制冷循环装置的利记博彩app

本申请基于2014年6月18日申请的日本专利申请2014－125306，其公开内容作为参照编入本申请。

技术领域

本发明涉及一种具备内部热交换器的制冷循环装置。

背景技术：

以往，在专利文献1中记载一种在用二氧化碳作为制冷剂且具备内部热交换器的制冷循环装置。内部热交换器是在来自散热器的制冷剂与来自蒸发器的制冷剂之间进行热交换的热交换器。

使用二氧化碳作为制冷剂，则在夏天高压侧压力达到临界压力以上、压缩机的消耗动力变大，从而产生制冷循环的制冷系数(COP)恶化的问题。

在此，在该现有技术中，通过内部热交换器在来自散热器的制冷剂与来自蒸发器的制冷剂之间进行热交换，从而抑制制冷循环的制冷系数(COP)的恶化。

该现有技术的蒸发器是一种使由膨胀机构减压膨胀后的低压的制冷剂与制冷用空气进行热交换的制冷剂空气热交换器。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2008-122034号公报

本发明人对如下的制冷循环装置(以下，称为研究例)进行了研究：在蒸发器中使制冷循环的制冷剂与冷却水(热介质)进行热交换，通过空气冷却用热交换器使在蒸发器中冷却后的冷却水与送风空气进行热交换，从而对送风空气进行冷却。

根据该研究例，因为未在蒸发器中使送风空气进行热交换，因此，即使在蒸发器中制冷剂泄漏，也能够抑制所泄漏的制冷剂与送风空气一起被送到送风对象空间。

但是，根据该研究例，为了使送风空气的冷却以与上述现有技术相同热量地进行，需要将空气冷却用热交换器的冷却水温度设置成与上述现有技术中的蒸发器内的制冷剂温度相同水准。

在蒸发器取得与上述现有技术相同的过热度的情况下，在上述现有技术的蒸发器内，因为送风空气的温度和制冷剂的温度的差大从而能够以比较少的热交换面积得到规定量的过热度，但在该研究例的蒸发器内，因为需要在制冷剂与相对于送风空气温度非常低的冷却水之间取得过热度，因此存在难以取得过热度并且存在制冷循环的负载变动时的控制性(变动抑制、稳定性)变差的担忧。

另外，在以制冷剂与冷却水的温度差小的状态取得过热度的情况下，需要通过使蒸发器内的制冷剂的温度下降而扩大制冷剂与冷却水的温度差，从而使热交换量增加，但在该情况下，存在压缩机的吸入制冷剂密度降低而使制冷循环的制冷系数(COP)恶化的担忧。

技术实现要素：

本发明鉴于上述问题而作出，其目的在于提供一种提高负载变动时的控制性及制冷循环的制冷系数(COP)的制冷循环装置，该制冷循环装置具备：用制冷剂使热介质冷却的热介质冷却器、及使空气与在热介质冷却器被冷却的热介质进行热交换的热介质空气热交换器。

为了达到上述目的，本发明的制冷循环装置，具备：低温侧泵，该低温侧泵吸入并排出低温侧热介质；压缩机，该压缩机吸入制冷剂并将该制冷剂压缩后排出；散热器，该散热器使从压缩机排出的高压的制冷剂散热；减压装置，该减压装置使在散热器散热后的高压的制冷剂减压；热介质冷却器，该热介质冷却器使低温侧热介质与在减压装置被减压的低压的制冷剂进行热交换从而对热介质进行冷却；热介质空气热交换器，该热介质空气热交换器使空气与在热介质冷却器被冷却的热介质进行热交换；内部热交换器，该内部热交换器使从散热器流出的高压的制冷剂与从热介质冷却器流出的低压的制冷剂进行热交换；低压制冷剂温度感温部，该低压制冷剂温度感温部对与在内部热交换器被热交换的低压的制冷剂的温度相关联的温度进行检测或感知；以及过热度控制部，该过热度控制部基于低压制冷剂温度感温部检测或感知到的温度，对在内部热交换器被热交换的低压的制冷剂的过热度进行控制。

由此，在内部热交换器中取得过热度，因此与在热介质冷却器中取得过热度的情况相比，即使不降低制冷剂温度也能够可靠地取得过热度。其理由是，内部热交换器的高压制冷剂与低压制冷剂的温度差比在热介质冷却器中的低压制冷剂与低温侧热介质的温度差大。

因此，通过在内部热交换器中取得过热度，能够提高制冷循环的负载变动时的控制性及制冷循环的制冷系数。

例如，当低压侧的制冷剂的温度或压力变小时，过热度控制部也可以使在内部热交换器被热交换的低压制冷剂的过热度变小。

由此，在低压侧的制冷剂的温度或压力小的条件下，在内部热交换器被热交换的低压制冷剂的过热度变小，因此在内部热交换器中，在低压制冷剂侧也产生气液二相区域从而使内部热交换器的热交换能力提高。换言之，在内部热交换器中，高压制冷剂侧的过冷却度变大。通过过冷却度变大而使热介质冷却器内的液体制冷剂量增加，因此能够使热介质冷却器的吸热能力变高。因此，也能够提高制冷循环的制冷系数。

此外，能够使在内部热交换器被热交换的高压制冷剂的过冷却度变大，因此散热器内的制冷剂压力下降，并且压缩机的效率提高。因此，能够提高制冷循环的制冷系数。

附图说明

图1是第1实施方式的制冷循环装置的整体结构图。

图2是第1实施方式的制冷循环装置的制冷剂回路的结构图。

图3是第1实施方式的膨胀阀的开阀特性图。

图4是表示第1实施方式的制冷循环装置的电气控制部的方块图。

图5是对第1实施方式的制冷循环装置的制热模式进行说明的图。

图6是对第1实施方式的制冷循环装置的制冷模式进行说明的图。

图7是表示第1实施方式的制冷循环装置的制热模式的循环性能的莫里尔图。

图8是表示第1实施方式的制冷循环装置的制冷模式的循环性能的莫里尔图。

图9是第2实施方式的制冷循环装置的整体结构图。

图10是第3实施方式的制冷循环装置的制冷剂回路的整体结构图。

图11是第4实施方式的制冷循环装置的制冷剂回路的整体结构图。

图12是第5实施方式的膨胀阀、冷却水冷却器及内部热交换器的立体图。

图13是第6实施方式的膨胀阀、冷却水冷却器及内部热交换器的立体图。

图14是第6实施方式的膨胀阀、冷却水冷却器及内部热交换器的立体透视图。

图15是图13的XV—XV的剖视图。

图16是第6实施方式的膨胀阀、冷却水冷却器及内部热交换器的分解剖视图。

具体实施方式

以下，基于附图对实施方式进行说明。另外，在以下的各实施方式之间的彼此相同或等同的部分在图中标注相同符号。

(第1实施方式)

图1所示的制冷循环装置10被用于将车室内空调到适当的温度。在本实施方式中，将制冷循环装置10应用于混合动力汽车中，该混合动力汽车从发动机(内燃机)及行驶用电动机获得车辆行驶用的驱动力。

本实施方式的混合动力汽车构成为能够将在车辆停车时由外部电源(商用电源)供给的电力充电到搭载于车辆的电池(车载电池)中的插入式混合动力汽车。作为电池，例如可以采用锂离子电池。

从发动机输出的驱动力，不仅用于车辆行驶用，也用于使发电机运转。并且，能够将由发电机产生的电力及由外部电源供给的电力存储到电池中，且被存储到电池中的电力，不仅供给到行驶用电动机，也供给到以构成制冷循环装置10的电动式结构机器为首的各种车载机器。

如图1所示，制冷循环装置10具备：低温侧泵11、高温侧泵12、辐射器13、辐射器用三通阀36、冷却水冷却器14、冷却水加热器15、冷却器芯16及加热器芯17。

低温侧泵11及高温侧泵12是对冷却水(热介质)进行吸入、排出的冷却水泵，且由电动泵构成。冷却水是作为热介质的流体。在本实施方式中，作为冷却水可以采用至少包含乙二醇、二甲聚硅氧烷或纳米流体的液体，或防冻液体。

辐射器13、冷却水冷却器14、冷却水加热器15、冷却器芯16及加热器芯17是冷却水流通的冷却水流通机器(热介质流通机器)。

辐射器13是对冷却水和外气(车室外空气)进行热交换的冷却水外气热交换器(热介质外气热交换器)。通过室外送风机18将外气送风到辐射器13中。室外送风机18是将外气送风到辐射器13的送风机。室外送风机18是通过电动机(鼓风机电动机)驱动送风风扇的电动送风机。

辐射器13及室外送风机18配置于车辆的最前部。因此，在车辆行驶时使行驶风与辐射器13接触。

在流过冷却水冷却器14的冷却水在辐射器13中流动的情况下，冷却水温度是比外气温度低的温度，从而辐射器13作为将外气的热吸热到冷却水中的吸热用热交换器发挥功能。在该情况下，当流过冷却水加热器15的冷却水流向加热器芯17时，制冷循环装置10作为从外气吸热并利用加热器芯17对送风空气进行加热的热泵制热装置进行动作。

在流过冷却水加热器15的冷却水在辐射器13中流动的情况下，冷却水温度是比外气温度高的温度，从而辐射器13作为将冷却水的热放热到外气中的放热用热交换器发挥功能。在该情况下，当流过冷却水冷却器14的冷却水在冷却器芯16中流动时，制冷循环装置10作为利用冷却器芯16对送风空气进行冷却并利用辐射器将空气冷却时的废热散热到外气中的制冷装置进行动作。

冷却水冷却器14是通过使制冷剂回路20(制冷循环)的低压侧制冷剂与冷却水进行热交换而对冷却水进行冷却的低压侧热交换器(热介质冷却器)。能够利用冷却水冷却器14将冷却水冷却到比外气的温度低的温度。

冷却水加热器15是通过使制冷剂回路20的高压侧制冷剂与冷却水进行热交换而对冷却水进行加热的高压侧热交换器(热介质加热器)。冷却水加热器15是使制冷剂回路20的高压侧制冷剂散热的散热器。

如图2所示，制冷剂回路20是一种蒸汽压缩式制冷机，具备：压缩机21、冷却水加热器15、贮液器22、膨胀阀23、冷却水冷却器14及内部热交换器24。

本实施方式的制冷剂回路20中，采用氟利昂系制冷剂(HFC134a、HFO1234yf等)作为制冷剂，构成高压侧制冷剂压力不超过制冷剂的临界压力的亚临界制冷循环。

压缩机21是通过由电池供给的电力驱动的电动压缩机、或通过带驱动的压缩机，并且对制冷剂回路20的制冷剂进行吸入、压缩及排出。

冷却水加热器15是通过使从压缩机21排出的高压侧制冷剂和冷却水进行热交换而使高压侧制冷剂凝结的冷凝器。贮液器22是将从冷却水加热器15流出的气液二相制冷剂分离成气相制冷剂和液相制冷剂、并且使被分离的液相制冷剂流出到向膨胀阀23侧的气液分离器。

膨胀阀23是使从内部热交换器24的高压侧制冷剂流路24a流出的液相制冷剂减压膨胀的减压器。膨胀阀23是具有感温部23a，且通过隔板23b等的机械结构而对阀芯进行驱动的温度式膨胀阀(机械式膨胀阀)。

感温部23a基于内部热交换器24的低压侧制冷剂流路24b的出口侧制冷剂(以下，称为内部热交换器24低压侧出口部制冷剂。)的温度及压力对内部热交换器24低压侧出口部制冷剂的过热度进行检测。感温部23a是对内部热交换器24低压侧出口部制冷剂的温度进行感知(检测)的低压制冷剂温度感温部(低压制冷剂温度检测器)。

内部热交换器24低压侧出口部制冷剂的过热度也可以基于冷却水冷却器14的入口侧制冷剂的压力、由膨胀阀23减压后的制冷剂压力进行检测或推定。

隔板23b等的机械构造将阀芯驱动成内部热交换器24低压侧出口部制冷剂的过热度在预定的规定范围，从而使节流流路23c的面积(开度)变化。

隔板23b等的机械机构是对在内部热交换器24被热交换的低压制冷剂的过热度进行控制的过热度控制部。节流流路23c是使在冷却水加热器15中散热的高压制冷剂减压的减压装置。

在感温部23a内填充有气体介质。被填充到感温部23a内的气体介质的组成取决于作为目标的内部热交换器24低压侧出口部制冷剂压力(温度)和过热度的特性。

通过采用例如将He(氦)或N2(氮)混合到氟利昂系制冷剂(HFC134a、HFO1234yf等)中的气体作为被填充到感温部23a内的气体，从而能够使膨胀阀23具有交叉充注特性。

在此，交叉充注特性称为以下特性，如图3所示，膨胀阀23的开阀特性V1被设定成与循环内循环制冷剂的饱和线S1在规定温度T1相交(交叉)的关系。

即，在从内部热交换器24流出的低压制冷剂的压力是比规定温度T1的制冷剂的饱和压力低的压力的情况下，得不到过热度。在图3的例中，规定温度T1是-5℃。规定温度T1是5℃以下即可。

膨胀阀23的开阀特性V1是通过膨胀阀23控制的内部热交换器24低压侧出口部制冷剂温度和内部热交换器24低压侧出口部制冷剂压力之间的关系，且开阀特性V1取决于被填充到感温部23a内的气体的种类及比例、对膨胀阀23的阀芯进行施力的弹簧的设定压力。

图1、图2所示的冷却水冷却器14是通过使冷却水和在膨胀阀23被减压膨胀的低压制冷剂进行热交换从而使低压制冷剂蒸发的蒸发器。在冷却水冷却器14中蒸发的气相制冷剂被吸入到压缩机21而被压缩。

内部热交换器24是使从贮液器22流出的高压制冷剂和从冷却水冷却器14流出的低压制冷剂进行热交换的热交换器。

内部热交换器24具有高压侧制冷剂流路24a和低压侧制冷剂流路24b。高压侧制冷剂流路24a是从冷却水加热器15流出的高压侧制冷剂所流动的流路。低压侧制冷剂流路24b是从冷却水冷却器14流出的低压侧制冷剂所流动的流路。

在图2的例中，冷却水冷却器14、内部热交换器24、贮液器22及冷却水加热器15被一体化。具体而言，冷却水冷却器14、内部热交换器24、贮液器22及冷却水加热器15通过一体焊接而彼此接合。

图1所示的冷却器芯16是使冷却水和朝向车室内吹送的送风空气进行热交换从而对朝向车室内吹送的送风空气进行冷却的空气冷却用热交换器。冷却器芯16是使在冷却水冷却器14被冷却的冷却水和空气进行热交换的冷却水空气热交换器(热介质空气热交换器)。

加热器芯17是使冷却水和朝向车室内吹送的送风空气进行热交换而对朝向车室内吹送的送风空气进行加热的空气加热用热交换器。加热器芯17是使在冷却水加热器15中被高压侧制冷剂加热的冷却水散热的散热器。

加热器芯17被配置于制冷器芯16的送风空气的下风，且在冷却器芯使在冷却水冷却器14被冷却的冷却水流动的情况中，利用加热器芯17对在冷却器芯16被冷却的送风空气进行再次加热，从而进行送风空气的温度调整、对送风空气进行除湿并且制热。

通过室内送风机19将内气(车室内空气)、外气或内气与外气的混合空气送风到冷却器芯16及加热器芯17中。室内送风机19是将空气向车室内(空调对象空间)送风的送风机。室内送风机19是用电动机(鼓风机电动机)驱动离心多叶片风扇(西洛克风扇)的电动送风机。

冷却器芯16、加热器芯17及室内送风机19被收纳于车辆用空调装置的室内空调单元26的壳体27中。室内空调单元26被配置于车室内最前部的仪表盘(仪表板)的内侧。壳体27形成室内空调单元的外壳。

壳体27形成朝向车室内吹送的送风空气所流动的空气通路，且由具有一定程度的弹性、在强度上也优良的树脂(例如、聚丙烯)形成。在壳体27的内部，加热器芯17被配置于冷却器芯16的空气流下游侧。

在壳体27的内部，在冷却器芯16和加热器芯17之间配置有空气混合门28。空气混合门28是，对在加热器芯17流动的空气的流量和绕过加热器芯17流动的空气的流量的比例进行调整，进而对向车室内吹出的空气的温度进行调整的吹出空气温度调整部(空气流量比例调整部)。空气混合门28是对通过加热器芯17的空气的流量进行调整的空气流量调整部。

空气混合门28是能够转动的板状门或能够滑动的门等，且由电动驱动器(未图示)驱动。

低温侧泵11配置于低温侧泵用流路31。高温侧泵12配置于高温侧泵用流路32。辐射器13配置于辐射器流路33。

冷却器芯16配置于冷却器芯流路34。加热器芯17配置于加热器芯流路35。

低温侧泵用流路31、高温侧泵用流路32及辐射器流路33经由辐射器用三通阀36而彼此连接。辐射器用三通阀36是通过电气机构来切换流路的电气式切换阀。

辐射器用三通阀36是一种流路切换装置，其在将低温侧泵用流路31与辐射器流路33连通的状态、和将高温侧泵用流路32与辐射器流路33连通的状态之间进行切换。

通过辐射器用三通阀36的流路切换控制，将制冷循环装置10选择性地控制成进行热泵制热动作或制冷动作。

制冷循环装置10通过辐射器用三通阀36切换冷却水的流动方向，从而能够在不进行制冷剂所流动的回路的制冷剂流的切换或制冷剂的流动方向反转的情况下，对制热动作和制冷动作进行切换。

辐射器用三通阀36是对在辐射器13流动的冷却水的流量进行调节的冷却水流量调整部(热介质流量调整部)。对辐射器13的冷却水的流量进行调整，从而对辐射器13的吸热或散热能力进行调整，并将低温侧泵用流路31的温度或高温侧泵用流路32的水温调整成与目标温度接近。

在除辐射器13之外追加设置有对冷却水进行冷却或加热的装置的情况下，也可以使辐射器用三通阀36变成多通阀以便于能够对朝向追加设置的装置(对冷却水进行冷却或加热的装置)的流路进行切换。

冷却器芯流路34与低温侧泵用流路31连接。在冷却器芯流路34配置有流路开闭阀37。流路开闭阀37是对冷却器芯流路34进行开闭的流路开闭装置。流路开闭阀37是通过电气机构对流路进行开闭的电气式开闭阀。

加热器芯流路35与高温侧泵用流路32连接。加热器芯流路35经由发动机冷却回路用三通阀38与发动机冷却回路40(热介质回路)连接。

发动机冷却回路用三通阀38是一种流路切换装置，其在发动机冷却回路40与加热器芯流路35连通的状态、和发动机冷却回路40不与加热器芯流路35连通的状态之间进行切换。发动机冷却回路用三通阀38是通过电气机构对流路进行切换的电气式切换阀。

辐射器用三通阀36、流路开闭阀37及发动机冷却回路用三通阀38可以是全部的阀被收纳于一体壳体内的结构，也可以将任意多个阀集中收纳到一体壳体内。可以所有阀共用驱动机构，也可以任意多个阀共用驱动机构。

发动机冷却回路40具有冷却水循环的循环流路41。循环流路41构成发动机冷却回路40的主流路。发动机用泵42、发动机43及发动机用辐射器44按该顺序串联配置于循环流路41中。

发动机用泵42是对冷却水进行吸入、排出的电动泵。发动机用泵42也可以经由带轮、带等通过发动机旋转驱动。发动机43是产生废热的发热机器。

发动机用辐射器44是通过对冷却水和外气进行热交换从而使冷却水的热散热到外气的散热器(热介质外气热交换器)。也可以通过在发动机用辐射器44内流动外气温度以下的冷却水，从而在发动机用辐射器44从外气向冷却水吸热。

通过室外送风机18实现外气向发动机用辐射器44的送风。发动机用辐射器44在车辆的最前部配置在辐射器13的外气流动方向下游侧。

循环流路41与辐射器旁通流路45连接。辐射器旁通流路45是在发动机冷却回路40中使冷却水绕过发动机用辐射器44流动的辐射器旁通部。

辐射器旁通流路45和循环流路41的连接部配置有恒温器46。恒温器46是由机械机构构成的冷却水温度感应阀，机械机构通过因温度而体积变化的热蜡(感温部件)使阀芯变位从而对冷却水流路进行开闭。

具体而言，在冷却水的温度低于规定温度的情况下(例如未满80℃)，恒温器46将辐射器旁通流路45打开，在冷却水的温度超过规定温度的情况下(例如80℃以上)，恒温器46将辐射器旁通流路45关闭。

循环流路41通过连接流路48、49与加热器芯流路35连接。发动机用辐射器44与贮水箱49连接。贮水箱49是对剩余冷却水进行积存的冷却水积存部。

如图4所示，控制装置50是一种控制部，由包含CPU、ROM及RAM等在内的公知的微型电子计算机和其周边电路构成，且基于存储于该ROM内的空调控制程序进行各种运算、处理，从而对与输出侧连接的低温侧泵11、高温侧泵12、室外送风机18、室内送风机19、压缩机21、空气混合门28及分配·调流阀46等的动作进行控制。

控制装置50是对与其输出侧连接的各种控制对象机器进行控制的控制部被一体构成的结构，但分别对控制对象机器的动作进行控制的结构(硬件及软件)分别构成对控制对象机器的动作进行控制的控制部。

在控制装置50中对低温侧泵11的动作进行控制的结构(硬件及软件)构成低温侧冷却水流量控制部50a(低温侧热介质流量控制部)。

在控制装置50中对高温侧泵12的动作进行控制的结构(硬件及软件)构成高温侧冷却水流量控制部50b(高温侧热介质流量控制部)。

在控制装置50中对室外送风机18的动作进行控制的结构(硬件及软件)构成室外送风机控制部50c(外气流量控制部)。

在控制装置50中对室内送风机19的动作进行控制的结构(硬件及软件)构成室内送风机控制部50d(空气流量控制部)。

在控制装置50中对压缩机21的动作进行控制的结构(硬件及软件)构成制冷剂流量控制部50e。

在控制装置50中对空气混合门28的动作进行控制的结构(硬件及软件)构成空气混合门控制部50f(空气流量比例控制部)。

在控制装置50中对辐射器用三通阀36的动作进行控制的结构(硬件及软件)构成辐射器用三通阀控制部50g(流路切换控制部)。

在控制装置50中对流路开闭阀37的动作进行控制的结构(硬件及软件)构成流路开闭阀控制部50h。

在控制装置50中对发动机冷却回路用三通阀38的动作进行控制的结构(硬件及软件)构成发动机冷却回路用三通阀控制部50i(流路切换控制部)。

在控制装置50中对发动机用泵42的动作进行控制的结构(硬件及软件)构成发动机用泵控制部50j(高温侧热介质流量控制部)。

低温侧冷却水流量控制部50a、高温侧冷却水流量控制部50b、室外送风机控制部50c、室内送风机控制部50d、制冷剂流量控制部50e、空气混合门控制部50f、辐射器用三通阀控制部50g、流路开闭阀控制部50h、发动机冷却回路用三通阀控制部50i及发动机用泵控制部50j可以与控制装置50分体地构成。

内气传感器51、外气传感器52、日射传感器53、低温侧水温传感器54、高温侧水温传感器55、制冷剂温度传感器56、制冷剂压力传感器57及冷却器芯温度传感器58等的传感器群的检测信号输入到控制装置50的输入侧。

内气传感器51是对内气温(车室内温度)进行检测的检测器(内气温度检测器)。外气传感器52是对外气温(车室外温度)进行检测的检测器(外气温度检测器)。日射传感器53是对车室内的日射量进行检测的检测器(日射量检测器)。

低温侧水温传感器54是对在低温侧冷却水回路C1中流动的冷却水的温度(例如从冷却水冷却器14流出的冷却水的温度)进行检测的检测器(低温侧热介质温度检测器)。

高温侧水温传感器55是对在高温侧冷却水回路C2中流动的冷却水的温度(例如从冷却水加热器15流出的冷却水的温度)进行检测的检测器(高温侧热介质温度检测器)。

制冷剂温度传感器56是对制冷剂回路20的制冷剂温度进行检测的检测器(制冷剂温度检测器)。制冷剂温度传感器56检测的制冷剂回路20的制冷剂温度包括：例如，从压缩机21排出的高压侧制冷剂的温度、被吸入到压缩机21的低压侧制冷剂的温度、在膨胀阀23被减压膨胀的低压侧制冷剂的温度及在冷却水冷却器14被热交换的低压侧制冷剂的温度等。

制冷剂压力传感器57是对制冷剂回路20的制冷剂压力(例如从压缩机21排出的高压侧制冷剂的压力或被吸入到压缩机21的低压侧制冷剂的压力)进行检测的检测器(制冷剂压力检测器)。

冷却器芯温度传感器58是对冷却器芯16的表面温度进行检测的检测器(冷却器芯温度检测器)。冷却器芯温度传感器58是，例如，对冷却器芯16的热交换翅片的温度进行检测的翅片热敏电阻、对在冷却器芯16中流动的冷却水的温度进行检测的水温传感器等。

也可以基于各种物理量的检测值对内气温、外气温、冷却水温度、制冷剂温度及制冷剂压力进行推定。

例如，也可以基于冷却水冷却器14的出口制冷剂压力、压缩机21的吸入制冷剂压力、制冷剂回路20的低压侧制冷剂的压力、制冷剂回路20的低压侧制冷剂的温度及制热运转的运转时间等中的至少一个，来算出低温侧冷却水回路C1的冷却水的温度。

例如，也可以基于冷却水加热器15的出口制冷剂压力、压缩机21的排出制冷剂压力、制冷剂回路20的高压侧制冷剂的压力及制冷剂回路20的高压侧制冷剂的温度等中的至少一个，来算出高温侧冷却水回路C2的冷却水的温度。

来自操作板58的操作信号被输入到控制装置50的输入侧。操作板58被配置在车室内的仪表盘附近，且在操作板58设置有各种操作开关。作为设于操作板58的各种操作开关，设有：需要进行车室内空调的空调动作开关、对车室内温度进行设定的车室内温度设定开关等。

接着，对上述结构的动作进行说明。控制装置50通过对辐射器用三通阀36及发动机冷却回路用三通阀38的动作进行控制，从而对图5所示的制热模式和图6所示的制冷模式进行切换。

在图5所示的制热模式中形成有用粗一点划线表示的低温侧冷却水回路C1和用粗实线表示的高温侧冷却水回路C2。

低温侧冷却水回路C1是冷却水按照以下顺序循环的回路：低温侧泵11→冷却水冷却器14→辐射器13→低温侧泵11。高温侧冷却水回路C2是冷却水按照以下顺序循环的回路：高温侧泵12→冷却水加热器15→加热器芯17→高温侧泵12。

在切换到图5所示的制热模式的情况下，控制装置50通过使低温侧泵11、高温侧泵12及压缩机21动作，从而使制冷剂在制冷剂回路20内循环，且冷却水在低温侧冷却水回路C1及高温侧冷却水回路C2中彼此独立循环。

在冷却水冷却器14中，因为制冷剂回路20的制冷剂从低温侧冷却水回路C1的冷却水吸热，因此低温侧冷却水回路C1的冷却水被冷却。在冷却水冷却器14中从冷却水吸热的制冷剂回路20的制冷剂在冷却水加热器15中向高温侧冷却水回路C2的冷却水散热。由此，高温侧冷却水回路C2中的冷却水被加热。

在冷却水加热器15被加热的高温侧冷却水回路C2的冷却水，在加热器芯17中向通过室内送风机19吹送的送风空气散热。因此，因为朝向车室内吹送的送风空气被加热，从而能够对车室内制热。

在冷却水冷却器14被冷却的低温侧冷却水回路C1的冷却水，在辐射器13中通过室外送风机18从被送风的外气吸热。因此，能够实现热泵吸收外气的热的运转。

图7是表示制热模式中的制冷循环的性能的莫里尔图。图7中，E2(点A1到点A2)表示在冷却水加热器15中的热交换的制冷剂的状态。图7中，E1(点A2到点A3)表示在内部热交换器24的高压侧制冷剂流路24a中的热交换的制冷剂的状态。图7中，E4(点A4到点A5)表示在冷却水冷却器14中的热交换的制冷剂的状态。图7中，E3(点A5到点A6)表示在内部热交换器24的低压侧制冷剂流路24b中的热交换的制冷剂的状态。

图7中的虚线表示比较例。在比较例中，膨胀阀23将节流通路面积调整成使冷却水冷却器14出口侧制冷剂持有过热度。由此，在内部热交换器24中低压侧制冷剂变成气相区域。E5表示在比较例的在内部热交换器中的热交换。

相对于此，在本实施方式中，膨胀阀23将节流通路面积调整成与比较例相比，内部热交换器24低压侧出口部制冷剂的过热度变小。

在本实施方式的内部热交换器24中，因为在温度差较大的低压侧制冷剂和高温制冷剂之间进行热交换，因此即使以较小的热交换面积也能够进行充分的热交换，且能够将节流通路面积调整成内部热交换器24的低压侧出口制冷剂的过热度变小。

另外，随着内部热交换器24的低压侧出口过热度变小，内部热交换器24的低压侧入口制冷剂的过热度变低，在小于规定量时在低压侧制冷剂产生气液二相区域，因此内部热交换器24的低压侧制冷剂的吸热能力变高。即，内部热交换器24内的热交换能力增大。与气相区域的制冷剂的热传导率相比较，气液二相区域的制冷剂流动的部分的热传导率非常地高。

其结果，内部热交换器24的高压侧制冷剂流路24a的出口侧制冷剂(以下，称为内部热交换器24出口侧高压制冷剂。)的过冷却度较大，因此能够使流入到冷却水冷却器14的气液二相区域制冷剂的干燥度变低，因此能够使冷却水冷却器14的吸热能力提高，从而加热性能提高。即，当降低干燥度时，冷却水冷却器14内部的制冷剂压损减低，并且热交换器内的液态制冷剂量增加，因此热交换器的性能提高。

另外，在比较例中，在冷却水冷却器14内部到达过热区域之后，进而在内部热交换器24内部具有过热区域，从而使压缩机21的吸入制冷剂温度上升，因此存在排出制冷剂温度过大且使压缩机21或与压缩机21连接的配管、配管密封部件破损的情况。

在本实施方式中，因为与比较例相比能够将压缩机21的排出制冷剂温度抑制得较低，从而能够防止压缩机21或与压缩机21连接的配管、配管密封部件的破损。

另外，在比较例中，通过使压缩机21的排出制冷剂温度上升，在冷却水加热器15内部的过热度区域(相当于冷却水加热器的制冷剂入口侧的部分)的占有比例变大因此导致散热能力降低。为了确保散热能力，需要通过提高压缩机21的动力而提升排出压力从而使制冷剂温度上升，因此降低制冷循环的制冷系数(COP)，并且排出制冷剂温度进一步提高。

另外，在比较例中，在通过由加热运转动作等降低压缩机21的吸入制冷剂温度及压力而使制冷剂密度降低的状态下，为了提高内部热交换器24的热交换能力，需要增大内部热交换器24的热交换面积，但在由制冷运转动作等使压缩机21的吸入制冷剂温度及压力比较高的情况下，压缩机21吸入的制冷剂的密度变大，结果，制冷剂流量相对于制热运转时增大，且因具有较大的热交换面积而进行过大的内部热交换，导致压缩机21排出的制冷剂的温度过大地上升。当过热度过大时会如上所述那样产生排出制冷剂温度上升的问题，所以结果是不能在加热运转时及制冷运转时的双方中充分地发挥内部热交换性能。

在图6所示的制冷模式中形成有用粗一点划线表示的低温侧冷却水回路C1、用粗实线表示的高温侧冷却水回路C2及用粗实线表示的发动机加热器芯回路C3。

低温侧冷却水回路C1是冷却水按照以下顺序循环的回路：低温侧泵11→冷却水冷却器14→冷却器芯16→低温侧泵11。

高温侧冷却水回路C2是冷却水按照以下顺序循环的回路：高温侧泵12→冷却水加热器15→辐射器13→高温侧泵12。

发动机加热器芯回路C3是冷却水按照以下顺序循环的回路：发动机用泵42→发动机43→加热器芯17→发动机用泵42。

在切换到图6所示的制冷模式的情况下，控制装置50通过使低温侧泵11、高温侧泵12、压缩机21及发动机用泵42动作，从而使制冷剂在制冷剂回路20内循环，且冷却水在低温侧冷却水回路C1、高温侧冷却水回路C2及发动机加热器芯回路C3中彼此独立循环。

在冷却水冷却器14中，因为制冷剂回路20中的制冷剂从低温侧冷却水回路C1的冷却水吸热，因此低温侧冷却水回路C1的冷却水被冷却。在冷却水冷却器14中从冷却水吸热的制冷剂回路20的制冷剂在冷却水加热器15中向高温侧冷却水回路C2的冷却水散热。由此，高温侧冷却水回路C2中的冷却水被加热。

在冷却水冷却器14被冷却的低温侧冷却水回路C1的冷却水，在冷却器芯16中从通过室内送风机19吹送的空气吸热。因此，朝向车室内吹送的送风空气被冷却·除湿。

在冷却水加热器15被加热的高温侧冷却水回路C2的冷却水，在辐射器13中向通过室外送风机18吹送的外气散热。

在加热器芯17中通过发动机43的废热而被加热的发动机用加热器芯回路C3的冷却水，对在冷却器芯16被冷却的冷风进行加热。

控制装置50通过对空气混合门28进行控制来调整在加热器芯17中流动的空气的流量和绕过加热器芯17流动的空气的流量的比例，因此可对向车室内吹出的吹出空气的温度进行调整。因此，能够对车室内制冷或除湿制热。

图8是表示制冷模式中的制冷循环的性能的莫里尔图。图8中，从点B1到点B2表示在冷却水加热器15中的热交换的制冷剂的状态。图8中，从点B2到点B3表示在内部热交换器24的高压侧制冷剂流路24a中的热交换的制冷剂的状态。图8中，从点B4到点B5表示在冷却水冷却器14中的热交换的制冷剂的状态。图8中，从点B5到点B6表示在内部热交换器24的低压侧制冷剂流路24b中的热交换的制冷剂的状态。

图8中的虚线表示比较例。在本实施方式中，膨胀阀23将节流通路面积调整成与比较例相比，内部热交换器24低压侧出口部制冷剂的过热度变大。

在此，在制冷模式中循环的低压变高。由此，在制冷剂回路20中循环的制冷剂流量变多。

另外，制冷剂回路20的低压侧制冷剂经由冷却水与通过室内送风机19吹送的空气进行热交换。冷却水冷却器14的冷却水和制冷剂的温度差、与冷却水和送风空气的温度差相比变小。

这样一来，当想要在制冷剂流量较多并且冷却水与制冷剂的温度差较小的条件下确保过热度时，冷却水冷却器14内部的热交换区域中的大部分区域变成过热度区域，从而导致吸热能力下降。在确保规定量过热度、并且确保必要的吸热能力的情况下，需要降低制冷剂温度来提高热交换能力，从而压缩机21的动力增加而制冷循环的制冷系数(COP)恶化。

鉴于这个问题，在本实施方式中，内部热交换器24变成主要具有过热度区域。由此，因为冷却水冷却器14内的制冷剂的气液二相区域增加，因此能够提高吸热能力，进而提高制冷能力。

在内部热交换器24中取得过热度的情况下，因为承受来自高温的高温侧制冷剂的热，因此与在冷却水冷却器14中取得过热度的情况相比，能够在非常少的热交换区域确保过热度。

此外，在内部热交换器24的低压侧制冷剂取得越大的过热度，则能够在内部热交换器24的高压侧制冷剂取得越大的过冷却度。因此，通过在排出温度的上限允许的范围内取得较大的过热度而确保较大的过冷却度，从而能够将干燥度较低的制冷剂供给到冷却水冷却器14中。其结果，因为冷却水冷却器14内部的液体量增加，因此能够提高制冷性能。

此外，在内部热交换器24的低压侧制冷剂取得越大的过热度，则内部热交换器24内部的气液二相区域越减少，进而冷却水冷却器14的出口制冷剂的干燥度越高。入口制冷剂的干燥度越低、出口制冷剂的干燥度越高，则意味着冷却水冷却器的出入口制冷剂的焓差越大，吸热量越增加。

从以上的说明看出，在本实施方式中，在制热模式和制冷模式中获得过热度的方法相反。具体而言，在制热模式中取得的过热度小，而在制冷模式中取得的过热度大。以下，对其理由进行说明。

在制热模式中，当想要使内部热交换器24低压侧出口部制冷剂的过热度达到规定量时，因为低压侧的制冷剂密度小、制冷剂流量小，而在内部热交换器24中得不到充足的过热度，且在冷却水冷却器14内制冷剂的气相区域增加而二相区域减少，因此冷却水冷却器14的吸热能力降低。其结果，制热性能降低。

因此，希望通过在制热模式中将过热度控制尽量小而使冷却水冷却器14内的二相区域范围增加，从而使冷却水冷却器14的吸热能力提高且使制热能力提高。

另外，通过在制热模式中取得较小的过热度，内部热交换器24的低压侧制冷剂的二相区域也增大且内部热交换器24的热交换量增加，因此内部热交换器24的高压侧制冷剂的过冷却度增大。

因此，因为能够使进入到冷却水冷却器14中的二相区域制冷剂的干燥度变低，所以能够提高吸热能力，并能够降低排出制冷剂温度，因此能够使冷却水加热器15内部的过热度区域的占有区域变少。另外，因为能够使压缩机21的吸入制冷剂过热度降低，因此能够降低在压缩机21中绝热冷凝工作中所需的动力。其结果，能够提高制热能力。

另一方面，在制冷模式中，希望通过较大地取得内部热交换器24出口侧高压制冷剂的过热度、降低冷却水冷却器14的入口制冷剂的干燥度、并且增加内部热交换器24内部的过热度区域，从而在内部热交换器24内部减小二相区域的占有比例，且使冷却水冷却器14的冷却能力进一步提高冷却水冷却器14的出口制冷剂的干燥度，因此想要提高冷却能力。换言之，希望增大冷却水冷却器14的焓。

由此，希望通过尽可能多地取得内部热交换器24的低压侧制冷剂的过热度，从而增加在内部热交换器24内的热交换量进而充分地取得内部热交换器24出口侧高压制冷剂的过冷却度。

因此，在本实施方式中，在具备内部热交换器24的制冷循环装置10中，在制热模式中取得较小的过热度、在制冷模式中取得较大的过热度，从而能够在制热模式及制冷模式的双方中加大冷却水冷却器14内及冷却水加热器15内的二相区域所占的比例，因此能够同时提高制热性能和冷却性能。

另外，通过在制热模式中减小过热度，压缩机21吸入的气体介质的密度变高，因此在制冷剂流路中循环的压缩机润滑用油容易回到压缩机21中。由此，能够提高系统的耐久性、可靠性。另外，能够减少油封入量并能够提高制冷循环装置10的性能。

另外，通过在制热模式中减小过热度，能够使压缩机21的动作区域在莫里尔图上的等焓线的倾斜变急剧的一侧动作。由此，与在等焓线平缓的区域动作的情况相比，能够降低压缩机21排出侧的过热度(排出温度)，因此能够提高压缩机21的耐久性、效率。

在本实施方式中，控制装置50构成对低温侧冷却水及高温侧冷却水中至少一方的温度进行控制的热介质温度控制部。

在判定为或推定为高温侧冷却水回路C2的冷却水温度比低温侧冷却水回路C1的冷却水温度低的情况下，控制装置50使高温侧冷却水回路C2的冷却水温度上升、或使低温侧冷却水回路C1的冷却水温度下降。

具体而言，在制冷模式的情况下，控制装置50通过对辐射器用三通阀36进行节流或间歇性地开闭，从而使在辐射器13中流动的冷却水的流量(时间平均流量)减少且使从高温侧冷却水回路C2传热到外气的热量减少，从而使冷却水温度上升。

此外，控制装置50通过提高压缩机21的排出制冷剂流量(制冷剂排出能力)，使冷却水冷却器14的冷却水温度降低从而使低温侧冷却水回路C1的冷却水温度降低。此时，控制装置50通过对流路开闭阀37进行节流或间歇性地开闭，使在冷却器芯16中流动的冷却水的流量(时间平均流量)减少，从而防止冷却器芯16吹出空气温度的降低。

作为高温侧冷却水回路C2的冷却水温度比低温侧冷却水回路C1的冷却水温度低的情况，例如可列举出如下情况：在制冷模式中，外气温度较低并且在冷却器芯16中对送风空气进行除湿的情况。

在外气温度较低(例如0℃)并且在冷却器芯16中对送风空气进行除湿的情况下，冷却器芯16出口冷却水温度(换言之是冷却水冷却器14入口冷却水温度)是10～15℃的程度，并且辐射器13出口冷却水温度(换言之是冷却水加热器15入口冷却水温度)变成外气温度的程度。

在这样的情况下，从冷却水加热器15流出的制冷剂温度变成比外气温度稍微高的温度(例如8℃)，并且从冷却水冷却器14流出的制冷剂温度变成10～15℃的程度。由此，热从内部热交换器24的低压侧制冷剂流路24b向高压侧制冷剂流路24a流入，因此与通常的热的流动相反，内部热交换器24的低压侧制冷剂流路24b的出口制冷剂温度比冷却水冷却器14的出口制冷剂温度低。

因此，因为膨胀阀23动作成收缩阀开度以提高内部热交换器24的低压侧制冷剂流路24b的出口制冷剂温度而取得过热度，因此制冷剂流量不足而在冷却水冷却器14中不能发挥必要的吸热能力或对循环控制产生阻碍。

在此，在本实施方式中，在判定为或推定为高温侧冷却水回路C2的冷却水温度比低温侧冷却水回路C1的冷却水温度低的情况下，通过使高温侧冷却水回路C2的冷却水温度上升规定量、或者使低温侧冷却水回路C1的冷却水温度下降规定量，从而防止因制冷剂流量不足产生的除湿能力不足或对循环控制产生阻碍。

不仅在判定为或推定为高温侧冷却水回路C2的冷却水温度比低温侧冷却水回路C1的冷却水温度低的情况下，而且在判定为或推定为高温侧冷却水回路C2的冷却水温度与低温侧冷却水回路C1的冷却水温度的差比规定量(例如5℃)小的情况下，也可以使高温侧冷却水回路C2的冷却水温度上升规定量、或者使低温侧冷却水回路C1的冷却水温度下降规定量。

在本实施方式中，膨胀阀23(具体而言，隔板23b等的机械机构)基于感温部23a所检测出的温度，对在内部热交换器24被热交换的低压制冷剂的过热度进行控制。

因此，因为在内部热交换器24中高压制冷剂与低压制冷剂的温度差较大，因此能够在内部热交换器24中可靠地取得过热度。由此，能够提高制冷循环的负载变动时的控制稳定性。

在本实施方式中，膨胀阀23(具体而言，隔板23b等的机械机构)减小低压侧制冷剂的温度或压力时，在内部热交换器24被热交换的低压制冷剂的过热度减小。

因此，在冷却水冷却器14的制冷剂蒸发温度(饱和气体温度)较低的条件下，减小在内部热交换器24被热交换的低压制冷剂的过热度，因此能够使冷却水冷却器14内的制冷剂变成二相区域而提高冷却水冷却器14的吸热能力。

此外，通过提高冷却水冷却器14的吸热能力，能够使在内部热交换器24被热交换的高压制冷剂的过冷却度变大，因此能够提高冷却水加热器15的散热能力。

另外，通过减小在内部热交换器24被热交换的低压制冷剂的过热度，能够提高压缩机21吸入的气体介质的密度，因此能够提高压缩机润滑用油朝向压缩机21返回的油返回性。

另外，通过减小在内部热交换器24被热交换的低压制冷剂的过热度，能够使压缩机21的动作区域在莫里尔图上的等焓线的倾斜变急剧的一侧动作，因此能够降低压缩机21的排出制冷剂温度，进而能够提高压缩机21的耐久性、效率。

另外，在内部热交换器24被热交换的低压制冷剂的温度较高的条件下，增大在内部热交换器24被热交换的低压制冷剂的过热度，因此能够使在内部热交换器24被热交换的低压制冷剂的过冷却度变大。由此，能够使冷却水冷却器14内的制冷剂液量增加从而提高冷却水冷却器14的吸热能力。

在本实施方式中，控制装置50在判定为或推定为在高温侧冷却水回路C2中流动的冷却水(以下，称为高温侧冷却水)的温度与在低温侧冷却水回路C1中流动的冷却水(以下，称为低温侧冷却水)的温度的温度差比规定量小、或者判定为或推定为高温侧冷却水的温度比低温侧冷却水的温度低的情况下，降低低温侧冷却水的温度、或者提高高温侧冷却水的温度。

由此，能够抑制热从内部热交换器24的低压侧制冷剂流路24b向高压侧制冷剂流路24a流入，因此能够抑制因内部热交换器24的低压侧制冷剂流路24b的出口制冷剂温度比冷却水冷却器14的出口制冷剂温度低而使膨胀阀23的开阀度过度节流的情况。因此，能够抑制因制冷剂流量不足而产生的冷却能力不足或对循环控制产生阻碍。

例如，在辐射器13流动有高温侧冷却水的情况下(即制冷模式的情况)，辐射器用三通阀36使辐射器13与冷却水加热器15之间的高温侧冷却水的流量减少，从而能够提高高温侧冷却水的温度。

在本实施方式中，在辐射器13中使低温侧冷却水与外气进行热交换，且在加热器芯17中对朝向空调对象空间(车室内空间)吹送的送风空气进行加热，因此能够通过吸收外气的热的热泵运转来对空调对象空间进行制热。

在本实施方式中，辐射器用三通阀36构成冷却水切换装置(热介质切换装置)，该冷却水切换装置选择性地切换如下情况：使流过冷却水加热器15的高温侧冷却水流向辐射器13的情况；使流过冷却水冷却器14的低温侧冷却水流向辐射器13的情况。

由此，能够对在辐射器13中从外气吸热的热泵运转、和在冷却器芯16中对送风空气进行冷却的冷却运转进行切换。

在本实施方式中，在内部热交换器24被热交换的低压制冷剂的压力变成比规定温度的制冷剂的饱和压力低的情况下，膨胀阀23(具体而言，隔板23b等的机械机构)不取得在内部热交换器24被热交换的低压制冷剂的过热度。

因此，通过不取得在内部热交换器24被热交换的低压制冷剂的过热度，能够进一步提高冷却水冷却器14的吸热性能或油向压缩机21返回的油返回性，并且能够进一步降低从压缩机21排出的制冷剂的温度。

具体而言，在本实施方式中，在膨胀阀23的感温部24a中填充有对应于在内部热交换器24被热交换的低压制冷剂的温度上升而压力上升的气体介质。隔板23b等的机械机构使伴随感温部24a内的气体介质的压力上升而使节流流路23c的开度增加。被填充到感温部24a的气体介质的温度-压力特性与制冷剂的温度-压力特性不同。

并且，通过隔板23b等的机械机构的减压装置23c的开阀特性V1是与制冷剂的饱和线S1在规定压力范围内相交的交叉充注特性。

因此，在制冷剂温度较低的情况下，能够减小在内部热交换器24被热交换的低压制冷剂的过热度。

(第2实施方式)

在上述第1实施方式中，制冷剂回路20的高压侧制冷剂经由冷却水对朝向车室内吹送的送风空气进行加热，但在本实施方式中，如图9所示，制冷剂回路20的高压侧制冷剂不经由冷却水对朝向车室内吹送的送风空气进行加热。

制冷剂回路20具有室内冷凝器60、室外冷凝器61、室外冷凝器旁通流路62及三通阀63。室内冷凝器60及室外冷凝器61是使制冷剂回路20的高压侧制冷剂散热的散热器。

室内冷凝器60是使从压缩机21排出的高压侧制冷剂和朝向车室内吹送的送风空气进行热交换的制冷剂空气热交换器。室内冷凝器60是使高压侧制冷剂凝结的冷凝器。室内冷凝器60是对朝向车室内吹送的送风空气进行加热的空气加热用热交换器。

室内冷凝器60被配置在室内空调单元26的壳体27的内部，加热器芯17被配置于冷却器芯16的空气流的下游侧。

室外冷凝器61是通过使从压缩机21排出的高压侧制冷剂与外气进行热交换而使高压侧制冷剂凝结的冷凝器。外气通过室外送风机18使吹送到室外冷凝器61中。

室外冷凝器旁通流路62是制冷剂回路20的制冷剂绕过室外冷凝器61流动的流路。三通阀63是在如下状态之间进行切换的制冷剂流切换装置：制冷剂在室外冷凝器61中流动的状态；和制冷剂绕过室外冷凝器旁通流路62流动的状态。

在本实施方式中，能够起到与上述第1实施方式相同的作用效果。

(第3实施方式)

在上述实施方式中，采用温度式膨胀阀23作为使从冷却水加热器15流出的液相制冷剂减压膨胀的减压装置，但在本实施方式中，如图10所示，膨胀阀23采用电气式膨胀阀65作为减压装置。

电气式膨胀阀65通过电气机构65a使节流流路65b的面积(开度)变化。节流流路65b是使在冷却水加热器15中散热的高压制冷剂减压的减压装置。

电气机构65a的动作通过控制装置50被控制。电气机构65a及控制装置50是对在内部热交换器24被热交换的低压制冷剂的过热度进行控制的过热度控制部。

制冷剂温度传感器66及制冷剂压力传感器67检测信号输入到控制装置50的输入侧。

制冷剂温度传感器66是对内部热交换器24低压侧出口部制冷剂的温度进行检测的检测器(低压制冷剂温度感温部、低压制冷剂温度检测器)。制冷剂压力传感器67是对内部热交换器24低压侧出口部制冷剂的压力进行检测的检测器(低压制冷剂压力检测器)。

若已知内部热交换器24或冷却水冷却器14的制冷剂流路压损，则也可以将制冷剂压力传感器67配置于从电气式膨胀阀65的出口侧到压缩机21的吸入侧的低压侧配管的任意位置。

控制装置50基于制冷剂温度传感器66检测的低压制冷剂温度及制冷剂压力传感器67检测的低压制冷剂压力，来算出内部热交换器24低压侧出口部制冷剂的过热度，并且将膨胀阀23的节流通路面积调整成内部热交换器24低压侧出口部制冷剂的过热度处于预定的规定范围。

具体而言，控制装置50将膨胀阀23的节流通路面积调整成具有图3所示的交叉充注特性。

在本实施方式中，控制装置50通过基于制冷剂温度传感器66检测的制冷剂温度对电气式膨胀阀65的电气机构65a的动作进行控制，从而控制在内部热交换器24被热交换的低压制冷剂的过热度。因此，能够起到与上述第1实施方式相同的作用效果。

(第4实施方式)

在上述实施方式中，制冷剂回路20构成在高压制冷剂流动的部分具有贮液器22的接收器循环，但在本实施方式中，如图11所示，制冷剂回路20构成在低压制冷剂流动的部分具有储存器70的储存器循环。

储存器70是对从内部热交换器24流出的低压制冷剂进行气液分离且使被分离的气相制冷剂向压缩机21的吸入口侧流出的制冷剂气液分离装置。储存器70也是将被分离的液相制冷剂作为剩余制冷剂进行积存的制冷剂积存部。

制冷剂温度传感器71及制冷剂压力传感器72的检测信号输入到控制装置50的输入侧。

制冷剂温度传感器71是对内部热交换器24出口侧高压制冷剂的温度进行检测的检测器(高压制冷剂温度检测器)。制冷剂压力传感器72是对内部热交换器24出口侧高压制冷剂的压力进行检测的检测器(制冷剂压力检测器)。

控制装置50基于制冷剂温度传感器71检测的制冷剂温度及制冷剂压力传感器72检测的制冷剂压力，来算出内部热交换器24出口侧高压制冷剂的过冷却度，并且将膨胀阀65的节流通路面积调整成内部热交换器24出口侧高压制冷剂的过冷却度处于预定的规定范围。

即，控制装置50是对内部热交换器24出口侧高压制冷剂的过冷却度的过冷却度进行控制的过冷却度控制部。

在内部热交换器24出口侧高压制冷剂的过冷却度变小的情况下，内部热交换器24的高压制冷剂和低压制冷剂的热交换量减少，因此内部热交换器24低压侧出口部制冷剂的过热度变小。

在内部热交换器24出口侧高压制冷剂的过冷却度变大的情况下，内部热交换器24的高压制冷剂和低压制冷剂的热交换量增加，因此内部热交换器24低压侧出口部制冷剂的过热度变大。

因此，在本实施方式中，与上述实施方式相同，也能够控制内部热交换器24低压侧出口部制冷剂的过热度。

在图11的例中，膨胀阀65是电气式膨胀阀，但膨胀阀65也可以是机械式膨胀阀。

在本实施方式中，在储存器循环中，控制装置50基于在内部热交换器24被热交换的高压制冷剂的温度来对在内部热交换器24被热交换的高压制冷剂的过冷却度进行控制。

因此，通过对在内部热交换器24被热交换的高压制冷剂的过冷却度进行控制，能够抑制内部热交换器24的热交换量，进而能够抑制在内部热交换器24被热交换的低压制冷剂的过热度。

(第5实施方式)

在本实施方式中，如图12示意地所示，膨胀阀23被夹在冷却水冷却器14和内部热交换器24之间而被支承。

图12的实线箭头表示内部热交换器24、膨胀阀23及冷却水冷却器14中的制冷剂的流动。如图12的实线箭头所示，从冷却水冷却器15流出的高压侧制冷剂R1，流过内部热交换器24的高压侧制冷剂入口24a、高压侧制冷剂分配箱24b、多个高压侧制冷剂流路24c及高压侧制冷剂集合箱24d、膨胀阀23的节流流路23c、冷却水冷却器14的制冷剂分配箱14a、多个制冷剂流路14b及制冷剂集合箱14c、内部热交换器24的低压侧制冷剂分配箱24e、多个低压侧制冷剂流路24f及低压侧制冷剂集合箱24g、和膨胀阀23的感温部23a及低压侧制冷剂出口23d，并且向压缩机21的制冷剂吸入口侧流出。

内部热交换器24的高压侧制冷剂分配箱24b将高压侧制冷剂分配到多个高压侧制冷剂流路24c中。在高压侧制冷剂集合箱24d中集合有在多个高压侧制冷剂流路24c中流动的高压侧制冷剂。

内部热交换器24的多个高压侧制冷剂流路24c及多个低压侧制冷剂流路24f构成使高压侧制冷剂与低压侧制冷剂进行热交换的热交换部。

在膨胀阀23的节流流路23c中，在内部热交换器24被热交换的高压侧制冷剂被减压膨胀。

冷却水冷却器14的制冷剂分配箱14a将在膨胀阀23被减压膨胀的低压侧制冷剂分配到多个制冷剂流路14b中。在低压侧制冷剂集合箱24g中集合有在多个制冷剂流路14b中流动的低压侧制冷剂。

内部热交换器24的低压侧分配箱24e将在内部热交换器24被热交换的低压侧制冷剂分配到多个低压侧制冷剂流路24f中。在低压侧制冷剂集合箱24g中集合有在多个低压侧制冷剂流路24f中流动的低压侧制冷剂。

图12的一点划线箭头表示冷却水冷却器14的冷却水的流动。如图12的一点划线箭头所示，从低温侧泵11排出的冷却水W1，流过冷却水冷却器14的冷却水入口14d、冷却水分配箱14e、多个冷却水流路14f及冷却水集合箱14g，以及从冷却水出口14h流出。

冷却水冷却器14的多个制冷剂流路14b及多个制冷剂流路14f构成使制冷剂与冷却水进行热交换的热交换部。

例如，冷却水冷却器14通过将多个板状部件和促进热传导的翅片构造挤压成型的板状部件层叠并且焊接接合从而一体形成。例如，内部热交换器24通过将多个板状部件和促进热传导的翅片构造挤压成型的板状部件层叠并且焊接接合从而一体形成。

在本实施方式中，膨胀阀23(感温部24a、隔板23b等的机械机构及节流流路23c)被夹在内部热交换器24和冷却水冷却器14之间而被支承。

因此，能够使用于连接膨胀阀23、冷却水冷却器14及内部热交换器24的制冷剂配管构造简单化且体型小型，并且能够使配管连接作业简单化。

膨胀阀23(感温部24a、隔板23b等的机械机构及节流流路23c)也可以被夹在内部热交换器24和冷却水加热器15之间而被支承。

(第6实施方式)

在上述第5实施方式中，膨胀阀23被夹在冷却水冷却器14和内部热交换器24之间而被支承，但在本实施方式中，如图13～图16所示，膨胀阀23被收纳于内部热交换器24的低压侧制冷剂集合箱24g及冷却水冷却器14的制冷剂分配箱14a中。

如图13所示，冷却水冷却器14及内部热交换器24通过一体焊接而彼此接合。

如图14所示，在内部热交换器24的高压侧制冷剂集合箱24d被集合的高压制冷剂从高压侧制冷剂出口24h流出。在内部热交换器24的低压制冷剂集合箱24g被集合的低压侧制冷剂从低压侧制冷剂出口24i流出。

如图15所示，内部热交换器24的低压侧制冷剂集合箱24g及冷却水冷却器14的制冷剂分配箱14a彼此邻接配置。

在膨胀阀23被收容到内部热交换器24的低压侧制冷剂集合箱24g及冷却水冷却器14的制冷剂分配箱14a中的状态下，膨胀阀23的低压侧制冷剂出口23b与冷却水冷却器14的制冷剂分配箱14a连通，并且膨胀阀23的感温部23a向内部热交换器24的低压侧制冷剂集合箱24g露出。

如图16所示，在内部热交换器24及冷却水冷却器14中形成有膨胀阀插入孔24j、14i。膨胀阀23通过膨胀阀插入孔24j、24i插入到内部热交换器24的低压侧制冷剂集合箱24g及冷却水冷却器14的制冷剂分配箱14a中。

根据本实施方式，能够使用于连接膨胀阀23、冷却水冷却器14及内部热交换器24的制冷剂配管构造及配管连接作业简单化。

膨胀阀23被收纳于冷却水加热器14及内部热交换器24的内部，因此能够使膨胀阀23、内部热交换器24及冷却水冷却器14的整体的构造小型化。

在本实施方式中，因为膨胀阀23(感温部24a、隔板23b等的机械机构及节流流路23c)被收纳于内部热交换器24及冷却水加热器14的制冷剂箱24g、14a，因此能够使制冷循环装置10的体型小型化。

即，若膨胀阀23被收纳于内部热交换器24的制冷剂箱24g及冷却水冷却器14的制冷剂箱14a中的一方的箱中，则与膨胀阀23被配置于内部热交换器24及冷却水冷却器14的外部的情况相比，能够使制冷循环装置10的构造小型化。

具体而言，内部热交换器24的制冷剂集合箱24g及冷却水冷却器14的制冷剂分配箱14a彼此邻接配置，并且膨胀阀23(感温部24a、隔板23b等的机械机构及节流流路23c)通过形成于内部热交换器24及冷却水冷却器14的插入孔24j、14i而插入到制冷剂集合箱24d及制冷剂分配箱14a中。

由此，能够将膨胀阀23收容到通过焊接彼此接合的内部热交换器24及冷却水冷却器14中，因此能够将内部热交换器24、冷却水冷却器14及膨胀阀23作为一个单元而一体化从而使构造简单化。

(其他实施方式)

能够将上述实施方式适当地组合。能够将上述实施方式进行以下的各种变形。

(1)在上述实施方式中，也可以是，在低温侧冷却水回路C1及高温侧冷却水回路C2中配置通过冷却水被温度调整(冷却·加热)的各种的温度调整对象机器(冷却对象机器·加热对象机器)。

此外，也可以是，将低温侧冷却水回路C1及高温侧冷却水回路C2经由切换阀连接，切换阀分别相对于配置在低温侧冷却水回路C1及高温侧冷却水回路C2的多个温度调整对象机器(热介质流通机器)，来切换通过低温侧泵11而被吸入·排出的冷却水进行循环的情况、和通过高温侧泵12而被吸入·排出的冷却水进行循环的情况。

此外，也可以在低温侧冷却水回路C1及高温侧冷却水回路C2上配置对冷却水进行加热或冷却的机器。也可以通过利用对冷却水进行加热或冷却的机器的动作的冷却水的加热、冷却或因机器动作而产生的废热，来防止低温侧冷却水回路C1的水温比高温侧冷却水回路C2的水温高。

(2)在上述实施方式中，采用冷却水作为在低温侧冷却水回路C1及高温侧冷却水回路C2中流动的热介质，但也可以采用油等各种制冷剂作为热介质。

也可以采用纳米流体作为热介质。纳米流体是混入有粒子直径是纳米等级的纳米粒子的流体。通过使纳米粒子混入到热介质中，除了能够得到采用乙二醇的冷却水(即防冻液)那样降低凝固点的作用效果以外，还能够得到以下那样的作用效果。

即，能够得到以下作用效果：提高在特定的温度带的热传导率的作用效果、增加热介质的热容量的作用效果、防止金属配管的腐蚀、防止橡胶配管的老化的作用效果、以及提高在极低温度下的热介质的流动性的作用效果。

这样的作用效果通过纳米粒子的粒子结构、粒子形状、配合比率及附加物质而进行各种变化。

由此，能够提高热传导率，因此与采用乙二醇的冷却水相比即使以少量的热介质也能够得到相同的冷却效率。

另外，能够增加热介质的热容量，因此能够增加热介质自身的蓄冷热量(显热的蓄冷热)。

通过增加蓄冷热量，即使是不使压缩机21动作的状态，也能够在一定程度的时间实施利用蓄冷热的机器的冷却、加热的温调，因此能够实现制冷循环装置10省动力化。

优选纳米粒子的纵横尺寸比是50以上。这是由于能够得到充足的热传导率。此外，纵横尺寸比是表示纳米粒子的纵×横的比率的形状指标。

可以采用含有Au、Ag、Cu及C中任何一种的粒子作为纳米粒子。具体而言，可以采用以下粒子作为纳米粒子的结构原子：Au纳米粒子、Ag纳米丝、CNT(碳纳米管)、石墨烯、石墨芯壳型纳米粒子(如包围上述原子那样具有碳纳米管等的构造体的粒子体)、以及含有Au纳米粒子的CNT等。

(3)在上述实施方式的制冷剂回路20中，采用氟利昂系制冷剂作为制冷剂，但制冷剂的种类不限定于此，也可以采用二氧化碳等的自然制冷剂或碳水化合物系制冷剂等。

另外，上述实施方式的制冷剂回路20构成高压侧制冷剂压力未超过制冷剂的临界压力的亚临界制冷循环，但也可以构成高压侧制冷剂压力超过制冷剂的临界压力的超临界制冷循环。

(4)在上述实施方式中，表示将制冷循环装置10应用到混合动力汽车中的例子，但也可以将制冷循环装置10应用到不具备发动机且从行驶用电动机获得车辆行驶用的驱动力的电力汽车等中。

(5)在上述实施方式中，制冷剂温度传感器66对内部热交换器24低压侧出口部制冷剂的温度进行检测，但制冷剂温度传感器66也可以对与内部热交换器24低压侧出口部制冷剂的温度相关联的温度进行检测。

也可以是，具备对与内部热交换器24低压侧出口部制冷剂的温度相关联的物理量进行检测的物理量检测器，控制装置50基于物理量检测器检测的物理量对内部热交换器24低压侧出口部制冷剂的温度进行推定。

(6)在上述实施方式中，也可以是，制冷剂压力传感器67对内部热交换器24低压侧出口部制冷剂的压力进行检测，但制冷剂压力传感器67也可以对与内部热交换器24低压侧出口部制冷剂的压力相关联的压力进行检测。

也可以是，具备对与内部热交换器24低压侧出口部制冷剂的压力相关联的物理量进行检测的物理量检测器，控制装置50基于物理量检测器检测的物理量对内部热交换器24低压侧出口部制冷剂的压力进行推定。

(7)在上述实施方式中，制冷剂温度传感器71对内部热交换器24出口侧高压制冷剂的温度进行检测，但制冷剂温度传感器71也可以对与内部热交换器24出口侧高压制冷剂的温度相关联的温度进行检测。

也可以是，具备对与内部热交换器24出口侧高压制冷剂的温度相关联的物理量进行检测的物理量检测器，控制装置50基于物理量检测器检测的物理量对内部热交换器24出口侧高压制冷剂的温度进行推定。

(8)在上述实施方式中，制冷剂压力传感器72对内部热交换器24出口侧高压制冷剂的压力进行检测，但制冷剂压力传感器72也可以对与内部热交换器24出口侧高压制冷剂的压力相关联的压力进行检测。

也可以是，具备对与内部热交换器24出口侧高压制冷剂的压力相关联的物理量进行检测的物理量检测器，控制装置50基于物理量检测器检测的物理量对内部热交换器24出口侧高压制冷剂的压力进行推定。

(9)在上述实施方式中，内部热交换器24也可以具有双层的管构造。另外，也可以通过将冷却水冷却器14的一面与冷却水加热器15的一面配置成接触，从而使接触的面作为内部热交换器发挥功能。