでは、単に、エコノマイザ式冷凍サイクルを構成する冷媒回路と、通常の冷凍サイクルを構成する冷媒回路とを切り替えているだけなので、必要循環冷媒流量が低下して圧縮機構の回転数を低下させる運転条件時に、ＣＯＰを充分に向上させることができない。

このことを図１６を用いて説明する。なお、図１６は、圧縮機構を電動モータにて駆動した際の回転数に対する圧縮効率の変化を示すグラフである。従って、図１６において圧縮効率の分母となる圧縮機構を駆動させるために要する仕事量は、電動モータに供給した電力となる。

図１６から明らかなように、圧縮機構には、圧縮効率が最大（ピーク）となる最大効率回転数があり、回転数の低い領域では、圧縮効率が大きく低下してしまうという特性がある。なお、このような特性は、ローリングピストン型、レシプロ型、ベーン型等の固定容量型の各種圧縮機構において同様である。

また、冷媒を多段階に昇圧する二段昇圧式冷凍サイクルでは、同一の回転数における各圧縮機構の吐出流量（質量流量）が同一となるので、低段側圧縮機構と高段側圧縮機構が同じ吐出容量になっていると、エコノマイザ式冷凍サイクルを構成する冷媒回路から通常の冷凍サイクルを構成する冷媒回路へ切り替えたとしても、必要循環冷媒流量が変化しなければ、圧縮機構の回転数を変化させる必要も生じない。

つまり、圧縮機構の回転数を低下させた際に、エコノマイザ式冷凍サイクルを構成する冷媒回路から通常の冷凍サイクルを構成する冷媒回路へ切り替えたとしても圧縮機構の回転数は変化せず、圧縮機構の圧縮効率が低い状態のままでサイクルが運転されてしまう。従って、特許文献１の二段昇圧式冷凍サイクルでは、必要循環冷媒流量が低下して圧縮機構の回転数を低下させる運転条件時に、ＣＯＰを充分に向上させることができない。

本発明は、上記点に鑑み、サイクルを循環させる必要のある必要循環冷媒流量の変化によらず、サイクルの成績係数（ＣＯＰ）を充分に向上させることのできる二段昇圧式冷凍サイクルを提供することを目的とする。

上記目的を達成するため、請求項１に記載の発明では、低圧冷媒を中間圧冷媒となるまで圧縮して吐出する低段側圧縮機構（１１０）と、低段側圧縮機構（１１０）から吐出された中間圧冷媒を高圧冷媒となるまで圧縮して吐出する高段側圧縮機構（１２０）と、高段側圧縮機構（１２０）から吐出された高圧冷媒を放熱させる放熱器（１２）と、放熱器（１２）から流出した冷媒を中間圧冷媒となるまで減圧させる中間圧膨張弁（１５ａ）と、放熱器（１２）から流出した冷媒を低圧冷媒となるまで減圧させる低圧膨張弁（１５ｂ）と、低圧膨張弁（１５ｂ）にて減圧された低圧冷媒を蒸発させて低段側圧縮機構（１１０）の吸入側へ流出する蒸発器（１８）と、中間圧膨張弁（１５ａ）にて減圧された中間圧冷媒を高段側圧縮機構（１２０）の吸入側へ導く中間圧冷媒通路（１４）とを備える二段昇圧式冷凍サイクルであって、
低段側圧縮機構（１１０）の吸入側に接続される吸入側冷媒通路と高段側圧縮機構（１２０）の吸入側に接続される中間圧冷媒通路（１４）との間を接続する低圧冷媒通路（２２）と、中間圧冷媒通路（１４）を開くとともに低圧冷媒通路（２２）を閉じる第１冷媒回路、および、中間圧冷媒通路（１４）を閉じるとともに低圧冷媒通路（２２）を開く第２冷媒回路を切り替える冷媒回路切替手段（１４ａ、２２ａ）と、高段側圧縮機構（１２０）および低段側圧縮機構（１１０）の双方を回転駆動する１つの電動モータ（１３０）とを備え、
さらに、高段側圧縮機構（１２０）の吐出容量（Ｖ２）は、低段側圧縮機構（１１０）の吐出容量（Ｖ１）よりも小さく設定されており、冷媒回路切替手段は、中間圧冷媒通路（１４）を開閉する中間圧側開閉弁（１４ａ）および低圧冷媒通路（２２）を開閉する低圧側開閉弁（２２ａ）によって構成されていることを特徴とする。

これによれば、２つの開閉弁（１４ａ、２２ａ）によって容易に冷媒回路切替手段を構成することができる。そして、中間圧側開閉弁（１４ａ）により中間圧冷媒通路（１４）を開くとともに低圧側開閉弁（２２ａ）により低圧冷媒通路（２２）を閉じることで、二段昇圧式冷凍サイクルを第１冷媒回路に切り替えることができ、また、中間圧側開閉弁（１４ａ）により中間圧冷媒通路（１４）を閉じるとともに低圧側開閉弁（２２ａ）により低圧冷媒通路（２２）を開くことで、二段昇圧式冷凍サイクルを第２冷媒回路に切り替えることができる。
冷媒回路切替手段（１４ａ、２２ａ）が、第１冷媒回路に切り替えた際には、前述のエコノマイザ式冷凍サイクルを構成することができる。
また、第２冷媒回路に切り替えた際には、低段側圧縮機構（１１０）に冷媒吐出能力を発揮させることなく、高段側圧縮機構（１２０）にて冷媒を昇圧する冷凍サイクルを構成できるので、両圧縮機構（１１０、１２０）を１つの電動モータ（１３０）で回転駆動する小型簡潔な圧縮機構成を採用できる。

さらに、高段側圧縮機構（１２０）の吐出容量（Ｖ２）が、低段側圧縮機構（１１０）の吐出容量（Ｖ１）よりも小さく設定されているので、第１冷媒回路から第２冷媒回路へ切り替えた際に、サイクルの循環冷媒流量を変化させないように高段側圧縮機構（１２０）の回転数を増加させることができる。これにより、高段側圧縮機構（１２０）の圧縮効率を向上させることができる。

従って、必要循環冷媒流量が比較的高く、エコノマイザ式冷凍サイクルを構成することによるＣＯＰ向上効果を充分に得られる場合には、第１冷媒回路に切り替え、必要循環冷媒流量が低下して、エコノマイザ式冷凍サイクルを構成することによるＣＯＰ向上効果を得ることができない場合には、第２冷媒回路に切り替えることで、高段側圧縮機構（１２０）の圧縮効率の向上によるＣＯＰ向上効果を充分に得ることができる。

その結果、必要循環冷媒流量の変化によらず、サイクルの成績係数（ＣＯＰ）を充分に向上させることのできる二段昇圧式冷凍サイクルを提供することができる。

請求項２に記載の発明では、請求項１に記載の二段昇圧式冷凍サイクルにおいて、冷媒回路切替手段（１４ａ、２２ａ）の作動を制御する冷媒回路制御手段を備え、冷媒回路制御手段は、サイクルに要求される冷却能力あるいは加熱能力が予め定めた第１基準能力以上となった際に第１冷媒回路へ切り替えるように冷媒回路切替手段（１４ａ、２２ａ）の作動を制御し、さらに、サイクルに要求される冷却能力あるいは加熱能力が予め定めた第２基準能力以下になった際に第２冷媒回路へ切り替えるように冷媒回路切替手段（１４ａ、２２ａ）の作動を制御することを特徴とする。

ここで、冷凍サイクルに要求される冷却能力は、蒸発器（１８）にて熱交換対象流体を冷却する構成において、蒸発器（１８）入口側冷媒のエンタルピと出口側冷媒のエンタルピとのエンタルピ差に、蒸発器（１８）を流通する冷媒流量を積算した値で定義される。また、冷凍サイクルに要求される加熱能力は、放熱器（１２）にて熱交換対象流体を加熱する構成において、放熱器（１２）入口側冷媒のエンタルピと出口側冷媒のエンタルピとのエンタルピ差に、放熱器（１２）を流通する冷媒流量を積算した値で定義される。

従って、サイクルに要求される冷却能力あるいは加熱能力が増加すると、サイクルを循環させる必要のある必要循環冷媒流量も増加することになる。それゆえ、本請求項のようにサイクルに要求される冷却能力あるいは加熱能力を用いて冷媒回路を切り替えることで、必要循環冷媒流量が比較的高くなっている際に第１冷媒回路に切り替え、必要循環冷媒流量が低下した際に第２冷媒回路に切り替えることを確実に実現できる。

なお、サイクルに要求される冷却能力あるいは加熱能力は、高段側圧縮機構（１２０）から吐出される吐出冷媒圧力、低段側圧縮機構（１１０）へ吸入される吸入冷媒圧力、吐出冷媒圧力と吸入冷媒圧力との圧力差、外気温等から求めることができる。

さらに、請求項３に記載の発明では、請求項２に記載の二段昇圧式冷凍サイクルにおいて、電動モータ（１３０）の作動を制御する回転駆動制御手段を備え、回転駆動制御手段は、サイクルに要求される冷却能力あるいは加熱能力の増加に伴って、電動モータ（１３０）の回転数を増加させるように制御し、冷媒回路制御手段は、電動モータ（１３０）の回転数が予め定めた第１基準回転数以上となった際に第１冷媒回路へ切り替えるように冷媒回路切替手段（１４ａ、２２ａ）の作動を制御し、さらに、電動モータ（１３０）の回転数が予め定めた第２基準回転数以下となった際に第２冷媒回路へ切り替えるように前記冷媒回路切替手段（１４ａ、２２ａ）の作動を制御することを特徴とする。

これによれば、回転駆動制御手段が、サイクルに要求される冷却能力あるいは加熱能力の増加に伴って、電動モータ（１３０）の回転数を増加させるので、この回転数に応じて冷媒回路を切り替えることで、容易に、サイクルに要求される冷却能力あるいは加熱能力に応じて冷媒回路を切り替えることができる。

さらに、電動モータ（１３０）が低段側圧縮機構（１１０）および高段側圧縮機構（１２０）の双方を回転駆動するので、双方の圧縮機構（１１０、１２０）の回転数を個別に制御する必要がなく、冷媒回路を切り替えた際に、双方の圧縮機構（１１０、１２０）の回転数を容易に変化させることができる。さらに、双方の圧縮機構（１１０、１２０）を回転駆動するために個別の電動モータ（１３０）を設ける必要がないので、二段昇圧式冷凍サイクル全体としての小型化を図ることもできる。

請求項４に記載の発明では、請求項１ないし３のいずれか１つに記載の二段昇圧式冷凍サイクルにおいて、さらに、冷媒回路切替手段（１４ａ、２２ａ）は、中間圧冷媒通路（１４）を閉じるとともに低圧冷媒通路（２２）を閉じる第３冷媒回路に切替可能に構成されていることを特徴とする。

これによれば、冷媒回路切替手段（１４ａ、２２ａ）が、第３冷媒回路に切り替えることによって、中間圧膨張弁（１５ａ）にて減圧された中間圧冷媒を高段側圧縮機構（１２０）吸入側へ導くことなく、冷媒を低段側圧縮機構（１１０）→高段側圧縮機構（１２０）の順に冷媒を多段階に昇圧する冷凍サイクルを構成できる。

このように冷媒を多段階に昇圧する冷凍サイクルでは、双方の圧縮機構（１１０、１２０）における吸入冷媒圧力と吐出冷媒圧力との圧力差を縮小させて、双方の圧縮機構の圧縮効率（１１０、１２０）を向上させることができるので、ＣＯＰを向上させることができる。

なお、この欄および特許請求の範囲で記載した各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示す一例である。

第１実施形態の二段昇圧式冷凍サイクルを暖房運転モード時の第１冷媒回路に切り替えた際の全体構成図である。 第１実施形態の二段昇圧式冷凍サイクルを暖房運転モード時の第３冷媒回路に切り替えた際の全体構成図である。 第１実施形態の二段昇圧式冷凍サイクルを暖房運転モード時の第２冷媒回路に切り替えた際の全体構成図である。 第１実施形態の二段昇圧式冷凍サイクルを冷房運転モード時の冷媒回路に切り替えた際の全体構成図である。 第１実施形態の圧縮機の軸方向断面図である。 （ａ）は、図５のＡ−Ａ断面図であり、（ｂ）は、図５のＢ−Ｂ断面図である。 吐出容量比に対するＣＯＰの変化を示すグラフである。 第１実施形態の二段昇圧式冷凍サイクルを暖房運転モード時の第１冷媒回路に切り替えた際の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 第１実施形態の二段昇圧式冷凍サイクルを暖房運転モード時の第３冷媒回路に切り替えた際の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 第１実施形態の二段昇圧式冷凍サイクルを暖房運転モード時の第２冷媒回路に切り替えた際の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 第１実施形態の二段昇圧式冷凍サイクルに要求される加熱能力とＣＯＰとの関係を示すグラフである。 第２実施形態の二段昇圧式冷凍サイクルを暖房運転モード時の第１冷媒回路に切り替えた際の全体構成図である。 第３実施形態の二段昇圧式圧縮機の模式的な構成図である。 第４実施形態の二段昇圧式冷凍サイクルを暖房運転モード時の第１冷媒回路に切り替えた際の全体構成図である。 （ａ）は、高段側圧縮機構１２０の回転数Ｎｃおよび必要トルクＴｒに応じた等効率線図であり、（ｂ）は、回転数Ｎｃの変化に対する圧縮効率の変化を示すグラフである。 圧縮機構の回転数と圧縮効率との関係を示すグラフである。

（第１実施形態）
図１〜１１により、本発明の第１実施形態について説明する。本実施形態では、本発明の二段昇圧式冷凍サイクル１０を走行用電動モータから車両走行用の駆動力を得る電気自動車の車両用空調装置１に適用している。この二段昇圧式冷凍サイクル１０は、車両用空調装置１において、空調対象空間である車室内へ送風される室内送風空気を冷却あるいは加熱する機能を果たす。

従って、本実施形態の二段昇圧式冷凍サイクル１０は、図１〜３の全体構成図に示すように、車室内を暖房する暖房運転モード（加熱運転モード）、および、図４の全体構成図に示すように、車室内を冷房する冷房運転モード（冷却運転モード）の冷媒回路を切替可能に構成されている。なお、図１〜４では、それぞれ暖房運転モード時および冷房運転モード時における冷媒の流れを実線矢印で示している。

本実施形態の二段昇圧式冷凍サイクル１０では、冷媒として通常のフロン系冷媒を採用しており、高圧側冷媒圧力が冷媒の臨界圧力を超えない蒸気圧縮式の亜臨界冷凍サイクルを構成している。さらに、この冷媒には圧縮機１００を潤滑するための冷凍機油が混入されており、この冷凍機油は冷媒とともにサイクルを循環している。

まず、圧縮機１００は、ボンネット内に配置され、二段昇圧式冷凍サイクル１０において流体である冷媒を吸入し、圧縮して吐出するものである。この圧縮機１００は、その外殻を形成するケーシング１４０の内部に、低段側圧縮機構１１０と高段側圧縮機構１２０との２つの圧縮機構、および、双方の圧縮機構１１０、１２０を回転駆動する回転駆動手段としての電動モータ１３０を収容して構成された二段昇圧式の電動圧縮機である。

さらに、圧縮機１００のケーシング１４０には、ケーシング１４０の外部から低段側圧縮機構１１０へ低圧冷媒を吸入させる吸入ポート１４４、ケーシング１４０の外部からケーシング１４０の内部へ中間圧冷媒を流入させる中間圧ポート１４５、および高段側圧縮機構１２０から吐出された高圧冷媒をケーシング１４０の外部へ吐出させる吐出ポート１４６が設けられている。なお、圧縮機１００の詳細構成については後述する。

圧縮機１００の吐出ポート１４６には、室内凝縮器１２の冷媒入口側が接続されている。室内凝縮器１２は、後述する車両用空調装置１の室内空調ユニット３０の空調ケース３１内に配置され、圧縮機１００（具体的には、高段側圧縮機構１２０）から吐出された高圧冷媒を放熱させて、後述する室内蒸発器２０を通過した室内送風空気を加熱する放熱器である。

室内凝縮器１２の冷媒出口側には、室内凝縮器１２から流出した高圧冷媒の流れを分岐する第１三方継手１３ａが接続されている。第１三方継手１３ａは、３つの流入出口を有し、この３つの流入出口のうち１つを冷媒流入口とし、２つを冷媒流出口としたものである。このような三方継手は、各種配管を接合して構成してもよいし、金属ブロックや樹脂ブロックに複数の冷媒通路を設けて構成してもよい。

第１三方継手１３ａの一方の冷媒流出口には、中間圧膨張弁１５ａを介して、気液分離器１６が接続されている。また、他方の冷媒流出口には、開閉弁１７を介して、第２三方継手１３ｂの一方の冷媒流入口が接続されている。

中間圧膨張弁１５ａは、室内凝縮器１２から流出した高圧冷媒を中間圧冷媒となるまで減圧させる可変絞り機構である。具体的には、中間圧膨張弁１５ａは、絞り開度を変更可能に構成された弁体と、この弁体の絞り開度を変化させるステッピングモータからなる電動アクチュエータとを有して構成されている。また、中間圧膨張弁１５ａは、後述する空調制御装置から出力される制御信号によって、その作動が制御される。

さらに、中間圧膨張弁１５ａは、その絞り開度を全閉とすることで、第１三方継手１３ａの一方の冷媒流出口から気液分離器１６の入口側へ至る冷媒配管における冷媒の流れを遮断することができる。これにより、中間圧膨張弁１５ａは、二段昇圧式冷凍サイクル１０の冷媒回路を切り替えることができる。そこで、本実施形態では、中間圧膨張弁１５ａを、冷房運転モードの冷媒回路と暖房運転モードの冷媒回路を切り替える運転モード切替手段として用いている。

気液分離器１６は、中間圧膨張弁１５ａにて減圧された中間圧冷媒の気液を分離するものである。気液分離器１６の気相冷媒出口は、中間圧冷媒通路１４を介して、圧縮機１００の中間圧ポート１４５に接続され、液相冷媒出口は、低圧膨張弁１５ｂを介して、第２三方継手１３ｂの他方の冷媒流入口に接続されている。

また、中間圧冷媒通路１４には、中間圧側開閉弁１４ａが配置されている。この中間圧側開閉弁１４ａは中間圧冷媒通路１４を開閉する電磁弁であり、空調制御装置から出力される制御信号によって、その作動が制御される。なお、中間圧側開閉弁１４ａは、中間圧冷媒通路１４を開いた際に気液分離器１６の気相冷媒出口から圧縮機１００の中間圧ポート１４５へ冷媒が流れることのみを許容する逆止弁としての機能を兼ね備えている。

これにより、中間圧側開閉弁１４ａが中間圧冷媒通路１４を開いた際に、圧縮機１００側から気液分離器１６へ冷媒が逆流することを防止している。もちろん、中間圧側開閉弁１４ａに逆止弁としての機構を持たせることなく、同様の機能を発揮する逆止弁を中間圧冷媒通路１４に配置してもよいし、逆止弁を気液分離器１６あるいは圧縮機１００と一体的に構成してもよい。

さらに、中間圧側開閉弁１４ａは、中間圧冷媒通路１４における冷媒の流れを遮断して冷媒回路を切り替えることができる。そこで、本実施形態では、中間圧側開閉弁１４ａを、暖房運転モード時におけるサイクル構成（冷媒回路）を切り替える冷媒回路切替手段として用いている。なお、冷媒回路切替手段は、運転モードを切り替える運転モード切替手段とは異なる機能を担っている。

低圧膨張弁１５ｂは、室内凝縮器１２から流出した高圧冷媒のうち、中間圧膨張弁１５ａにて中間圧冷媒となるまで減圧されて気液分離器１６にて分離された液相冷媒を低圧冷媒となるまで減圧させる可変絞り機構である。さらに、その基本的構成は、中間圧膨張弁１５ａと同様である。従って、低圧膨張弁１５ｂは、空調制御装置から出力される制御信号によって、その作動が制御される。

さらに、低圧膨張弁１５ｂは、その絞り開度を全閉として気液分離器１６の液相冷媒出口から第２三方継手１３ｂの他方の冷媒流入口へ至る冷媒配管における冷媒の流れを遮断して、二段昇圧式冷凍サイクル１０の冷媒回路を切り替えることができる。そこで、本実施形態では、低圧膨張弁１５ｂを、中間圧膨張弁１５ａと同様に、冷房運転モードの冷媒回路と暖房運転モードの冷媒回路を切り替える運転モード切替手段として用いている。

また、第１三方継手１３ａの他方の冷媒流出口に接続される開閉弁１７は、空調制御装置から出力される制御信号によって、その作動が制御される電磁弁であり、開閉弁１７の開閉状態によって、二段昇圧式冷凍サイクル１０の冷媒回路を切り替えることができる。そこで、本実施形態では、開閉弁１７を、中間圧膨張弁１５ａおよび低圧膨張弁１５ｂとともに、運転モード切替手段として用いている。

第２三方継手１３ｂの基本的構成は、第１三方継手１３ａと同様である。なお、第２三方継手１３ｂでは、第１三方継手１３ａに対して、３つの流入出口のうち２つを冷媒流入口とし、１つを冷媒流出口としている。第２三方継手１３ｂの冷媒流出口には、冷媒と車室内空気（外気）とを熱交換させる室外熱交換器１８が接続されている。

この室外熱交換器１８は、ボンネット内に配置されて、暖房運転モード時には、低圧膨張弁１５ｂにて減圧された低圧冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる蒸発器として機能し、冷房運転モード時には、高圧冷媒を放熱させる放熱器として機能する熱交換器である。

室外熱交換器１８の出口側には、電気式三方弁１９が接続されている。この電気式三方弁１９は、空調制御装置から出力される制御電圧によって、その作動が制御されるもので、上述した中間圧膨張弁１５ａ、低圧膨張弁１５ｂおよび開閉弁１７とともに、運転モード切替手段を構成している。

より具体的には、電気式三方弁１９は、暖房運転モード時には、室外熱交換器１８の出口側と第３三方継手１３ｃの一方の冷媒流入口とを接続する冷媒回路に切り替え、冷房運転モード時には、室外熱交換器１８の出口側と冷房用膨張弁１５ｃの入口側とを接続する冷媒回路に切り替える。

第３三方継手１３ｃの基本的構成は、第１三方継手１３ａと同様である。第３三方継手１３ｃでは、第１三方継手１３ａに対して、３つの流入出口のうち２つを冷媒流入口とし、１つを冷媒流出口としている。また、冷房用膨張弁１５ｃの基本的構成は、中間圧膨張弁１５ａおよび低圧膨張弁１５ｂと同様である。

冷房用膨張弁１５ｃの出口側には、室内蒸発器２０の冷媒入口側が接続されている。この室内蒸発器２０は、室内空調ユニット３０の空調ケース３１内のうち、室内凝縮器１２の室内送風空気流れ上流側に配置されて、冷房運転モード時にその内部を流通する冷媒を蒸発させて、吸熱作用を発揮させることにより室内送風空気を冷却する冷却用熱交換器である。

室内蒸発器２０の出口側には、第３三方継手１３ｃの他方の冷媒流入口が接続され、第３三方継手１３ｃの冷媒流出口には、アキュムレータ２１の冷媒入口側が接続されている。アキュムレータ２１は、その内部に流入した冷媒の気液を分離して余剰冷媒を蓄える低圧側気液分離器である。さらに、アキュムレータ２１の気相冷媒出口には、圧縮機１００の吸入ポート１４４が接続されている。

また、本実施形態では、前述の中間圧冷媒通路１４のうち中間圧側開閉弁１４ａよりも圧縮機１００の中間圧ポート１４５側と、アキュムレータ２１の気相冷媒出口から圧縮機１００の吸入ポート１４４へ至る冷媒通路とを接続する低圧冷媒通路２２を設けている。換言すると、この低圧冷媒通路２２は、低段側圧縮機構１１０の吸入側と高段側圧縮機構１２０の吸入側とを接続している。

さらに、この低圧冷媒通路２２には、中間圧側開閉弁１４ａと同様の構成の低圧側開閉弁２２ａが配置されている。この低圧側開閉弁２２ａは低圧冷媒通路２２を開閉する電磁弁であり、空調制御装置から出力される制御信号によって、その作動が制御される。さらに、低圧側開閉弁２２ａは、中間圧側開閉弁１４ａと同様に、暖房運転モード時にサイクル構成（冷媒回路）を切り替える冷媒回路切替手段を構成している。

次に、室内空調ユニット３０について説明する。室内空調ユニット３０は、車室内最前部の計器盤（インストルメントパネル）の内側に配置されて、室内空調ユニット３０の外殻を形成するとともに、その内部に車室内に送風される室内送風空気の空気通路を形成する空調ケース３１を有している。そして、この空気通路に送風機３２、前述の室内凝縮器１２、室内蒸発器２０等が収容されている。

空調ケース３１の室内送風空気流れ最上流側には、車室内空気（内気）と外気とを切替導入する内外気切替装置３３が配置されている。この内外気切替装置３３は、空調ケース３１内に内気を導入させる内気導入口および外気を導入させる外気導入口の開口面積を、内外気切替ドアによって連続的に調整して、内気の風量と外気の風量との風量割合を連続的に変化させるものである。

内外気切替装置３３の空気流れ下流側には、内外気切替装置３３を介して吸入した空気を車室内へ向けて送風する送風機３２が配置されている。この送風機３２は、遠心多翼ファン（シロッコファン）を電動モータにて駆動する電動送風機であって、空調制御装置から出力される制御電圧によって回転数（送風量）が制御される。

送風機３２の空気流れ下流側には、前述の室内蒸発器２０および室内凝縮器１２が、室内送風空気の流れに対して、室内蒸発器２０→室内凝縮器１２の順に配置されている。換言すると、室内蒸発器２０は、室内凝縮器１２に対して、室内送風空気の空気流れ上流側に配置されている。

さらに、室内蒸発器２０の空気流れ下流側であって、かつ、室内凝縮器１２の空気流れ上流側には、室内蒸発器２０にて冷却された冷風のうち、室内凝縮器１２にて再加熱される風量の割合を調整するエアミックスドア３４が配置されている。また、室内凝縮器１２の空気流れ下流側には、室内凝縮器１２を通過して加熱された温風と室内凝縮器１２を迂回して加熱されていない冷風とを混合させる混合空間３５が設けられている。

また、空調ケース３１の空気流れ最下流部には、混合空間３５にて混合された空調風を、冷却対象空間である車室内へ吹き出す吹出口が配置されている。具体的に、この吹出口としては、車室内の乗員の上半身に向けて空調風を吹き出すフェイス吹出口、乗員の足元に向けて空調風を吹き出すフット吹出口、および、車両前面窓ガラス内側面に向けて空調風を吹き出すデフロスタ吹出口（いずれも図示せず）が設けられている。

従って、エアミックスドア３４が室内凝縮器１２を通過させる風量の割合を調整することによって、混合空間３５にて混合された空調風の温度が調整され、その結果、各吹出口から吹き出される空調風の温度が調整される。なお、エアミックスドア３４は、空調制御装置から出力される制御信号によって作動が制御される図示しないエアミックスドア用のサーボモータによって駆動される。

さらに、フェイス吹出口、フット吹出口、およびデフロスタ吹出口の空気流れ上流側には、それぞれ、フェイス吹出口の開口面積を調整するフェイスドア、フット吹出口の開口面積を調整するフットドア、デフロスタ吹出口の開口面積を調整するデフロスタドア（いずれも図示せず）が配置されている。

これらのフェイスドア、フットドア、デフロスタドアは、吹出口モードを切り替える吹出口モード切替手段を構成するものであって、図示しないリンク機構を介して、空調制御装置から出力される制御信号によって作動が制御される図示しない吹出口モードドア用のサーボモータによって駆動される。

次に、図５、６を用いて、本実施形態の圧縮機１００の詳細構成について説明する。なお、図５は、圧縮機１００の軸方向断面図であり、図５中の上下の各矢印は、圧縮機１００を車両に搭載した状態における上下の各方向を示している。また、図６（ａ）は、図５のＡ−Ａ断面図であり、図６（ｂ）は、図５のＢ−Ｂ断面図である。

この圧縮機１００は、固定容量型圧縮機構であるローリングピストン型圧縮機構からなる低段側圧縮機構１１０および高段側圧縮機構１２０、並びに、双方の圧縮機構１１０、１２０を回転駆動する回転駆動手段としての電動モータ１３０等を、圧縮機１００の外殻を形成するケーシング１４０内に形成された収容空間１５０の内部に収容して構成されたものである。

まず、ケーシング１４０は、その軸方向が水平方向に延びる筒状部材１４１、筒状部材１４１の低段側圧縮機構１１０側の開口部を塞ぐ低段側蓋部材１４２、および筒状部材１４１の高段側圧縮機構１２０側の開口部を塞ぐ高段側蓋部材１４３を有している。そして、これらを溶接等の接合手段により一体に接合して密閉容器構造とすることで、内部に収容空間１５０を形成している。

さらに、筒状部材１４１の外周面には、内外を貫通する貫通穴が形成されており、この貫通穴によって、ケーシング１４０の外部である気液分離器１６側から収容空間１５０内へ中間圧冷媒を流入させる中間圧ポート１４５が形成されている。従って、収容空間１５０内は中間圧冷媒雰囲気となる。また、ケーシング１４０のうち低段側蓋部材１４２の外表面には、インバータ１６０が取り付けられている。

インバータ１６０は、空調制御装置から出力される制御信号に応じた周波数の交流電流を電動モータ１３０に対して出力するもので、この周波数制御によって圧縮機１００（具体的には、電動モータ１３０）の回転数が制御される。すなわち、この周波数制御によって圧縮機１００の冷媒吐出能力が制御される。

さらに、このインバータ１６０は、インバータ１６０の外表面のうち一つの端面のほぼ全域が、低段側蓋部材１４２の外表面に密着するように取り付けられている。これにより、インバータ１６０と収容空間１５０内の冷媒との間の熱移動を可能とし、収容空間１５０内の中間圧冷媒によってインバータ１６０が冷却されるようになっている。

電動モータ１３０は、固定子をなすステータ１３２、および、回転子をなすロータ１３３を有している。ステータ１３２は、磁性材からなるステータコア１３２ａおよびステータコア１３２ａに巻き付けられたステータコイル１３２ｂによって構成されている。ロータ１３３は、回転軸方向に延びる略円筒状に形成され、ステータ１３２の内周側に配置されている。

さらに、ロータ１３３は、永久磁石を有して構成されており、その中心部に設けられた貫通穴に、電動モータ１３０から双方の圧縮機構１１０、１２０へ回転駆動力を伝達する回転駆動軸であるシャフト１３１が圧入により固定されている。従って、ステータコイル１３２ｂに電力が供給されて回転磁界が発生すると、ロータ１３３およびシャフト１３１が一体となって回転する。

シャフト１３１は、ロータ１３３よりも回転軸方向長さが長く形成されており、ロータ１３３よりも低段側圧縮機構１１０側の部位にて、低段側軸受部１３４によって回転可能に支持され、ロータ１３３よりも高段側圧縮機構１２０側の部位にて、高段側軸受部１３５によって回転可能に支持されている。

さらに、シャフト１３１の低段側圧縮機構１１０側の端部には、シャフト１３１の回転中心に対して偏心した低段側偏心部１３１ａが形成されており、シャフト１３１の高段側圧縮機構１２０側の端部には、シャフト１３１の回転中心に対して偏心した高段側偏心部１３１ｂが形成されている。

これらの低段側偏心部１３１ａおよび高段側偏心部１３１ｂは、それぞれ低段側圧縮機構１１０および低段側圧縮機構１２０との連結部を構成している。従って、本実施形態の圧縮機１００では、双方の圧縮機構１１０、１２０が電動モータ１３０を水平方向両側から挟み込むように、シャフト１３１の両端側に配置されることになる。

低段側圧縮機構１１０は、低圧冷媒を中間圧冷媒となるまで圧縮して吐出するもので、その軸方向が水平方向に延びる略筒状の低段側シリンダ１１１、低段側シリンダ１１１の内周側に配置される円筒状の低段側ロータ１１２、低段側シリンダ１１１および低段側ロータ１１２とともに低段側の冷媒圧縮空間１１７を区画する低段側ベーン１１３等を有して構成されている。

この低段側シリンダ１１１のうち電動モータ１３０側には、その中心部に低段側軸受部１３４が固定された低段側軸受プレート１１４が配置されており、低段側シリンダ１１１のうち電動モータ１３０の反対側には、低段側冷媒吐出口１１５ａが形成された低段側吐出プレート１１５が配置されている。これにより、低段側シリンダ１１１の内周側に低段側ロータ１１２が収容される空間が形成されている。

また、低段側ロータ１１２の中心部には、シャフト１３１の低段側偏心部１３１ａが挿入される挿入穴が設けられている。そして、この挿入穴に低段側偏心部１３１ａが回転可能に挿入されることによって、シャフト１３１と低段側ロータ１１２が連結されている。これにより、低段側ロータ１１２は、シャフト１３１の回転に伴って、その円筒外周面を低段側シリンダ１１１の内周面に接触させながら、円柱状空間内で偏心回転する。

さらに、図６（ａ）に示すように、低段側シリンダ１１１の内周側には、径方向に陥没する陥没穴が形成されており、この陥没穴には、低段側スプリング１１６および低段側ベーン１１３が収容されている。また、陥没穴は収容空間１５０と連通しており、ベーン１１３の背面には中間圧が付加される。よって、低段側ベーン１１３の先端は、低段側スプリング１１６の荷重と背圧によって、常時、低段側ロータ１１２の外周面に接触している。

従って、低段側シリンダ１１１と低段側ロータ１１２との接触部、低段側ベーン１１３と低段側ロータ１１２との接触部、低段側軸受プレート１１４および低段側吐出プレート１１５によって囲まれた空間により、低圧冷媒を圧縮するための低段側の冷媒圧縮空間１１７が形成される。

また、低段側シリンダ１１１の円筒状壁面には、低段側圧縮空間１１７内に低圧冷媒を吸入させる低段側冷媒吸入口１１１ａが形成されている。この低段側冷媒吸入口１１１ａには、図６（ａ）に示すように、吸入通路を構成する吸入配管１１８を介して、前述の吸入ポート１４４が接続されている。

また、低段側吐出プレート１１５に形成された低段側冷媒吐出口１１５ａは、ケーシング１４０内の収容空間１５０内に開口している。さらに、低段側冷媒吐出口１１５ａには、低段側冷媒吐出口１１５ａからケーシング１４０内の収容空間１５０へ冷媒が流れることのみを許容する低段側リード弁１１５ｂが配置されている。

従って、低段側圧縮機構１１０では、シャフト１３１の回転に伴って、低段側の冷媒圧縮空間１１７が低段側冷媒吸入口１１１ａ側から低段側冷媒吐出口１１５ａ側へ体積を縮小させながら移動することによって冷媒が圧縮され、低段側リード弁１１５ｂの開弁圧を超えると、低段側冷媒吐出口１１５ａからケーシング１４０内の収容空間１５０内へ冷媒が吐出される。

高段側圧縮機構１２０は、収容空間１５０内の中間圧冷媒を高圧冷媒となるまで圧縮して吐出するもので、その基本的構成は、低段側圧縮機構１１０と同様である。従って、高段側圧縮機構１２０も、低段側圧縮機構１１０と同様の構成の高段側シリンダ１２１、高段側ロータ１２２、高段側ベーン１２３、高段側軸受プレート１２４、高段側吐出プレート１２５、高段側スプリング１２６等を有して構成されている。

さらに、高段側シリンダ１２１の円筒状側面には、図６（ｂ）に示すように、高段側の冷媒圧縮空間１２７内に中間圧冷媒を吸入させる高段側冷媒吸入口１２１ａが開口している。高段側吐出プレート１２５に形成された高段側冷媒吐出口１２５ａには、高段側冷媒吐出口１２５ａから吐出通路側へ冷媒が流れることのみを許容する高段側逆止弁として機能する高段側リード弁１２５ｂが配置されている。

そして、高段側冷媒吐出口１２５ａは、ケーシング１４０の内部で収容空間１５０と後述する油分離空間１７０とを区画する区画プレート１７１に形成された吐出通路１２８および油分離空間１７０を介して、前述の吐出ポート１４６に接続されている。

従って、高段側圧縮機構１２０では、シャフト１３１の回転に伴って、高段側の冷媒圧縮空間１２７が高段側冷媒吸入口１２１ａ側から高段側冷媒吐出口１２５ａ側へ体積を縮小させながら移動することによって冷媒が圧縮され、高段側リード弁１２５ｂの開弁圧を超えると、高段側冷媒吐出口１２５ａから、油分離空間１７０および吐出ポート１４６を介して、圧縮機１００の外部へ冷媒が吐出される。

油分離空間１７０は、吐出通路１２８と吐出ポート１４６との間に形成され、高段側圧縮機構１２０から吐出された冷媒から冷凍機油を分離する分離空間である。より具体的には、吐出通路１２８から吐出された高圧冷媒を高段側蓋部材１４３に衝突させて高圧冷媒の流速を低下させ、さらに、重力の作用によって気相冷媒よりも比重の高い冷凍機油を下方側に落下させて貯める、いわゆる衝突方式の油分離器を構成する空間である。

従って、吐出ポート１４６は、油分離空間１７０に溜まる冷凍機油の油面の上方側に形成されている。さらに、油分離空間１７０には、油分離空間１７０に貯められた冷凍機油を低段側圧縮機構１１０および高段側圧縮機構１２０の摺動部位へ導くための油導入配管１７２が配置されている。

さらに、本実施形態では、図５に示すように、高段側シリンダ１２１の内径寸法と低段側シリンダ１１１の内径寸法とを略同等とし、高段側シリンダ１２１および高段側ロータ１２２の軸方向寸法を、低段側シリンダ１１１および低段側ロータ１１２の軸方向寸法よりも短く形成している。つまり、本実施形態の高段側圧縮機構１２０の吐出容量Ｖ２は、低段側圧縮機構１１０の吐出容量Ｖ１よりも小さく設定されている。

ここで、二段昇圧式冷凍サイクル１０が、低段側圧縮機構１１０へ低圧冷媒を吸入させ、中間圧ポート１４５から収容空間１５０内へ中間圧冷媒を流入させ、高段側圧縮機構１２０へ低段側圧縮機構１１０から吐出された中間圧冷媒と中間圧ポート１４５から流入した中間圧冷媒との混合冷媒を吸入させるサイクル（前述のエコノマイザ式冷凍サイクル）を構成している際には、低圧冷媒、中間圧冷媒、高圧冷媒の圧力比によって、サイクルの成績係数（ＣＯＰ）が変化することが知られている。

より具体的には、この種のエコノマイザ式冷凍サイクルでは、中間圧冷媒の圧力を、高圧冷媒と低圧冷媒の圧力の積の平方根程度になるように調整することで、ＣＯＰが極大値に近づくことが知られている。

これに対して、本実施形態では、低段側圧縮機構１１０および高段側圧縮機構１２０を共通する電動モータ１３０にて回転駆動する構成を採用しているので、低段側圧縮機構１１０および高段側圧縮機構１２０の回転数が一致する。従って、低段側圧縮機構１１０の吐出容量Ｖ１および高段側圧縮機構１２０の吐出容量Ｖ２を変化させることで、上述の低圧冷媒、中間圧冷媒、高圧冷媒の圧力比を容易に変化させることができる。

さらに、本発明者らの検討によれば、図７に示すように、低段側圧縮機構１１０の吐出容量Ｖ１に対する高段側圧縮機構１２０の吐出容量Ｖ２の吐出容量比Ｖ２／Ｖ１が、０．６〜０．７程度になると、二段昇圧式冷凍サイクル１０に要求される室内送風空気の加熱能力が予め想定された通常の能力となる通常運転時においても、あるいは、通常運転時よりも高くなる高負荷運転時においてもＣＯＰが極大値に近づく。

そこで、本実施形態では、０．４≦Ｖ２／Ｖ１≦０．９となるように、低段側圧縮機構１１０の吐出容量Ｖ１および高段側圧縮機構１２０の吐出容量Ｖ２を設定している。より好ましくは、０．５≦Ｖ２／Ｖ１≦０．８となるように、低段側圧縮機構１１０の吐出容量Ｖ１および高段側圧縮機構１２０の吐出容量Ｖ２を設定すればよい。

なお、図７は、吐出容量比Ｖ２／Ｖ１の変化に対するＣＯＰの変化を示すグラフである。また、圧縮機構の吐出容量とは、圧縮機構が一回転あたりに吐出する理論流量（押し除け容積）であって、幾何学的に算出される流量で表すことができる。

次に、本実施形態の電気制御部について説明する。図示しない空調制御装置は、ＣＰＵ、ＲＯＭおよびＲＡＭ等を含む周知のマイクロコンピュータとその周辺回路から構成され、そのＲＯＭ内に記憶された空調制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行い、出力側に接続された各種空調制御機器（圧縮機１００、運転モード切替手段１５ａ、１５ｂ、１７、１９、冷媒回路切替手段１４ａ、２２ａ、送風機３２等）の作動を制御する。

また、空調制御装置の入力側には、車室内温度を検出する内気センサ、外気温を検出する外気センサ、車室内の日射量を検出する日射センサ、室内蒸発器２０からの吹出空気温度（蒸発器温度）を検出する蒸発器温度センサ、圧縮機１００から吐出された高圧冷媒圧力を検出する吐出圧センサ、圧縮機１００へ吸入される吸入冷媒圧力を検出する吸入圧センサ等の種々の空調制御用のセンサ群が接続されている。

さらに、空調制御装置の入力側には、車室内前部の計器盤付近に配置された図示しない操作パネルが接続され、この操作パネルに設けられた各種空調操作スイッチからの操作信号が入力される。操作パネルに設けられた各種空調操作スイッチとしては、具体的に、車両用空調装置１の作動スイッチ、車室内温度を設定する車室内温度設定スイッチ、冷房運転モードと暖房運転モードとの選択スイッチ等が設けられている。

なお、空調制御装置は、その出力側に接続された各種空調制御機器の作動を制御する制御手段が一体に構成され、これらの作動を制御するものであるが、本実施形態では、空調制御装置のうち、圧縮機１００の電動モータ１３０（具体的には、インバータ１６０）の作動を制御する構成（ハードウェアおよびソフトウェア）が回転駆動制御手段を構成している。

さらに、運転モード切替手段（具体的には、中間圧膨張弁１５ａ、低圧膨張弁１５ｂ、開閉弁１７および電気式三方弁１９）の作動を制御する構成が運転モード制御手段を構成し、冷媒回路切替手段（具体的には、中間圧側開閉弁１４ａおよび低圧側開閉弁２２ａ）の作動を制御する構成が冷媒回路制御手段を構成している。もちろん、回転駆動制御手段、運転モード制御手段および冷媒回路制御手段を空調制御装置に対して別体の制御装置として構成してもよい。

次に、上記構成における本実施形態の車両用空調装置１の作動について説明する。本実施形態の車両用空調装置では、前述の如く、車室内を暖房する暖房運転モードおよび車室内を冷房する冷房運転モードに切り替えることができる。

まず、暖房運転モードについて説明する。暖房運転モードは、車両用空調装置の作動スイッチが投入（ＯＮ）された状態で、選択スイッチによって暖房運転モードが選択されると開始される。暖房運転モードが開始されると、運転モード制御手段が運転モード切替手段を構成する中間圧膨張弁１５ａ、低圧膨張弁１５ｂ、開閉弁１７および電気式三方弁１９の作動状態を切り替える。

具体的には、中間圧膨張弁１５ａおよび低圧膨張弁１５ｂを絞り状態として、その絞り通路面積開度を予め定めた開度とし、開閉弁１７を閉じ、電気式三方弁１９を室外熱交換器１８の出口側と第３三方継手１３ｃの一方の冷媒流入口とを接続するように切り替える。これにより、暖房運転モード時の二段昇圧式冷凍サイクル１０では、室内凝縮器１２を放熱器として機能させ、室外熱交換器１８を蒸発器として機能させるサイクルに切り替えられる。

さらに、本実施形態の暖房運転モードでは、二段昇圧式冷凍サイクル１０に要求される室内送風空気の加熱能力に応じて、冷媒回路制御手段が冷媒回路切替手段を構成する中間圧側開閉弁１４ａおよび低圧側開閉弁２２ａの作動状態を切り替える。これにより、本実施形態の二段昇圧式冷凍サイクル１０は、以下に説明する第１〜第３冷媒回路の３種類の冷媒回路に切り替えられる。

（ａ）暖房運転モードの第１冷媒回路
第１冷媒回路は、暖房運転モード時に二段昇圧式冷凍サイクル１０に要求される加熱能力が、予め想定された通常の能力となる通常運転時、あるいは、通常運転時よりも高くなる高負荷運転時に切り替えられるサイクルである。さらに、第１冷媒回路は、暖房運転モードでの運転が開始された際の初期状態のサイクル構成でもある。なお、本実施形態の二段昇圧式冷凍サイクル１０の通常運転時の出力は２．０〜２．５ｋＷ程度である。

具体的には、暖房運転モードでの運転が開始された際、あるいは、暖房運転モードが第２、第３冷媒回路から第１冷媒回路に切り替える際には、冷媒回路制御手段が中間圧側開閉弁１４ａを開くとともに、低圧側開閉弁２２ａを閉じる。これにより、図１に示すように、中間圧冷媒通路１４に気液分離器１６から流出した中間圧気相冷媒が流通可能となり、低圧冷媒通路２２が遮断される。

この冷媒回路構成（サイクル構成）で、空調制御装置が上述の空調制御用のセンサ群の検出信号および操作パネルの操作信号を読み込む。そして、検出信号および操作信号の値に基づいて車室内へ吹き出す空気の目標温度である目標吹出温度ＴＡＯを算出する。さらに、算出された目標吹出温度ＴＡＯおよびセンサ群の検出信号に基づいて、空調制御装置の出力側に接続された各種空調制御機器の作動状態を決定する。

例えば、送風機３２の目標送風量、すなわち送風機３２の電動モータに出力する制御電圧については、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて予め空調制御装置に記憶された制御マップを参照して、目標吹出温度ＴＡＯが高温時および低温時に中間温度時よりも高くなるように決定される。

また、圧縮機１００の冷媒吐出能力、すなわち圧縮機１００の電動モータ１３０に接続されたインバータ１６０に出力する制御信号については、二段昇圧式冷凍サイクル１０に要求される加熱能力の増加に伴って、電動モータ１３０の回転数を増加させるように制御する。

より具体的には、目標吹出温度ＴＡＯ、圧縮機１００から吐出された高圧冷媒圧力、圧縮機１００へ吸入される吸入冷媒圧力、外気温に基づいて、予め空調制御装置に記憶された制御マップを参照して、目標吹出温度ＴＡＯの上昇、吐出冷媒圧力の上昇、吸入冷媒圧力の低下、外気温の低下に伴って、電動モータ１３０の回転数を増加させるようにインバータ１６０へ出力する制御信号を決定する。

また、エアミックスドア３４のサーボモータへ出力される制御信号については、目標吹出温度ＴＡＯ、室内蒸発器２０からの吹出空気温度の検出値および圧縮機１００から吐出される冷媒温度の検出値を用いて、車室内へ吹き出される空気の温度が車室内温度設定スイッチによって設定された乗員の所望の温度となるように決定される。なお、暖房運転モードでは、送風機３２から送風された室内送風空気の全風量が室内凝縮器１２を通過するように、エアミックスドア３４の開度を制御してもよい。

そして、上記の如く決定された制御電圧および制御信号を各種空調制御機器へ出力する。その後、操作パネルによって車両用空調装置の作動停止が要求されるまで、所定の制御周期毎に、上述の検出信号および操作信号の読み込み→目標吹出温度ＴＡＯの算出→各種空調制御機器の作動状態決定→制御電圧および制御信号の出力といった制御ルーチンを繰り返す。

従って、二段昇圧式冷凍サイクル１０では、図８のモリエル線図に示すように、圧縮機１００の吐出ポート１４６から吐出された高圧冷媒（図８のａ２₈点）が室内凝縮器１２へ流入して放熱する（図８のａ₈点→ｂ₈点）。これにより、送風機３２から送風されて室内蒸発器２０を通過した室内送風空気が加熱される。

室内凝縮器１２から流出した冷媒は、開閉弁１７が閉じられているので、中間圧膨張弁１５ａへ流入して、中間圧冷媒となるまで減圧膨張される（図８のｂ₈点→ｃ₈点）。中間圧膨張弁１５ａにて減圧膨張された中間圧冷媒は、気液分離器１６にて気液分離される（図８のｃ₈点→ｄ₈点およびｃ₈点→ｅ₈点）。

そして、気液分離器１６にて分離された気相冷媒は、圧縮機１００の中間圧ポート１４５から圧縮機１００の内部へ流入し、圧縮機１００の内部で低段側圧縮機構１１０吐出冷媒（図８のａ０₈点）と合流して（図８のａ１₈点）、高段側圧縮機構１２０へ吸入されていく。一方、気液分離器１６にて分離された液相冷媒は低圧膨張弁１５ｂへ流入して、低圧冷媒となるまで減圧膨張される（図８のｅ₈点→ｆ₈点）。

低圧膨張弁１５ｂにて減圧膨張された低圧冷媒は、第２三方継手１３ｂを介して、室外熱交換器１８へ流入する。室外熱交換器１８へ流入した低圧冷媒は、外気から吸熱して蒸発する（図８のｆ₈点→ｈ₈点）。

室外熱交換器１８から流出した冷媒は、電気式三方弁１９が室外熱交換器１８の出口側と第３三方継手１３ｃの一方の冷媒流入口とを接続する冷媒流路に切り替えられているので、第３三方継手１３ｃを介して、アキュムレータ２１へ流入する。そして、アキュムレータ２１から流出した冷媒（図８のｈ₈点）は、圧縮機１００の吸入ポート１４４から吸入されて再び圧縮される。

なお、アキュムレータ２１へ流入した冷媒は、サイクルに要求される加熱能力の変動あった際等に気液分離され、サイクルの作動が安定するとアキュムレータ２１へ流入する冷媒の状態とアキュムレータ２１から流出する冷媒の状態は略同一となる。つまり、図８では、サイクルの作動が安定した状態を図示している。

以上の如く、第１冷媒回路に切り替えた際には、室内凝縮器１２にて圧縮機１００の高段側圧縮機構１２０から吐出された冷媒の有する熱量を室内送風空気に放熱させて、加熱された室内送風空気を車室内へ吹き出すことができる。これにより、車室内の暖房を実現することができる。

さらに、第１冷媒回路では、低圧膨張弁１５ｂにて減圧された低圧冷媒を低段側圧縮機構１１０へ吸入させ、中間圧膨張弁１５ａにて減圧された中間圧冷媒と低段側圧縮機構１１０から吐出された中間圧冷媒との混合冷媒を高段側圧縮機構１２０へ吸入させる、前述のエコノマイザ式冷凍サイクルを構成することができる。

従って、高段側圧縮機構１２０に、温度の低い混合冷媒を吸入させることによって、高段側圧縮機構１２０の圧縮効率を向上させることができるとともに、双方の圧縮機構１１０、１２０における吸入冷媒圧力と吐出冷媒圧力との圧力差を縮小させて、双方の圧縮機構１１０、１２０の圧縮効率を向上させることができる。その結果、二段昇圧式冷凍サイクル１０のＣＯＰを向上させることができる。

（ｂ）暖房運転モードの第３冷媒回路
ここで、二段昇圧式冷凍サイクル１０に要求される室内送風空気の加熱能力は、室内凝縮器１２入口側冷媒のエンタルピと出口側冷媒のエンタルピとのエンタルピ差に、室内凝縮器１２を流通する冷媒流量を積算した値で表される。

従って、二段昇圧式冷凍サイクル１０に要求される加熱能力が通常運転時よりも低下した低負荷運転時には、サイクルを循環させる必要のある必要循環冷媒流量を低下させればよい。つまり、二段昇圧式冷凍サイクル１０が低負荷運転時となった際には、必要循環冷媒流量に応じて圧縮機構の回転数を低下させればよい。

ところが、前述の如く、圧縮機構の回転数を低下させると、双方の圧縮機構１１０、１２０の圧縮効率も低下してしまう。その結果、二段昇圧式冷凍サイクル１０を第１冷媒回路に切り替えて、エコノマイザ式冷凍サイクルを構成しても、要求される室内送風空気の加熱能力が低下すると、二段昇圧式冷凍サイクル１０のＣＯＰを向上させることができなくなってしまうことが懸念される。

そこで、本実施形態の二段昇圧式冷凍サイクル１０では、暖房運転モード時に第１冷媒回路となっている状態で、二段昇圧式冷凍サイクル１０に要求される加熱能力が第３基準能力以下となった際に、低負荷運転時になったものとして第３冷媒回路に切り替えるようにしている。なお、この「第３」という用語は、特許請求の範囲に記載された用語と整合を図るために「第２」という用語に先立って使用している。また、本実施形態の二段昇圧式冷凍サイクル１０の低負荷運転時の出力は１．５〜２．０ｋＷ程度である。

また、二段昇圧式冷凍サイクル１０に要求される加熱能力は、圧縮機１００から吐出された高圧冷媒圧力、圧縮機１００へ吸入される吸入冷媒圧力、外気温等から求めることができる。さらに、前述の如く、本実施形態では、圧縮機１００の電動モータ１３０の回転数をこれらのパラメータに基づいて決定している。

そこで、本実施形態では、双方の圧縮機構１１０、１２０の回転数が予め定めた第３基準回転数以下となった際に、二段昇圧式冷凍サイクル１０に要求される加熱能力が第３基準能力以下となったものとして、第３冷媒回路に切り替えるようにしている。この第３基準回転数は、通常運転時に想定される回転数よりも低い値に設定されている。

また、具体的に、二段昇圧式冷凍サイクル１０を第３冷媒回路に切り替える際には、冷媒回路制御手段が中間圧側開閉弁１４ａを閉じ、低圧側開閉弁２２ａを閉じる。これにより、図２に示すように、中間圧冷媒通路１４および低圧冷媒通路２２の双方が遮断される。

この冷媒回路構成（サイクル構成）で、空調制御装置が、第１冷媒回路に切り替えられているときと同様に、空調制御用のセンサ群の検出信号および操作パネルの操作信号を読み込み、目標吹出温度ＴＡＯおよびセンサ群の検出信号に基づいて、空調制御装置の出力側に接続された各種空調制御機器の作動状態を決定する。

さらに、第３冷媒回路に切り替えられている際には、圧縮機１００の電動モータ１３０に接続されたインバータ１６０に出力する制御信号については、第１冷媒回路に切り替えられている際に決定される制御信号よりも、電動モータ１３０の回転数が増加するように決定される。

ここで、第３冷媒回路における回転数の増加量分について説明する。二段昇圧式冷凍サイクル１０が第３冷媒回路に切り替えられると、中間圧冷媒通路１４が遮断されるので、高段側圧縮機構１２０は、低段側圧縮機構１１０が吐出した中間圧冷媒を吸入することになる。さらに、低段側圧縮機構１１０が吐出した中間圧冷媒は、第１冷媒回路に切り替えられている際に高段側圧縮機構１２０が吸入する混合冷媒よりも密度が低くなる。

そのため、第１冷媒回路から第３冷媒回路へ切り替えた際に、圧縮機１００の電動モータ１３０の回転数を増加させないと、圧縮機１００に必要循環冷媒流量を吐出させることができなくなってしまう。

そこで、本実施形態では、第１冷媒回路から第３冷媒回路に切り替えた際に、圧縮機１００が必要循環冷媒流量を吐出することができるように回転数を増加させている。その他の各種空調制御機器の作動状態の決定、および、その他の制御態様については、第１冷媒回路に切り替えられている際と同様である。

従って、第３冷媒回路に切り替えられた際の二段昇圧式冷凍サイクル１０では、図９のモリエル線図に示すように、圧縮機１００の吐出ポート１４６から吐出された高圧冷媒（図９のａ２₉点）が室内凝縮器１２へ流入して放熱する（図９のａ２₉点→ｂ₉点）。これにより、送風機３２から送風されて室内蒸発器２０を通過した室内送風空気が加熱される。

さらに、室内凝縮器１２から流出した冷媒は、第１冷媒回路に切り替えられている際と同様に、中間圧膨張弁１５ａにて中間圧冷媒となるまで減圧膨張され、気液分離器１６へ流入する。なお、第３冷媒回路に切り替えられている際にサイクルの作動が安定すると、気液分離器１６へ流入する冷媒の状態と気液分離器１６から流出する冷媒の状態は略同一となる。つまり、図９では、サイクルの作動が安定した状態を図示している。

気液分離器１６へ流入した冷媒は、中間圧側開閉弁１４ａが閉じているので、圧縮機１００の中間圧ポート１４５側へ流出することはなく、低圧膨張弁１５ｂへ流入して低圧冷媒となるまで減圧膨張される（図９のｃ₉点→ｆ₉点）。低圧膨張弁１５ｂにて減圧された冷媒は、第１冷媒回路に切り替えられている際と同様に、室外熱交換器１８へ流入し、外気から吸熱して蒸発する（図９のｆ₉点→ｈ₉点）。

さらに、室外熱交換器１８から流出した冷媒は、アキュムレータ２１を介して、圧縮機１００の吸入ポート１４４から吸入される。圧縮機１００の吸入ポート１４４から吸入された冷媒は、低段側圧縮機構１１０にて昇圧され、中間圧ポート１４５から流入した冷媒と合流することなく、高段側圧縮機構１２０へ吸入される（図９のｈ₉点→ａ０₉点）。

以上の如く、第３冷媒回路に切り替えた際には、室内凝縮器１２にて圧縮機１００の高段側圧縮機構１２０から吐出された冷媒の有する熱量を室内送風空気に放熱させて、加熱された室内送風空気を車室内へ吹き出すことができる。これにより、車室内の暖房を実現することができる。

さらに、第３冷媒回路では、要求される室内送風空気の加熱能力の低下に伴って、双方の圧縮機構１１０、１２０の回転数を低下させる際にも第１冷媒回路に対して、双方の圧縮機構１１０、１２０の回転数を増加させて、圧縮効率の低下を抑制できる。また、双方の圧縮機構１１０、１２０における吸入冷媒圧力と吐出冷媒圧力との圧力差を縮小させて、双方の圧縮機構１１０、１２０の圧縮効率を向上させることができる。その結果、二段昇圧式冷凍サイクル１０のＣＯＰを向上させることができる。

また、第３冷媒回路に切り替えられている状態で、双方の圧縮機構１１０、１２０の回転数が予め定めた第１基準回転数以上となった際には、二段昇圧式冷凍サイクル１０に要求される加熱能力が通常運転時に想定される通常の能力の下限値に相当する第１基準能力以上になったものとして、第１冷媒回路に切り替えて、上記（ａ）にて説明した制御を行う。なお、第１基準回転数は、第３基準回転数よりも高い値に設定される。

（ｃ）暖房運転モードの第２冷媒回路
第２冷媒回路は、暖房運転モード時に第３冷媒回路となっている状態で、さらに、要求される室内送風空気の加熱能力が低下して極低負荷運転時となり、圧縮機構の回転数をさらに低下させる必要が生じた際に、双方の圧縮機構１１０、１２０の圧縮効率が低下して二段昇圧式冷凍サイクル１０のＣＯＰを向上させることができなくなってしまうことを抑制するために切り替えられる冷媒回路である。

本実施形態では、暖房運転モード時に第３冷媒回路となっている状態で、二段昇圧式冷凍サイクル１０に要求される加熱能力が第２基準能力以下となった際に極低負荷運転時になったものとして、第２冷媒回路に切り替えるようにしている。なお、本実施形態の二段昇圧式冷凍サイクル１０の極低負荷運転時の出力は１．０〜１．５ｋＷ程度である。

より具体的には、第１冷媒回路から第３冷媒回路への切り替えと同様に、双方の圧縮機構１１０、１２０の回転数が予め定めた第２基準回転数以下となった際に、二段昇圧式冷凍サイクル１０に要求される加熱能力が第２基準能力以下となったものとして、第２冷媒回路に切り替えるようにしている。なお、第２基準回転数は、通常運転時に想定される回転数よりも低く、さらに、第３基準回転数よりも低い値に設定されている。

また、二段昇圧式冷凍サイクル１０を第２冷媒回路に切り替える際には、冷媒回路制御手段が中間圧側開閉弁１４ａを閉じ、低圧側開閉弁２２ａを開く。これにより、図３に示すように、低圧冷媒通路２２を介して、低段側圧縮機構１１０の吸入側と吐出側とが連通するサイクルが構成され、低段側圧縮機構１１０が冷媒吐出能力を発揮することなく、高段側圧縮機構１２０にて冷媒を昇圧するサイクルが構成される。

この冷媒回路構成（サイクル構成）で、空調制御装置が、第１、第３冷媒回路に切り替えられているときと同様に、空調制御用のセンサ群の検出信号および操作パネルの操作信号を読み込み、目標吹出温度ＴＡＯおよびセンサ群の検出信号に基づいて、空調制御装置の出力側に接続された各種空調制御機器の作動状態を決定する。

さらに、第２冷媒回路に切り替えられている際には、低段側圧縮機構１１０が冷媒吐出能力を発揮することなく、低段側圧縮機構１１０よりも吐出容量の小さい高段側圧縮機構１２０にて冷媒を昇圧するので、圧縮機１００の電動モータ１３０に接続されたインバータ１６０に出力する制御信号については、第３冷媒回路に切り替えられている際に決定される制御信号よりも、電動モータ１３０の回転数が増加するように決定される。

具体的には、電動モータ１３０の回転数は、第３冷媒回路から第２冷媒回路へ切り替える際あるいは切り替える直前の回転数を、低段側圧縮機構１１０の吐出容量Ｖ１に対する高段側圧縮機構１２０の吐出容量Ｖ２の吐出容量比Ｖ２／Ｖ１で除算した値として決定することができる。その他の各種空調制御機器の作動状態の決定、および、その他の制御態様については、第１、第３冷媒回路に切り替えられている際と同様である。

従って、第２冷媒回路に切り替えられた際の二段昇圧式冷凍サイクル１０では、図１０のモリエル線図に示すように、圧縮機１００の吐出ポート１４６から吐出された高圧冷媒（図１０のａ２₁₀点）が室内凝縮器１２へ流入して放熱する（図１０のａ２₁₀点→ｂ₁₀点）。これにより、送風機３２から送風されて室内蒸発器２０を通過した室内送風空気が加熱される。

さらに、室内凝縮器１２から流出した冷媒は、第１、第３冷媒回路に切り替えられている際と同様に、中間圧膨張弁１５ａにて中間圧冷媒となるまで減圧膨張され、気液分離器１６へ流入する。なお、第２冷媒回路に切り替えられている際にサイクルの作動が安定すると、気液分離器１６へ流入する冷媒の状態と気液分離器１６から流出する冷媒の状態は略同一となる。つまり、図１０では、サイクルの作動が安定した状態を図示している。

気液分離器１６へ流入した冷媒は、中間圧側開閉弁１４ａが閉じているので、圧縮機１００の中間圧ポート１４５側へ流出することはなく、低圧膨張弁１５ｂへ流入して低圧冷媒となるまで減圧膨張される（図１０のｃ₁₀点→ｆ₁₀点）。低圧膨張弁１５ｂにて減圧された冷媒は、第１冷媒回路に切り替えられている際と同様に、室外熱交換器１８へ流入し、外気から吸熱して蒸発する（図１０のｆ₁₀点→ａ０₁₀点）。

室外熱交換器１８から流出した冷媒は、低圧側開閉弁２２ａが開いているので、アキュムレータ２１を介して、圧縮機１００の吸入ポート１４４および中間圧ポート１４５から吸入される。

この際、低段側圧縮機構１１０については、その吸入側と吐出側とが低圧冷媒通路２２を介して連通することになるので、いわゆる空打ち状態となり、冷媒吐出能力を発揮しない。従って、アキュムレータ２１にて分離された気相冷媒は、実質的に、中間圧ポート１４５から高段側圧縮機構１２０へ吸入され、再び圧縮される。

以上の如く、第２冷媒回路に切り替えた際には、室内凝縮器１２にて圧縮機１００の高段側圧縮機構１２０から吐出された冷媒の有する熱量を室内送風空気に放熱させて、加熱された室内送風空気を車室内へ吹き出すことができる。これにより、車室内の暖房を実現することができる。

さらに、第２冷媒回路では、要求される室内送風空気の加熱能力の低下に伴って、双方の圧縮機構１１０、１２０の回転数を低下させる必要がある際にも、低段側圧縮機構１１０の冷媒吐出能力を発揮させず、高段側圧縮機構１２０によって冷媒を昇圧する単段圧縮式のサイクル構成に切り替えるので、高段側圧縮機構１２０の回転数を増加させることができる。

より詳細には、高段側圧縮機構１２０の吐出容量Ｖ２が、低段側圧縮機構１１０の吐出容量Ｖ１よりも小さく設定されているので、第３冷媒回路から第２冷媒回路へ切り替えた際に、圧縮機１００に必要循環冷媒流量を吐出させるために高段側圧縮機構１２０の回転数を増加させることができる。これにより、前述の図１６の圧縮機構の回転数と圧縮効率との関係を示すグラフから明らかなように、高段側圧縮機構１２０の圧縮効率を向上させることができる。

また、第２冷媒回路に切り替えられている状態で、高段側圧縮機構１２０の回転数が予め定めた第４基準回転数以上となった際には、二段昇圧式冷凍サイクル１０に要求される加熱能力が上昇したものとして、第３冷媒回路に切り替えて、上記（ｂ）にて説明した制御を行う。なお、第４基準回転数は、第２基準回転数よりも高い値に設定されている。

次に、冷房運転モードについて説明する。冷房運転モードは、車両用空調装置の作動スイッチが投入（ＯＮ）された状態で、選択スイッチによって冷房運転モードが選択されると開始する。冷房運転モードが開始されると、運転モード制御手段が運転モード切替手段を構成する中間圧膨張弁１５ａ、低圧膨張弁１５ｂ、開閉弁１７および電気式三方弁１９の作動状態を切り替える。

具体的には、中間圧膨張弁１５ａ、低圧膨張弁１５ｂを全閉状態とし、開閉弁１７を開き、電気式三方弁１９を室外熱交換器１８の出口側と冷房用膨張弁１５ｃの入口側とを接続する冷媒回路に切り替え、冷房用膨張弁１５ｃを冷媒を減圧膨張させる絞り状態として、その絞り通路面積開度を予め定めた開度とする。さらに、冷媒回路制御手段が冷媒回路切替手段を構成する中間圧側開閉弁１４ａおよび低圧側開閉弁２２ａを閉じる。

これにより、図４の実線矢印に示すように冷媒が流れる。この状態で、空調制御装置が、暖房運転モードと同様に、所定の制御周期毎に、検出信号および操作信号の読み込み→目標吹出温度ＴＡＯの算出→各種空調制御機器の作動状態決定→制御電圧および制御信号の出力といった制御ルーチンを車両用空調装置の作動停止が要求されるまで繰り返す。

この際、二段昇圧式冷凍サイクル１０では、圧縮機１００の吐出ポート１４６から吐出された高圧冷媒が室内凝縮器１２へ流入して放熱する。これにより、送風機３２から送風されて室内蒸発器２０にて冷却された冷風のうち、室内凝縮器１２を通過する冷風が加熱される。

室内凝縮器１２から流出した高圧冷媒は、第１、２電気式膨張弁１５ａ、１５ｂが全閉状態になっているとともに開閉弁１７が開いているので、第１三方継手１３ａ→開閉弁１７→第２三方継手１３ｂの順に流れて、室外熱交換器１８へ流入する。室外熱交換器１８へ流入した冷媒は外気と熱交換してさらに冷却されて、そのエンタルピを低下させる。

室外熱交換器１８から流出した冷媒は、電気式三方弁１９が、室外熱交換器１８の出口側と冷房用膨張弁１５ｃの入口側とを接続する冷媒回路に切り替えられているとともに冷房用膨張弁１５ｃが絞り状態となっているので、冷房用膨張弁１５ｃにて低圧冷媒となるまで減圧膨張される。

冷房用膨張弁１５ｃにて減圧膨張された低圧冷媒は、室内蒸発器２０へ流入して送風機３２から送風された室内送風空気から吸熱して蒸発する。これにより、室内送風空気が冷却される。室内蒸発器２０から流出した冷媒は、第３三方継手１３ｃを介してアキュムレータ２１へ流入して気液分離される。そして、分離された気相冷媒が圧縮機１００の吸入ポート１４４から吸入されて再び圧縮される。

以上の如く、本実施形態の車両用空調装置１では、冷房運転モード時に、室内蒸発器２０にて室内送風空気を冷却するとともに、エアミックスドア３４の開度を調整することによって、室内蒸発器２０にて冷却された冷風を室内凝縮器１２にて再加熱して、乗員の所望の温度となった空調風を車室内へ吹き出すことができる。これにより、車室内の冷房を実現することができる。

さらに、本実施形態の二段昇圧式冷凍サイクル１０は、以上の如く作動するので、以下のような優れた効果を得ることができる。

本実施形態の二段昇圧式冷凍サイクル１０によれば、暖房運転モード時に第１冷媒回路に切り替えることによって、エコノマイザ式冷凍サイクルを構成することができ、第３冷媒回路に切り替えることによって、双方の圧縮機構１１０、１２０にて直列的に冷媒を多段階に昇圧する冷凍サイクルを構成することができ、第２冷媒回路に切り替えることによって、高段側圧縮機構１２０にて冷媒を昇圧する単段圧縮式の通常の冷凍サイクルを構成することができる。

そして、二段昇圧式冷凍サイクル１０に要求される加熱能力の低下、すなわち、圧縮機構の回転数の低下に伴って、第１冷媒回路→第３冷媒回路→第２冷媒回路の順にサイクル構成を切り替え、二段昇圧式冷凍サイクル１０に要求される加熱能力の上昇、すなわち、圧縮機構の回転数の上昇に伴って、第２冷媒回路→第３冷媒回路→第１冷媒回路の順にサイクル構成を切り替えている。

従って、二段昇圧式冷凍サイクル１０に要求される加熱能力が変化して、必要循環冷媒流量が変化しても、二段昇圧式冷凍サイクル１０のＣＯＰを充分に向上させることができる。つまり、必要循環冷媒流量が比較的高い通常運転時あるいは高負荷運転時には、エコノマイザ式冷凍サイクルを構成することによってＣＯＰを充分に向上させることができる。

また、必要循環冷媒流量が通常運転時よりも低下する低負荷運転時には、冷媒を低段側圧縮機構１１０→高段側圧縮機構１２０の順に多段階に昇圧するサイクルを構成し、双方の圧縮機構の回転数を増加させることによって、双方の圧縮機構１１０、１２０の圧縮効率を向上させることによって、ＣＯＰを向上させることができる。

さらに、必要循環冷媒流量が低負荷運転時よりもさらに低下する極低負荷運転時には、高段側圧縮機構１２０にて冷媒を昇圧する単段昇圧式の冷凍サイクルを構成し、高段側圧縮機構１２０の回転数を増加させることによって、高段側圧縮機構１２０の圧縮効率を向上させることによって、ＣＯＰを向上させることができる。

その結果、図１１に示すように、二段昇圧式冷凍サイクル１０に要求される加熱能力によらず、すなわち必要循環冷媒流量によらずＣＯＰを向上させることができる。

また、本実施形態の二段昇圧式冷凍サイクル１０では、回転駆動制御手段が、二段昇圧式冷凍サイクル１０に要求される加熱能力の増加に伴って、電動モータ１３０の回転数を増加させるように制御しているので、電動モータ１３０（すなわち、圧縮機構１１０、１２０）の回転数に応じて冷媒回路を切り替えることで、極めて容易に、サイクルに要求される加熱能力に応じて冷媒回路を切り替えることができる。

また、本実施形他の圧縮機１００では、電動モータ１３０が双方の圧縮機構１１０、１２０の双方を回転駆動するので、双方の圧縮機構１１０、１２０の回転数を個別に制御する必要がなく、冷媒回路を切り替えた際に、双方の圧縮機構１１０、１２０の回転数を容易に変化させることができる。

さらに、双方の圧縮機構１１０、１２０が電動モータ１３０を水平方向両側から挟み込むように、シャフト１３１の両端側に配置されていることにより、圧縮機１００全体としての小型化を図ることもできる。延いては、二段昇圧式冷凍サイクル１０全体としての小型化を図ることもできる。

また、本実施形態の車両用空調装置１が適用される電気自動車では、内燃機関（エンジン）を搭載する車両のようにエンジンの廃熱を車室内の暖房のために利用できない。このような車両に適用される車両用空調装置において、冷凍サイクルを用いて室内送風空気を加熱する構成では、本実施形態の二段昇圧式冷凍サイクル１０のように、要求される加熱能力によらず高いＣＯＰを発揮できることは極めて有効である。

また、本実施形態の二段昇圧式冷凍サイクル１０を、内燃機関（エンジン）ＥＧおよび走行用電動モータから車両走行用の駆動力を得る、いわゆるハイブリッド車両に適用してもよい。ハイブリッド車両では、走行中に燃費向上を目的としてエンジンを停止させることがあるため、本実施形態の二段昇圧式冷凍サイクル１０を適用することは有効である。もちろん、本実施形態の二段昇圧式冷凍サイクル１０を通常の車両に適用してもよい。

（第２実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して冷媒回路切替手段の構成を変更した例を説明する。具体的には、本実施形態では、図１２の全体構成図に示すように、冷媒回路切替手段として、中間圧冷媒通路１４と低圧冷媒通路２２との接続部に配置された電気式の三方弁２２ｂを採用している。

なお、図１２では、第１実施形態と同一もしくは均等部分には同一の符号を付している。このことは、以下の図面でも同様である。また、図１２では、暖房運転モード時に第１冷媒回路へ切り替えた際の冷媒の流れを実線矢印で示している。

この三方弁２２ｂは、空調制御装置から出力される制御信号によってその作動が制御されるロータリー弁で構成されており、中間圧冷媒通路１４を開くとともに低圧冷媒通路２２を閉じる冷媒回路（第１冷媒回路）、中間圧冷媒通路１４を閉じるとともに低圧冷媒通路２２を開く冷媒回路（第２冷媒回路）、さらに、中間圧冷媒通路１４および低圧冷媒通路の双方を閉じる冷媒回路（第３冷媒回路）に切り替えることができる。

その他の構成および作動については、第１実施形態と全く同様である。従って、本実施形態の二段昇圧式冷凍サイクル１０においても、第１実施形態と同様に、二段昇圧式冷凍サイクル１０に要求される加熱能力によらす、すなわち必要循環冷媒流量によらずＣＯＰを向上させることができる。

（第３実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して圧縮機１００の構成を変更している。具体的には、本実施形態では、図１３の模式的な構成図に示すように、圧縮機１００の低段側圧縮機構１１０と電動モータ１３０との間に動力断続手段としての電磁クラッチ１３０ａを設けている。なお、図１３は、図示の明確化のため、図１〜４、１２における圧縮機１００のみを拡大して示している。

さらに、本実施形態では、第１、第３冷媒回路に切り替えられている際には、空調制御装置から電磁クラッチ１３０ａへ低段側圧縮機構１１０と電動モータ１３０とを接続して動力伝達を行うように制御信号が出力され、第２冷媒回路に切り替えられている際には、空調制御装置から電磁クラッチ１３０ａへ低段側圧縮機構１１０と電動モータ１３０との動力伝達を遮断するように制御信号が出力される。

その他の構成および作動については、第１実施形態と同様である。従って、本実施形態の二段昇圧式冷凍サイクル１０においても、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。さらに、第２冷媒回路に切り替えられている際に、冷媒吐出能力を発揮しない低段側圧縮機構１１０に電動モータ１３０から回転駆動力が伝達されないので、低段側圧縮機構１１０の摺動損失を抑制して、より一層、ＣＯＰを向上させることができる。

（第４実施形態）
本実施形態では、第１〜第３実施形態に対して、図１４の全体構成図に示すように、二段昇圧式冷凍サイクル１０の構成を変更している。なお、図１４では、暖房運転モード時に第１冷媒回路へ切り替えた際の冷媒の流れを実線矢印で示している。

具体的には、第１三方継手１３ａの冷媒流出口を図１４に示すように低圧膨張弁１５ｂを介して室外熱交換器１８の入口側に接続している。このように低圧膨張弁１５ｂの接続位置を変更することに伴って、気液分離器１６の液相冷媒出口を廃止している。

そして、暖房運転モード時には、運転モード制御手段が運転モード切替手段を構成する中間圧膨張弁１５ａおよび低圧膨張弁１５ｂを絞り状態として、その絞り通路面積開度を予め定めた開度とし、電気式三方弁１９を室外熱交換器１８の出口側と第３三方継手１３ｃの一方の冷媒流入口とを接続するように切り替える。

さらに、第１冷媒回路に切り替える際には、第１実施形態と同様に、冷媒回路制御手段が中間圧側開閉弁１４ａを開くとともに、低圧側開閉弁２２ａを閉じる。これにより第１実施形態に対して、低圧膨張弁１５ｂが、室内凝縮器１２から流出した高圧冷媒のうち、第１三方継手１３ａにて分岐された高圧冷媒を低圧冷媒となるまで減圧させるサイクルが構成される。

また、第３冷媒回路に切り替える際には、冷媒回路制御手段が中間圧側開閉弁１４ａを閉じ、低圧側開閉弁２２ａを閉じる。これにより、第１実施形態と同様の第３冷媒回路が構成される。さらに、第２冷媒回路に切り替える際には、冷媒回路制御手段が中間圧側開閉弁１４ａを閉じ、低圧側開閉弁２２ａを開く。これにより、第１実施形態と同様の第２冷媒回路が構成される。

その他の構成および作動については、第１実施形態と同様である。本実施形態のように、第１冷媒回路に切り替えた際に低圧膨張弁１５ｂが高圧冷媒を直接低圧冷媒となるまで減圧させる構成であっても、第１実施形態と同様に、二段昇圧式冷凍サイクル１０に要求される加熱能力によらず、すなわち必要循環冷媒流量によらずＣＯＰを向上させることができる。

（他の実施形態）
本発明は上述の実施形態に限定されることなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲内で、以下のように種々変形可能である。

（１）上述の各実施形態では、本発明の二段昇圧式冷凍サイクル１０を車両用空調装置１に適用した例を説明したが、本発明の適用はこれに限定されない。例えば、据置型空調装置、冷温保存庫等に適用してもよい。

また、上述の各実施形態では、室内凝縮器１２にて熱交換対象流体である室内送風空気を加熱するヒートポンプサイクルとして二段昇圧式冷凍サイクル１０を用いているが、逆に、室内凝縮器１２にて高圧冷媒の有する熱量を大気に放熱させて、室外熱交換器１８を熱交換対象流体を冷却する利用側熱交換器として機能させてもよい。そして、庫内温度を極低温まで冷却する冷凍装置等、空調対象空間を冷却する空調装置に適用してもよい。

この場合は、二段昇圧式冷凍サイクル１０に要求される熱交換対象流体の冷却能力の低下に伴って、第１冷媒回路→第３冷媒回路→第２冷媒回路の順に切り替えるようにすればよい。なお、冷凍装置のように高圧冷媒と低圧冷媒との圧力差が大きくなり、圧縮機構の消費動力が大きくなりやすい装置では、要求される冷却能力によらず高いＣＯＰを発揮できることは極めて有効である。

（２）上述の各実施形態では、低段側圧縮機構１１０および高段側圧縮機構１２０として、ローリングピストン型圧縮機構を採用した例を説明したが、もちろん、他の形式の圧縮機構を採用してもよい。例えば、ベーン型圧縮機構、レシプロ型圧縮機構、スクロール型圧縮機構を採用してもよい。さらに、低段側圧縮機構１１０および高段側圧縮機構１２０として異なる型式の圧縮機構を採用してもよい。

なお、上述の第１、第２、第４実施形態のように、低段側圧縮機構１１０と電動モータ１３０との間の動力伝達を遮断する電磁クラッチ１３０ａを採用しない構成では、第３冷媒回路に切り替えた際に、低段側圧縮機構１１０の冷媒吐出能力を確実に発揮させないために、低段側圧縮機構１１０としてスクロール型圧縮機構を採用しないことが望ましい。

また、低段側圧縮機構１１０としてレシプロ型圧縮機構を採用する場合は、第３実施形態にて採用した電磁クラッチ１３０ａを廃止して、ピストンの動きを固定する固定手段を採用してもよい。

（３）上述の第４実施形態では、中間圧膨張弁１５ａにて減圧された中間圧冷媒の気液分離する気液分離器１６を採用した例を説明したが、気液分離器１６を廃止して、中間圧膨張弁１５ａにて減圧された中間圧冷媒と第１三方継手１３ａの他方の冷媒流出口から流出した高圧冷媒とを熱交換させる中間圧熱交換器を採用してもよい。

（４）上述の各実施形態では、二段昇圧式冷凍サイクル１０に要求される熱交換対象流体の加熱能力あるいは冷却能力の低下に伴って、第１冷媒回路→第３冷媒回路→第２冷媒回路の順に冷媒回路を切り替える例を説明したが、第３冷媒回路への切り替えを廃止してもよい。

例えば、二段昇圧式冷凍サイクル１０に要求される加熱能力あるいは冷却能力が予め定めた第２基準能力以下になった際に、第３冷媒回路に切り替えることなく、第１冷媒回路から直接第２冷媒回路へ切り替え、二段昇圧式冷凍サイクル１０に要求される加熱能力あるいは冷却能力が予め定めた第１基準能力以上になった際に、第３冷媒回路に切り替えることなく、第２冷媒回路から直接第１冷媒回路へ切り替えるようにしてもよい。

（５）上述の各実施形態では、第３冷媒回路から第２冷媒回路に切り替える際に、高段側圧縮機構１２０の回転数を吐出容量比Ｖ２／Ｖ１に基づいて増加させているが、高圧側圧縮機構１２０として、この回転数の増加によって以下に説明するように作動するものが採用されていることが望ましい。

ここで、図１５を用いて、圧縮機構の回転数Ｎｃ、必要トルクＴｒおよび圧縮効率の関係について説明する。図１５（ａ）は、圧縮機構の回転数Ｎｃおよび必要トルクＴｒに応じた圧縮効率の変化を示す等効率線図であり、図１５（ｂ）は、回転数Ｎｃに対する圧縮効率の変化を示すグラフであり、図１５（ａ）のＣ−Ｃ断面およびＤ−Ｄ断面における圧縮効率の変化が記載されている。

また、図１５の太破線で示す等高線は、二段昇圧式冷凍サイクル１０のＣＯＰを充分に向上させるために必要な高段側圧縮機構１２０の必要圧縮効率線を示している。換言すると、二段昇圧式冷凍サイクル１０のＣＯＰを充分に向上させるためには、図１５（ａ）中の必要圧縮効率線よりも左側の網掛けハッチングで示す領域で圧縮機構を作動させる必要がある。

従って、本実施形態の高段側圧縮機構１２０では、第２冷媒回路に切り替えて回転数を増加させた際に必要圧縮効率線よりも右側の領域で作動するものが採用されていることが望ましい。これにより、第２冷媒回路に切り替えた際に、二段昇圧式冷凍サイクル１０のＣＯＰを確実に充分に向上させることができる。

また、これを実現するために、第２冷媒回路に切り替える際の高段側圧縮機構１２０の回転数の増加分を以下のように決定してもよい。すなわち、図１５（ａ）の等効率線図の関係を予め空調制御装置に記憶させておき、第３冷媒回路から第２冷媒回路へ切り替える直前に読み込んだ空調制御用のセンサ群の検出信号を用いて、第３冷媒回路から第２冷媒回路へ切り替える直前の必要トルクＴｒを算出する。なお、必要トルクＴｒは、下記数式Ｆ１から求めることができる。
Ｔｒ＝（Ｌ×６０）／（２π×Ｎｃ）…（Ｆ１）
なお、Ｌは高段側圧縮機構１２０の必要駆動動力（本実施形態では、電動モータ１３０に供給される必要電力）である。

さらに、高段側圧縮機構１２０の必要駆動動力Ｌは、下記数式Ｆ２に示すように、高段側圧縮機構１２０の吐出冷媒圧力Ｐｄ、吸入冷媒圧力Ｐｓ、回転数Ｎｃの関数で表すことができる。
Ｌ＝ｆ（Ｐｄ、Ｐｓ、Ｎｃ）…（Ｆ２）
なお、この式Ｆ２で表される関係は、予め空調制御装置に記憶されている。

さらに、本実施形態では、第３冷媒回路から第２冷媒回路へ切り替える直前の必要トルクＴｒおよび第３冷媒回路から第２冷媒回路へ切り替える第２基準回転数から、第３冷媒回路から第２冷媒回路へ切り替える直前の高段側圧縮機構１２０の圧縮効率を決定する。例えば、図１０（ａ）では、第３冷媒回路から第２冷媒回路へ切り替える直前の高段側圧縮機構１２０の圧縮効率はＥ点で表される。

そして、高段側圧縮機構１２０の圧縮効率がＥ点から必要圧縮効率線よりも右側の領域に存在するＦ点へ移行できる高段側圧縮機構１２０の回転数を決定し、このＥ点からＦ点との回転数差を、第２冷媒回路に切り替える際の高段側圧縮機構１２０の回転数の増加分としてもよい。

１２ 放熱器
１４ 中間圧冷媒通路
１４ａ 中間圧側開閉弁
１５ａ 中間圧膨張弁
１５ｂ 低圧膨張弁
１８ 蒸発器
２２ 低圧冷媒通路
２２ａ 低圧側開閉弁
１１０ 低段側圧縮機構
１２０ 高段側圧縮機構
１３０ 電動モータ

Claims (4)

1. 低圧冷媒を中間圧冷媒となるまで圧縮して吐出する低段側圧縮機構（１１０）と、
   前記低段側圧縮機構（１１０）から吐出された中間圧冷媒を高圧冷媒となるまで圧縮して吐出する高段側圧縮機構（１２０）と、
   前記高段側圧縮機構（１２０）から吐出された高圧冷媒を放熱させる放熱器（１２）と、
   前記放熱器（１２）から流出した冷媒を中間圧冷媒となるまで減圧させる中間圧膨張弁（１５ａ）と、
   前記放熱器（１２）から流出した冷媒を低圧冷媒となるまで減圧させる低圧膨張弁（１５ｂ）と、
   前記低圧膨張弁（１５ｂ）にて減圧された低圧冷媒を蒸発させて前記低段側圧縮機構（１１０）の吸入側へ流出する蒸発器（１８）と、
   前記中間圧膨張弁（１５ａ）にて減圧された中間圧冷媒を前記高段側圧縮機構（１２０）の吸入側へ導く中間圧冷媒通路（１４）とを備える二段昇圧式冷凍サイクルであって、
   前記低段側圧縮機構（１１０）の吸入側に接続される吸入側冷媒通路と前記高段側圧縮機構（１２０）の吸入側に接続される前記中間圧冷媒通路（１４）との間を接続する低圧冷媒通路（２２）と、
   前記中間圧冷媒通路（１４）を開くとともに前記低圧冷媒通路（２２）を閉じる第１冷媒回路、および、前記中間圧冷媒通路（１４）を閉じるとともに前記低圧冷媒通路（２２）を開く第２冷媒回路を切り替える冷媒回路切替手段（１４ａ、２２ａ）と、
   前記高段側圧縮機構（１２０）および前記低段側圧縮機構（１１０）の双方を回転駆動する１つの電動モータ（１３０）とを備え、
   さらに、前記高段側圧縮機構（１２０）の吐出容量（Ｖ２）は、前記低段側圧縮機構（１１０）の吐出容量（Ｖ１）よりも小さく設定されており、
   前記冷媒回路切替手段は、前記中間圧冷媒通路（１４）を開閉する中間圧側開閉弁（１４ａ）および前記低圧冷媒通路（２２）を開閉する低圧側開閉弁（２２ａ）によって構成されていることを特徴とする二段昇圧式冷凍サイクル。
2. 前記冷媒回路切替手段（１４ａ、２２ａ）の作動を制御する冷媒回路制御手段を備え、
   前記冷媒回路制御手段は、サイクルに要求される冷却能力あるいは加熱能力が予め定めた第１基準能力以上となった際に前記第１冷媒回路へ切り替えるように前記冷媒回路切替手段（１４ａ、２２ａ）の作動を制御し、さらに、サイクルに要求される冷却能力あるいは加熱能力が予め定めた第２基準能力以下になった際に前記第２冷媒回路へ切り替えるように前記冷媒回路切替手段（１４ａ、２２ａ）の作動を制御することを特徴とする請求項１に記載の二段昇圧式冷凍サイクル。
3. 前記電動モータ（１３０）の作動を制御する回転駆動制御手段を備え、
   前記回転駆動制御手段は、サイクルに要求される冷却能力あるいは加熱能力の増加に伴って、前記電動モータ（１３０）の回転数を増加させるように制御し、
   前記冷媒回路制御手段は、前記電動モータ（１３０）の回転数が予め定めた第１基準回転数以上となった際に前記第１冷媒回路へ切り替えるように前記冷媒回路切替手段（１４ａ、２２ａ）の作動を制御し、さらに、前記電動モータ（１３０）の回転数が予め定めた第２基準回転数以下となった際に前記第２冷媒回路へ切り替えるように前記冷媒回路切替手段（１４ａ、２２ａ）の作動を制御することを特徴とする請求項２に記載の二段昇圧式冷凍サイクル。
4. さらに、前記冷媒回路切替手段（１４ａ、２２ａ）は、前記中間圧冷媒通路（１４）を閉じるとともに前記低圧冷媒通路（２２）を閉じる第３冷媒回路に切替可能に構成されていることを特徴とする請求項１ないし３のいずれか１つに記載の二段昇圧式冷凍サイクル。

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