车用空调装置的制作方法

本发明涉及在车辆的车厢内进行空气调节的热泵式空调装置，尤其涉及适合用于混合动力汽车或电动汽车的空调装置。

背景技术：

近年来，由于环境问题越来越受瞩目，使混合动力汽车和电动汽车得到普及。作为能够适用于这种车辆的空调装置，开发出了如下的车用空调装置，其具备：压缩并排出制冷剂的压缩机、设置在车厢内侧并使制冷剂散热的内部冷凝器、设置在车厢内侧并使制冷剂吸热的蒸发器、设置在车厢外侧并使制冷剂散热或吸热的外部冷凝器、使流入该外部冷凝器的制冷剂膨胀的第一膨胀阀、使流入蒸发器的制冷剂膨胀的第二膨胀阀、对内部冷凝器和第一膨胀阀进行旁通的配管、以及切换从压缩机排出的制冷剂使其流到内部冷凝器或是对该内部冷凝器和第一膨胀阀进行旁通而使其从所述配管直接流入外部冷凝器的第一阀门，该车用空调装置在制热模式、除湿模式和制冷模式之间进行切换来运行，其中，制热模式是使从压缩机排出的制冷剂通过第一阀门流入内部冷凝器进行散热，该散热后的制冷剂经过第一膨胀阀减压后在外部冷凝器中吸热，除湿模式是使从压缩机排出的制冷剂通过第一阀门在内部冷凝器进行散热，散热后的制冷剂经过第二膨胀阀减压后在蒸发器中吸热，制冷模式是使从压缩机排出的制冷剂经过第一阀门绕过内部冷凝器和第一膨胀阀而流入外部冷凝器进行散热，经过第二膨胀阀减压后在蒸发器中吸热(例如参照专利文献1)。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本专利特开2013－23210号公报

技术实现要素：

发明所要解决的技术问题

如上所述，专利文献1中，在制冷模式下，内部冷凝器(本申请的散热器)处于没有制冷剂流过的状况。即，第一膨胀阀是关闭的，但压缩机的排出侧的压力高于内部冷凝器内的压力，因此，该第一膨胀阀的出口侧与入口侧的压差变大。另一方面，这种膨胀阀(第一膨胀阀)有逆向压力临界值，当出口侧与入口侧的压差超过该逆向压力临界值时，第一膨胀阀(本申请中的室外膨胀阀)变得无法再承受制冷剂，膨胀阀打开使制冷剂逆流，变成流入内部冷凝器内并滞留的状态。

当制冷剂如上所述滞留在内部冷凝器内，其量越来越多时，制冷剂回路内的制冷剂循环量将变少，因此会导致空调性能下降。另外，由于制冷剂中也包含有润滑用的机油，因此返回压缩机(本申请中的压缩机)的机油量不足而发生烧灼，最坏的情况下也有可能导致受损。

本发明是为了解决上述现有技术的问题而完成的，其目的在于提供一种能够避免在由于制冷剂从室外膨胀阀逆流到散热器而导致制冷剂或机油不足的状态下进行运转，能够预防空调性能下降和可靠性变差的车用空调装置。

解决技术问题所采用的技术方案

本发明的车用空调装置包括：压缩制冷剂的压缩机；使提供给车厢内的空气进行流通的空气通路；使制冷剂散热以对从空气通路提供给车厢内的空气进行加热用的散热器；使制冷剂吸热以对从空气通路提供给车厢内的空气进行冷却用的吸热器；设置在车厢外的室外热交换器；对从散热器流出并流入室外热交换器的制冷剂进行减压用的室外膨胀阀；对散热器和室外膨胀阀进行旁通以使从压缩机排出的制冷剂流入室外热交换器用的旁通装置；以及控制装置，利用该控制装置，在第一运转模式和第二运转模式之间进行切换来运行，其中，所述第一运转模式是使从压缩机排出的制冷剂流入散热器，所述第二运转模式是使室外膨胀阀全闭，利用旁通装置对散热器和室外膨胀阀进行旁通以使从压缩机排出的制冷剂直接流入室外热交换器，控制装置在第二运转模式下，基于室外膨胀阀的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc，控制压缩机的转速，以使该压力差ΔPdc不超过该室外膨胀阀的规定的逆向压力临界值ULΔPdcH。

第二项发明的车用空调装置是在上述发明中，控制装置具有低于室外膨胀阀的逆向压力临界值ULΔPdcH的规定的保护停止值ULΔPdcA、以及进一步低于该保护停止值ULΔPdcA的规定的运转限制值ULΔPdcB，在第二运转模式下，控制压缩机的转速，以使室外膨胀阀的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc不会达到运转限制值ULΔPdcB以上，并且在压力差ΔPdc达到保护停止值ULΔPdcA的情况下，停止压缩机。

第三项发明的车用空调装置是在上述发明中，控制装置具有进一步低于运转限制值ULΔPdcB的规定的下限限制值ULΔPdcC，在第二运转模式启动时，控制压缩机的转速，以使室外膨胀阀的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc不会达到下限限制值ULΔPdcC以上，并且在压力差ΔPdc超过了下限限制值ULΔPdcC的情况下，使该下限限制值ULΔPdcC逐渐向运转限制值ULΔPdcB上升。

第四项发明的车用空调装置是在上述发明中，控制装置在将下限限制值ULΔPdcC变更为运转限制值ULΔPdcB时，使其以预先设定的规定的一次延迟的时间常数上升。

第五项发明的车用空调装置是在第二项至第四项的发明中，具备对从空气通路提供给车厢内的空气进行加热用的辅助加热装置，控制装置具有进一步低于运转限制值ULΔPdcB的规定的下限限制值ULΔPdcC，在辅助加热装置发热的同时启动第二运转模式的情况下，控制压缩机的转速，以使室外膨胀阀的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc不会达到下限限制值ULΔPdcC以上，在辅助加热装置不发热时启动第二运转模式的情况下，控制压缩机的转速，以使室外膨胀阀的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc不会达到运转限制值ULΔPdcB以上。

第六项发明的车用空调装置是在上述各发明中，具备对从空气通路提供给车厢内的空气进行加热用的辅助加热装置，控制装置将制热模式、除湿制冷模式、制冷模式中的任一种模式、或它们的组合、或者这三种模式全部作为第一运转模式，其中，制热模式是使从压缩机排出的制冷剂流入散热器进行散热，散热后的该制冷剂经过室外膨胀阀减压后，在室外热交换器处吸热，除湿制冷模式是使从压缩机排出的制冷剂从散热器流入室外热交换器并在该散热器及室外热交换器处散热，散热后的该制冷剂经过减压之后，在吸热器处吸热，制冷模式是使从压缩机排出的制冷剂从散热器流入室外热交换器并在该室外热交换器处散热，散热后的该制冷剂经过减压之后，在吸热器处吸热，并且，控制装置将除湿制热模式和最大制冷模式中的任一种模式或双方作为第二运转模式，其中，除湿制热模式是使从压缩机排出的制冷剂经过旁通装置流入室外热交换器进行散热，散热后的该制冷剂经过减压之后，在吸热器处吸热，并且使辅助加热装置发热，最大制冷模式是使从压缩机排出的制冷剂通过旁通装置流入室外热交换器进行散热，散热后的该制冷剂经过减压之后，在吸热器处吸热。

发明效果

根据本发明，车用空调装置包括：压缩制冷剂的压缩机；使提供给车厢内的空气进行流通的空气通路；使制冷剂散热以对从空气通路提供给车厢内的空气进行加热用的散热器；使制冷剂吸热以对从空气通路提供给车厢内的空气进行冷却用的吸热器；设置在车厢外的室外热交换器；对从散热器流出并流入室外热交换器的制冷剂进行减压用的室外膨胀阀；对散热器和室外膨胀阀进行旁通以使从压缩机排出的制冷剂流入室外热交换器用的旁通装置；以及控制装置，利用该控制装置，在第一运转模式和第二运转模式之间进行切换来运行，其中，所述第一运转模式是将从压缩机排出的制冷剂流入散热器，所述第二运转模式是使室外膨胀阀全闭，利用旁通装置对散热器和室外膨胀阀进行旁通以使从压缩机排出的制冷剂直接流入室外热交换器，在该车用空调装置中，控制装置在第二运转模式下，基于室外膨胀阀的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc，控制压缩机的转速，使得该压力差ΔPdc不超过该室外膨胀阀的规定的逆向压力临界值ULΔPdcH，因此，在关闭室外膨胀阀的第二运转模式下，能够防止或抑制因室外膨胀阀的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc超过该室外膨胀阀的规定的逆向压力临界值ULΔPdcH而导致室外膨胀阀打开，进而引起制冷剂反向流入散热器的情况发生。

从而，在散热器中没有制冷剂流过的第二运转模式下，能够预防因散热器中有大量制冷剂滞留而导致制冷剂循环量减少，进而引起空调性能降低的不良情况发生。另外，由于能够避免机油不足状态下的运转，因此也能够预防压缩机受损的不良情况发生，能够实现高可靠性和舒适的空调运转。

这种情况下，如第二项发明所述，在控制装置中设定了低于室外膨胀阀的逆向压力临界值ULΔPdcH的规定的保护停止值ULΔPdcA、以及进一步低于该保护停止值ULΔPdcA的规定的运转限制值ULΔPdcB，控制装置在第二运转模式下，控制压缩机的转速，以使室外膨胀阀的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc不会达到运转限制值ULΔPdcB以上，并且在压力差ΔPdc达到保护停止值ULΔPdcA的情况下，若停止压缩机，则能够可靠地防止或抑制因室外膨胀阀的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc超过逆向压力临界值ULΔPdcH而导致室外膨胀阀打开，进而引起制冷剂反向流入散热器的不良情况发生。

此外，如第三项发明所述，在控制装置中设定了进一步低于运转限制值ULΔPdcB的规定的下限限制值ULΔPdcC，控制装置在第二运转模式启动时，控制压缩机的转速，以使室外膨胀阀的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc不会达到下限限制值ULΔPdcC以上，并且在压力差ΔPdc超过了下限限制值ULΔPdcC的情况下，若使该下限限制值ULΔPdcC逐渐向运转限制值ULΔPdcB上升，则能够预防因所谓的过冲而导致压力差ΔPdc变大的不良情况发生，能够更加可靠地防止制冷剂反向流入散热器。

这种情况下，如第四项发明所述，控制装置在将下限限制值ULΔPdcC变更为运转限制值ULΔPdcB时，若使其以预先设定的规定的一次延迟的时间常数上升，则能够更加可靠地消除过冲现象的发生。

另外，如第五项发明所述，在设有对从空气通路提供给车厢内的空气进行加热用的辅助加热装置的情况下，同样设定有进一步低于运转限制值ULΔPdcB的规定的下限限制值ULΔPdcC，控制装置在使辅助加热装置发热的同时启动第二运转模式的情况下，控制压缩机的转速，以使室外膨胀阀的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc不会达到下限限制值ULΔPdcC以上，在辅助加热装置不发热时启动第二运转模式的情况下，控制压缩机的转速，以使室外膨胀阀的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc不会达到运转限制值ULΔPdcB以上，从而在使辅助加热装置发热的第二运转模式、即第六项发明所示的除湿制热模式下，能够在更早期的阶段限制压缩机的转速，从而可靠地防止因压力差ΔPdc变大而导致制冷剂反向流入散热器，而在使辅助加热装置不发热的第二运转模式、即第六项发明所示的最大制冷模式下，能够抑制压缩机的转速限制，从而防止因车厢内的制冷能力下降导致舒适性变差。

而且，如第六项发明所述，设有对从空气通路提供给车厢内的空气进行加热用的辅助加热装置，控制装置将制热模式、除湿制冷模式、制冷模式中的任一种模式、或它们的组合、或者这三种模式全部作为第一运转模式，其中，制热模式是使从压缩机排出的制冷剂流入散热器进行散热，散热后的该制冷剂经过室外膨胀阀减压后，在室外热交换器处吸热，除湿制冷模式是使从压缩机排出的制冷剂从散热器流入室外热交换器并在该散热器及室外热交换器处散热，散热后的该制冷剂经过减压之后，在吸热器处吸热，制冷模式是使从压缩机排出的制冷剂从散热器流入室外热交换器并在该室外热交换器处散热，散热后的该制冷剂经过减压之后，在吸热器处吸热，并且，控制装置将除湿制热模式和最大制冷模式中的任一种模式或双方作为第二运转模式，其中，除湿制热模式是使从压缩机排出的制冷剂经过旁通装置流入室外热交换器进行散热，散热后的该制冷剂经过减压之后，在吸热器处吸热，并且使辅助加热装置发热，最大制冷模式是使从压缩机排出的制冷剂通过旁通装置流入室外热交换器进行散热，散热后的该制冷剂经过减压之后，在吸热器处吸热，从而，能够在制冷剂流入散热器所进行的制热模式、制冷剂不流入散热器所进行的除湿制热模式、制冷剂流入散热器所进行的除湿制冷模式和制冷模式、制冷剂不流入散热器所进行的最大制冷模式等之间进行切换来实现舒适的车厢内空调。

附图说明

图1是适用本发明的一个实施方式的车用空调装置的结构图(制热模式、除湿制热模式、除湿制冷模式和制冷模式)。

图2是图1的车用空调装置的控制器的电路的框图。

图3是图1的车用空调装置的MAX制冷模式(最大制冷模式)时的结构图。

图4是图2的控制器在MAX制冷模式下进行的压缩机控制相关的控制框图。

图5是说明图2的控制器基于室外膨胀阀的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc进行限制和保护动作的图。

图6是说明图2的控制器基于室外膨胀阀的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc进行另一种限制和保护动作的图。

图7是详细说明图6的限制和保护动作的图。

图8是说明图2的控制器基于室外膨胀阀的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc进行又一种限制和保护动作的图。

图9是说明图2的控制器在MAX制冷模式下启动时的控制的时序图。

具体实施方式

以下，对于本发明的实施方式，参照附图进行详细说明。

图1表示本发明的一个实施例的车用空调装置1的结构图。适用本发明的实施例的车辆是没有搭载发动机(内燃机)的电动汽车(EV)，其利用电池中充电的电力驱动行驶用的电动马达来行驶(均未图示)，本发明的车用空调装置1也是利用电池的电力进行驱动。即，实施例的车用空调装置1在无法利用发动机废热进行制热的电动汽车中，利用制冷剂回路并通过热泵运转来进行制热模式，还选择性地执行除湿制热模式、除湿制冷模式、制冷模式、MAX制冷模式(最大制冷模式)等各种运行模式。

作为车辆，不仅限于电动汽车，对于发动机和行驶用电动马达并用的所谓混合动力汽车，本发明也是有效的，而且不言自明，依靠发动机行驶的一般汽车也可以适用本发明。

实施例的车用空调装置1对电动汽车的车厢内进行空气调节(制热、制冷、除湿和换气)，通过制冷剂配管13依次连接如下部件从而构成制冷剂回路R：即，压缩制冷剂的电动式压缩机2；设置于供车厢内空气进行通气循环的HVAC单元10的空气通路3内，且使压缩机2排出的高温高压的制冷剂经由制冷剂配管13G流入并使该制冷剂向车厢内散热的散热器4；由制热时使制冷剂进行减压膨胀的电动阀构成的室外膨胀阀6；设置于车厢外，为了在制冷时起到散热器的功能并在制热时起到蒸发器的功能而使制冷剂与外部空气之间进行热交换的室外热交换器7；由使制冷剂进行减压膨胀的电动阀构成的室内膨胀阀8；设置于空气通路3内并在制冷时和除湿时使制冷剂从车厢内外吸热的吸热器9；以及集液器12等。

该制冷剂回路R中填充了规定量的制冷剂和润滑用的机油。另外，在室外热交换器7设有室外送风机15。该室外送风机15使室外热交换器7与外部空气强制通风，从而使外部空气与制冷剂进行热交换，由此，即使在停车状态下(即车速为0km/h)，也能使室外热交换器7与外部空气通风。

另外，室外热交换器7在制冷剂的下游侧依次设有储液干燥部14和过冷却部16，从室外热交换器7伸出的制冷剂配管13A经由在制冷时打开的电磁阀17连接至储液干燥部14，过冷却部16的出口侧的制冷剂配管13B经由室内膨胀阀8连接至吸热器9的入口侧。储液干燥部14和过冷却部16在结构上构成室外热交换器7的一部分。

过冷却部16和室内膨胀阀8之间的制冷剂配管13B被设为与位于吸热器9的出口侧的制冷剂配管13C有热交换的关系，两者构成内部热交换器19。从而，经过制冷剂配管13B流入室内膨胀阀8的制冷剂被流出吸热器9的低温制冷剂所冷却(过冷却)。

从室外热交换器7伸出的制冷剂配管13A分岔为制冷剂配管13D，分岔后的制冷剂配管13D经由在制热时打开的电磁阀21而与内部热交换器19下游侧的制冷剂配管13C连通。该制冷剂配管13C连接到集液器12，集液器12连接到压缩机2的制冷剂吸入侧。进而，散热器4的出口侧的制冷剂配管13E经由室外膨胀阀6连接至室外热交换器7的入口侧。

另外，在压缩机2的排出侧与散热器4的入口侧之间的制冷剂配管13G中，设有在后述的除湿制热和MAX制冷时均被关闭的电磁阀30(构成流路切换装置)。这种情况下，制冷剂配管13G在电磁阀30的上游侧分岔到旁通配管35，该旁通配管35经由在除湿制热和MAX制冷时被打开的电磁阀40(也构成流路切换装置)而与室外膨胀阀6的下游侧的制冷剂配管13E连通。由这些旁通配管35、电磁阀30和电磁阀40构成本发明的旁通装置45。

由上述旁通配管35、电磁阀30和电磁阀40构成旁通装置45，从而能够在后述的使从压缩机2排出的制冷剂直接流入室外热交换器7的除湿制热模式或MAX制冷模式、使从压缩机2排出的制冷剂流入散热器4的制热模式或除湿制冷模式、制冷模式之间顺畅地进行切换。

在吸热器9的空气上游侧的空气通路3中，形成有外部空气吸入口和内部空气吸入口等各个吸入口(图1中代表性地示出了吸入口25)，在该吸入口25设有用于在车厢内的空气即内部空气(内部空气循环模式)与车厢外的空气即外部空气(外部空气导入模式)之间切换要导入空气通路3内的空气的吸入切换节气闸26。而且，在该吸入切换节气闸26的空气下游侧，设有用于将导入的内部空气或外部空气输送至空气通路3的室内送风机(鼓风机)27。

图1中，23是实施例的车用空调装置1中设置的作为辅助加热装置的辅助加热器。实施例的辅助加热器23由作为电热器的PTC加热器构成，相对于空气通路3中的空气流向，设置于散热器4的处于空气上游侧的空气通路3内。若对辅助加热器34通电使其发热，则经由吸热器9流入散热器4的空气通路3内的空气被加热。即，该辅助加热器23成为所谓的加热器芯，对车厢内进行制热或补足制热。

另外，在辅助加热器23的空气上游侧的空气通路3内设有空气混合节气闸28，对流入该空气通路3内并通过吸热器9后的空气通路3内的空气(内部空气或外部空气)在辅助加热器23和散热器4中通风的比例进行调整。此外，在散热器4的空气下游侧的空气通路3中形成有FOOT(足部通风)、VENT(通风)、DEF(除霜)的各出风口(图1中代表性地示出出风口29)，该出风口29中设有对从上述各出风口所吹出的空气进行切换控制的出风口切换节气闸31。

图2中，32是作为控制装置的控制器(ECU)，由作为具备处理器的计算机的一个示例的微机构成，该控制器32的输入端连接有检测车辆的外部气温(Tam)的外部气温传感器33、检测外部空气湿度的外部空气湿度传感器34、检测从吸入口25吸入到空气通路3内的空气的温度的HVAC吸入温度传感器36、检测车厢内的空气(内部空气)的温度的内部气温传感器37、检测车厢内的空气的湿度的内部空气湿度传感器38、检测车厢内的二氧化碳浓度的室内CO2浓度传感器39、检测从出风口29吹出到车厢内的空气的温度的出风温度传感器41、检测压缩机2的排出制冷剂压力(排出压力Pd)的排出压力传感器42、检测压缩机2的排出制冷剂温度的排出温度传感器43、检测压缩机2的吸入制冷剂压力的吸入压力传感器44、检测压缩机2的吸入制冷剂温度的吸入温度传感器55、检测散热器4的温度(经过散热器4后的空气的温度或者散热器4自身的温度：散热器温度TH)的散热器温度传感器46、检测散热器4的制冷剂压力(散热器4内或者刚从散热器4排出的制冷剂的压力：散热器压力PCI)的散热器压力传感器47、检测吸热器9的温度(经过吸热器9后的空气的温度或者吸热器9自身的温度：吸热器温度Te)的吸热器温度传感器48、检测吸热器9的制冷剂压力(吸热器9内或者刚从吸热器9排出的制冷剂的压力)的吸热器压力传感器49、用于检测车厢内的日照量的例如光敏传感器式的日照传感器51、用于检测车辆的移动速度(车速)的车速传感器52、用于对设定温度或运行模式的切换进行设定的空调(空气调节器)操作部53、检测室外热交换器7的温度(刚从室外热交换器7排出的制冷剂的温度或者室外热交换器7自身的温度：室外热交换器温度TXO)的室外热交换器温度传感器54、检测室外热交换器7的制冷剂压力(室外热交换器7内或者刚从室外热交换器7排出的制冷剂的压力：室外热交换器压力PXO)的室外热交换器压力传感器56的各个输出。控制器32的输入还连接有检测辅助加热器23的温度(刚被辅助加热器23加热过的空气的温度或者辅助加热器23自身的温度：辅助加热器温度Tptc)的辅助加热器温度传感器50的输出。

另一方面，控制器32的输出与上述压缩机2、室外送风机15、室内送风机(鼓风机)27、吸入切换节气闸26、空气混合节气闸28、出风口切换节气闸31、室外膨胀阀6、室内膨胀阀8、辅助加热器23、电磁阀30(除湿用)、电磁阀17(制冷用)、电磁阀21(制热用)、电磁阀40(也是除湿用)等各电磁阀相连接。由此，控制器32基于各传感器的输出和通过空调操作部53输入的设定，对这些部件进行控制。

下面，对具有上述结构的实施例的车用空调装置1的动作进行说明。实施例中，控制器32在制热模式、除湿制热模式、除湿制冷模式、制冷模式和MAX制冷模式(最大制冷模式)各个运行模式之间进行切换来运行。首先，对各运转模式下制冷剂的流动情况和控制概况进行说明。

(1)制热模式

通过控制器32(自动模式)或对空调操作部53的手动操作(手动模式)而选择了制热模式时，控制器32打开电磁阀21(制热用)，关闭电磁阀17(制冷用)。还打开电磁阀30(除湿用)，关闭电磁阀40(除湿用)。

然后，压缩机2和各送风机15、27进行运转，空气混合节气闸28如图1中的虚线所示，处于使从室内送风机27被吹出并经过吸热器9后的空气通路3内的所有空气都向辅助加热器23和散热器4通风的状态。由此，从压缩机2排出的高温高压的气体制冷剂经由电磁阀30从制冷剂配管13G流入到散热器4。由于散热器4中有空气通路3内的空气通风，因此空气通路3内的空气被散热器4内的高温制冷剂(辅助加热器23进行动作时则是被辅助加热器23和散热器4)加热，而散热器4内的制冷剂因热量被空气夺取而冷却，从而冷凝液化。

在散热器4内液化了的制冷剂从该散热器4流出后，经过制冷剂配管13E到达室外膨胀阀6。流入室外膨胀阀6的制冷剂在此处被减压后，流入室外热交换器7。流入室外热交换器7的制冷剂蒸发，因车辆行驶或从被室外送风机15通风而来的外部空气中汲取热量。即，制冷剂回路R成为热泵。然后，从室外热交换器7流出的低温制冷剂经过制冷剂配管13A、电磁阀21及制冷剂配管13D，从制冷剂配管13C进入集液器12，在此处发生气液分离后，气体制冷剂被吸入压缩机2，这样的循环重复进行。经过散热器4(辅助加热器23动作时则是被该辅助加热器23和散热器4)加热后的空气从出风口29吹出，从而对车厢内进行制热。

控制器32根据由后述的目标出风温度TAO算出的目标散热器温度TCO(散热器温度TH的目标值)来计算目标散热器压力PCO(散热器压力PCI的目标值)，并基于该目标散热器压力PCO和散热器压力传感器47检测出的散热器4的制冷剂压力(散热器压力PCI。制冷剂回路R的高压压力)来控制压缩机2的转速。控制器32还基于散热器温度传感器46检测出的散热器4的温度(散热器温度TH)和散热器压力传感器47检测出的散热器压力PCI，控制室外膨胀阀6的阀门开度，由此来控制散热器4的出口处的制冷剂过冷却度SC。上述目标散热器温度TCO基本上满足TCO＝TAO，但在控制上设有规定的限制。

控制器32在该制热模式下，当散热器4的制热能力不满足对车厢内空调所要求的制热能力时，对辅助加热器23的通电进行控制，以利用辅助加热器23的发热来补足不足的部分。从而，能够实现令人舒适的车厢内制热，并且也能抑制室外热交换器7的结霜。此时，由于辅助加热器23配置在散热器4的空气上游侧，因此空气通路3内流通的空气在散热器4之前对辅助加热器23进行通风。

这里，若辅助加热器23配置在散热器4的空气下游侧，则如实施例那样用PCT加热器构成辅助加热器23时，流入辅助加热器23的空气的温度会因散热器4上升，因此PTC加热器的电阻值将变大，电流值也变小，发热量就会降低，但通过将辅助加热器23配置在散热器4的空气上游侧，能够使实施例那样利用由PTC加热器构成的辅助加热器23的能力得到充分发挥。

(2)除湿制热模式

接下来，在除湿制热模式下，控制器32打开电磁阀17，关闭电磁阀21。还关闭电磁阀30，打开电磁阀40，并且使室外膨胀阀6的阀门开度为全闭。然后，压缩机2和各送风机15、27进行运转，空气混合节气闸28如图1中的虚线所示，处于使从室内送风机27吹出并经过吸热器9后的空气通路3内的所有空气都向辅助加热器23和散热器4进行通风的状态。

由此，从压缩机2排出到制冷剂配管13G中的高温高压的气体制冷剂流入旁通配管35而不会流向散热器4，并经由电磁阀40到达室外膨胀阀6的下游侧的制冷剂配管13E。此时，由于室外膨胀阀6全闭，因此制冷剂流入室外热交换器7。流入室外热交换器7的制冷剂在此处通过车辆行驶或利用室外送风机15通风送来的外部空气被风冷，从而冷凝。室外热交换器7排出的制冷剂从制冷剂配管13A经过电磁阀17依次流入储液干燥部14和过冷却部16。制冷剂在此被过冷却。

从室外热交换器7的过冷却部16排出的制冷剂进入制冷剂配管13B，在经过内部热交换器19后到达室内膨胀阀8。制冷剂在室内膨胀阀8处减压之后，流入吸热器9并蒸发。此时的吸热作用使从室内送风机27吹出的空气被冷却，且该空气中的水分凝结并附着在吸热器9上，因此空气通路3内的空气得到冷却和除湿。在吸热器9处蒸发后的制冷剂经过内部热交换器19后，再经由制冷剂配管13C到达集液器12，经过这里后被压缩机2吸入，这样的循环重复进行。

此时，由于室外膨胀阀6的阀门开度为全闭，因此能够抑制或防止从压缩机2排出的制冷剂从室外膨胀阀6反向流入散热器4的情况发生。从而，能够抑制或消除制冷剂循环量的下降，能够确保空调能力。此外，在该除湿制热模式下，控制器32对辅助加热器23进行通电使其发热。从而，经过吸热器9冷却且除湿的空气在通过辅助加热器23的过程中被进一步加热，温度上升，因此能够对车厢内进行除湿制热。

控制器32基于吸热器温度传感器48检测出的吸热器9的温度(吸热器温度Te)及其目标值即目标吸热器温度TEO，控制压缩机2的转速，并且基于辅助加热器温度传感器50检测出的辅助加热器温度Tptc和上述目标散热器温度TCO，控制辅助加热器23的通电(发热)，从而能够在吸热器9中恰当地进行空气的冷却和除湿，并且可靠地防止经辅助加热器23加热后并从出风口29吹出到车厢内的空气温度下降。

由此，能够对吹出到车厢内的空气进行除湿，并且能够将其温度控制在恰当的制热温度，能够在车厢内实现令人舒适且高效的除湿制热。另外，如上所述在除湿制热模式下，空气混合节气闸28处于使空气通路3内的所有空气都向辅助加热器23和散热器4通风的状态，因此经过吸热器9后的空气能够高效地被辅助加热器23加热，从而改善节能性，并且也能够提高除湿制热空调的控制性。

另外，辅助加热器23配置在散热器4的空气上游侧，因此经过辅助加热器23加热后的空气通过散热器4，而在该除湿制热模式下，由于散热器4中没有制冷剂流过，因此能够消除散热器4从经过辅助加热器23加热后的空气吸热的不良情况发生。即，能够抑制吹出到车厢内的空气的温度因散热器4下降的情况发生，还能提高COP。

(3)除湿制冷模式

接下来，在除湿制冷模式下，控制器32打开电磁阀17，关闭电磁阀21。还打开电磁阀30，关闭电磁阀40。然后，使压缩机2和各送风机15、27进行运转，空气混合节气闸28如图1中的虚线所示，处于使从室内送风机27吹出并经过吸热器9后的空气通路3内的所有空气都向辅助加热器23和散热器4通风的状态。由此，从压缩机2排出的高温高压的气体制冷剂经由电磁阀30从制冷剂配管13G流入散热器4。由于散热器4中有空气通路3内的空气通过，因此空气通路3内的空气被散热器4内的高温制冷剂加热，而散热器4内的制冷剂因热量被空气夺取而冷却，从而冷凝液化。

从散热器4排出的制冷剂经过制冷剂配管13E到达室外膨胀阀6，并经由被控制为要打开的室外膨胀阀6而流入室外热交换器7。流入室外热交换器7的制冷剂在此处通过车辆行驶或利用室外送风机15通风送来的外部空气得到风冷，从而冷凝。从室外热交换器7排出的制冷剂从制冷剂配管13A经过电磁阀17依次流入储液干燥部14和过冷却部16。制冷剂在此被过冷却。

从室外热交换器7的过冷却部16排出的制冷剂进入制冷剂配管13B，在经过内部热交换器19后到达室内膨胀阀8。制冷剂在室内膨胀阀8处减压之后，流入吸热器9并蒸发。此时的吸热作用使得从室内送风机27吹出的空气中的水分在吸热器9处凝结并附着，因此空气被冷却且除湿。

在吸热器9处蒸发的制冷剂经过内部热交换器19后，再经由制冷剂配管13C到达集液器12，经过此处后被压缩机2吸入，这样的循环重复进行。在该除湿制冷模式下，控制器32不对辅助加热器23进行通电，因此经过吸热器9冷却并除湿后的空气在通过散热器4的过程中再次被加热(散热能力比制热时要低)。从而，对车厢内进行除湿制冷。

控制器32基于吸热器温度传感器48检测出的吸热器9的温度(吸热器温度Te)来控制压缩机2的转速，并且基于上述制冷剂回路R的高压压力来控制室外膨胀阀6的阀门开度，从而控制散热器4的制冷剂压力(散热器压力PCI)。

(4)制冷模式

接下来，在制冷模式下，控制器32在上述除湿制冷模式的状态下使室外膨胀阀6的阀门开度全开。另外，控制器32控制空气混合节气闸28，如图1中的实线所示，调整从室内送风机27吹出并通过吸热器9之后的空气通路3内的空气在辅助加热器23和散热器4中通风的比例。另外，控制器32不对辅助加热器23进行通电。

由此，从压缩机2排出的高温高压的气体制冷剂经由电磁阀30从制冷剂配管13G流入散热器4，并且从散热器4排出的制冷剂经过制冷剂配管13E到达室外膨胀阀6。此时，由于室外膨胀阀6全开，因此制冷剂通过室外膨胀阀6后直接流入室外热交换器7，于是在室外热交换器7中因车辆行驶或通过室外送风机15通风送来的外部空气进行凤冷，从而冷凝液化。排出室外热交换器7后的制冷剂从制冷剂配管13A经过电磁阀17依次流入储液干燥部14和过冷却部16。制冷剂在此被过冷却。

从室外热交换器7的过冷却部16排出的制冷剂进入制冷剂配管13B，在经过内部热交换器19后到达室内膨胀阀8。制冷剂在室内膨胀阀8处被减压之后，流入吸热器9并蒸发。此时的吸热作用使从室内送风机27吹出的空气被冷却。空气中的水分凝结并附着在吸热器9上。

在吸热器9处蒸发后的制冷剂经过内部热交换器19后，再经由制冷剂配管13C到达集液器12，经过此处后被压缩机2吸入，这样的循环重复进行。在吸热器9处冷却并除湿后的空气从出风口29吹出到车厢内(一部分通过散热器4进行热交换)，因此能够对车厢内进行制冷。在该制冷模式下，控制器32基于吸热器温度传感器48检测出的吸热器9的温度(吸热器温度Te)及其目标值即目标吸热器温度TEO来控制压缩机2的转速。

(5)MAX制冷模式(最大制冷模式)

接下来，在作为最大制冷模式的MAX制冷模式下，控制器32打开电磁阀17，关闭电磁阀21。还关闭电磁阀30，打开电磁阀40，并且使室外膨胀阀6的阀门开度为全闭。然后，压缩机2和各送风机15、27进行运转，空气混合节气闸28如图3所示地处于空气通路3内的空气不通过辅助加热器23和散热器4的状态。但稍微通点风也不成问题。另外，控制器32不对辅助加热器23进行通电。

由此，从压缩机2排出到制冷剂配管13G中的高温高压的气体制冷剂流入旁通配管35而不会流向散热器4，并经由电磁阀40到达室外膨胀阀6的下游侧的制冷剂配管13E。此时，由于室外膨胀阀6全闭，因此制冷剂流入到室外热交换器7。流入室外热交换器7的制冷剂在此处通过车辆行驶或利用室外送风机15通风送来的外部空气得到风冷，从而冷凝。通过室外热交换器7后的制冷剂从制冷剂配管13A经过电磁阀17依次流入储液干燥部14和过冷却部16。制冷剂在此被过冷却。

从室外热交换器7的过冷却部16排出的制冷剂进入制冷剂配管13B，在经过内部热交换器19后到达室内膨胀阀8。制冷剂在室内膨胀阀8处被减压之后，流入吸热器9并蒸发。此时的吸热作用使从室内送风机27吹出的空气被冷却。另外，空气中的水分凝结并附着在吸热器9上，因此空气通路3内的空气被除湿。在吸热器9处蒸发后的制冷剂经过内部热交换器19后，再经由制冷剂配管13C到达集液器12，经过此处后被压缩机2吸入，这样的循环重复进行。此时，由于室外膨胀阀6全闭，因此同样能够抑制或防止从压缩机2排出的制冷剂从室外膨胀阀6反向流入散热器4的不良情况发生。从而，能够抑制或消除制冷剂循环量的下降，能够确保空调能力。

这里，在上述制冷模式下散热器4中有高温制冷剂流过，因此从散热器4到HVAC单元10会发生少许的直接热传递，但在该MAX制冷模式下，由于散热器4中没有制冷剂流过，因此也不会发生从散热器4传递到HVAC单元10的热量使来自吸热器9的空气通路3内的空气被加热的情况。因此，能够对车厢内进行强力制冷，尤其是在外部气温Tam很高的环境下，能够对车厢内快速制冷，从而能够实现舒适的车厢内空气调节。另外，在该MAX制冷模式下，控制器32也基于吸热器温度传感器48检测出的吸热器9的温度(吸热器温度Te)及其目标值即目标吸热器温度TEO来控制压缩机2的转速。

(6)运转模式的切换

在空气通路3内流通的空气在上述各运转模式下受到来自吸热器9的冷却作用、来自散热器4(及辅助加热器23)的加热作用(由空气混合节气闸28进行调整)，并从出风口29吹出到车厢内。控制器32基于外部气温传感器33检测出的外部气温Tam、内部气温超过且37检测出的车厢内的温度、所述鼓风机电压、日照传感器51检测出的日照量等、通过空调操作部53设定的车厢内的目标车厢内温度(设定温度)，计算目标出风温度TAO，并在各运转模式之间进行切换，从而将从出风口29吹出的空气的温度控制在该目标出风温度TAO。

这种情况下，控制器32基于外部气温Tam、车厢内湿度、目标出风温度TAO、散热器温度TH、目标散热器温度TCO、吸热器温度Te、目标吸热器温度TEO、车厢内除湿请求的有无等参数，在各运转模式之间进行切换，从而根据环境条件和是否要除湿，准确地在制热模式、除湿制热模式、除湿制冷模式、制冷模式和MAX制冷模式之间进行切换，实现舒适且高效的车厢内空气调节。

(7)控制器32在MAX制冷模式下对压缩机2的控制

接下来，利用图4，对上述MAX制冷模式下压缩机2的控制进行详细说明。在上述除湿制热模式下也基本相同，这里用MAX制冷模式来进行说明。图4是决定上述MAX制冷模式用的压缩机2的目标转速(压缩机目标转速)TGNCc的控制器32的控制框图。控制器32的F/F操作量运算部63基于外部气温Tam、流入空气通路3的空气的体积风量Ga和吸热器9的温度(Te)的目标值即目标吸热器温度TEO，计算压缩机目标转速的F/F操作量TGNCcff。

F/B操作量运算部64则基于目标吸热器温度TEO和吸热器温度Te，计算压缩机目标转速的F/B操作量TGNCcfb。然后，利用加法器66将F/F操作量运算部63计算出的F/F操作量TGNCcff与F/B操作量运算部64计算出的TGNCcfb相加，并在被限值设定部67限制了控制上限值和控制下限值之后，将其作为操作量TGNCc依次输入到运转限制部68和保护停止部69。

运转限制部68基于室外膨胀阀6的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc和从保护停止部69反馈来的操作量TGNCz，除了对从限值设定部67输入的操作量TGNCc施加限制之外，还在保护停止部69中将其作为使压缩机2停止的操作量。关于这些运转限制部68和保护停止部69基于室外膨胀阀6的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc进行的限制和保护动作，将在后文中详细说明。然后，从该保护停止部69输出的操作量TGNC被决定为压缩机目标转速。在MAX制冷模式下，控制器32基于该压缩机目标转速TGNC来控制压缩机2的转速(包括停止的情况。除湿制热模式下也一样)。

(8)基于室外膨胀阀6的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc进行限制和保护动作(其一)

接下来，参照图5，对上述控制器2的运转限制部68及保护停止部69基于室外膨胀阀6的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc进行的限制和保护动作的一例进行说明。如上所述，除湿制冷模式和MAX制冷模式(这些模式是本发明中的第二运转模式。此外，上述的制热模式、除湿制冷模式和制冷模式是本发明中的第一运转模式)下，室外膨胀阀6是全闭的，但如前文所述，室外膨胀阀6有规定的逆向压力临界值ULΔPdcH，若室外膨胀阀6的出口侧压力高于入口侧，且其差超过该逆向压力临界值ULΔPdcH，则全闭状态的室外膨胀阀6会打开，从而制冷剂反向流入散热器4。

因此，控制器32在当前的运转模式是作为第二运转模式的除湿制热模式或MAX制冷模式的情况下，进行如下动作：利用上述图4的运转限制部68和保护停止部69限制压缩机2的转速NC或使压缩机2停止，从而防止室外膨胀阀6的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc超过该逆向压力临界值ULΔPdcH(例如2MPa)。

具体而言，首先，控制器32基于室外膨胀阀6的出口侧的压力即排出压力Pd(由排出压力传感器42检测得到)与室外膨胀阀6的入口侧的压力即散热器压力PCI(由散热器压力传感器47检测得到)，计算出室外膨胀阀6的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc(ΔPdc＝Pd-PCI)。

另一方面，控制器32的保护停止部69中，在实施例中设定了比前述的逆向压力临界值ULΔPdcH要低规定值(例如0.3MPa)的保护停止值ULΔPdcA(1.7MPa)，在运转限制部68中设定了比该保护停止值ULΔPdcA要再低规定值(例如0.2MPa)的运转限制值ULΔPdcB(1.5Mpa。是用于限制压缩机2的转速NC的目标值即TGΔPdc的一例)，这两个值保存在控制器32中。另外，上述规定值(0.3MPa)是考虑了各压力传感器42、47的精度影响后的误差部分，规定值(0.2MPa)是考虑了控制上的过冲和各压力传感器42、47的检测延迟后的误差部分。图5中示出它们的关系。

控制器32的运转限制部68基于上述室外膨胀阀6的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc(ΔPdc＝Pd-PCI)，将上述运转限制值ULΔPdcB作为目标值TGΔPdc，对压缩机2的目标转速TGNC进行反馈控制，以使压力差ΔPdc不会达到所述运转限制值ULΔPdcB以上。即，随着压力差ΔPdc变大，接近运转限制值ULΔPdcB而降低(限制)压缩机2的目标转速TGNC，从而向着抑制压力差ΔPdc变大的方向进行控制。

另外，在即使通过将所述运转限制值ULΔPdcB设为目标值TGΔPdc进行转速NC的限制控制，压力差ΔPdc仍然变大，并超过运转限制值ULΔPdcB而达到上述保护停止值ULΔPdcA的情况下，控制器32的保护停止部69决定使压缩机2的目标转速TGNC停止(为零)。从而，压缩机2被停止。

这样，在除湿制热模式和MAX制冷模式(第二运转模式)下运行的过程中，控制器32基于室外膨胀阀6的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc，控制压缩机2的转速NC，以使该压力差ΔPdc不会超过室外膨胀阀的逆向压力临界值ULΔPdcH，因此在室外膨胀阀6全闭的除湿制热模式和MAX制冷模式(第二运转模式)下，能够防止或抑制因室外膨胀阀6的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc超过该室外膨胀阀的逆向压力临界值ULΔPdcH而导致室外膨胀阀6打开，进而引起制冷剂反向流入散热器4的情况发生。

从而，在散热器4中没有制冷剂流过的除湿制热模式和MAX制冷模式下，能够预防因散热器4中有大量制冷剂滞留而导致制冷剂循环量减少，进而引起空调性能降低的不良情况发生。另外，由于也能够避免机油不足状态下的运转，因此也能够预防压缩机2受损的不良情况发生，能够实现可靠性和舒适性的提高。

尤其是在本实施例中，在控制器32中设定了低于室外膨胀阀6的逆向压力临界值ULΔPdcH的规定的保护停止值ULΔPdcA、以及进一步低于该保护停止值ULΔPdcA的规定的运转限制值ULΔPdcB，在除湿制热模式和MAX制冷模式下，利用控制器32控制压缩机2的转速NC，以使室外膨胀阀6的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc不会达到运转限制值ULΔPdcB以上，并且在压力差ΔPdc达到保护停止值ULΔPdcA的情况下，停止压缩机2，因此能够可靠地防止或抑制因室外膨胀阀6的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc超过逆向压力临界值ULΔPdcH而导致室外膨胀阀6打开，进而引起制冷剂反向流入散热器4的不良情况发生。

(9)基于室外膨胀阀6的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc进行限制和保护动作(其二)

接下来，参照图6和图7，对控制器2的运转限制部68及保护停止部69基于室外膨胀阀6的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc进行的限制和保护动作的另一例进行说明。上述实施例中，将用于限制压缩机2的转速NC的目标值TGΔPdc固定在运转限制值ULΔPdcB来限制压缩机2的转速NC，但也由于压缩机2启动时其转速NC也会急速上升，因此也可以如以下说明地将目标值TGΔPdc设为可变。

这种情况下，例如在控制器32的运转限制部68中设定比上述运转限制值ULΔPdcB要再低规定值的下限限制值ULΔPdcC(图6、图7)。然后，在除湿制热模式和MAX制冷模式下启动压缩机2时，首先，控制器32将该下限限制值ULΔPdcC作为目标值TGΔPdc，对压缩机2的目标转速TGNC进行反馈控制，以使室外膨胀阀6的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc不会达到该下限限制值ULΔPdcC以上。即，随着压力差ΔPdc变大接近下限限制值ULΔPdcC而降低(限制)压缩机2的目标转速TGNC，从而向着抑制压力差ΔPdc变大的方向进行控制。

另外，在即使通过上述将下限限制值ULΔPdcC设为目标值TGΔPdc进行转速NC的限制控制，压力差ΔPdc仍然变大，并超过下限限制值ULΔPdcC的情况下，控制器32如图7的下半部分所示，朝着使目标值TGΔPdc慢慢向运转限制值ULΔPdcB上升的方向进行变更。这种情况下，控制器32使目标值TGΔPdc以预先设定的规定的一次延迟时间常数上升。这种情况下的时间常数在实施例中设为从0％(下限限制值ULΔPdcC)上升到最终值即运转限制值ULΔPdcB(100％)的63.6％为止所需的时间为15秒～60秒的值。

这里，在将目标值TGΔPdc固定为运转限制值ULΔPdcB的情况下(不进行可变控制)，压缩机2启动时，如图6的最下部中的虚线所示，转速NC也会急剧上升，因此如图6的最上部中的虚线和图7的上部中上侧的实线所示，压力差ΔPdc将大大地超过运转限制值ULΔPdcB。即，发生所谓的过冲。

另一方面，像本实施例那样在压缩机2启动时，将用于限制压缩机2的转速NC的压力差ΔPdc的目标值TGΔPdc一开始设为低于运转限制值ULΔPdcB的下限限制值ULΔPdcC，控制压缩机2的转速，以使压力差ΔPdc不会达到该下限限制值ULΔPdcC以上，并且在压力差ΔPdc超过下限限制值ULΔPdcC时，使目标值TGΔPdc逐渐向运转限制值ULΔPdcB上升(进行可变控制)，从而能够在更早的阶段就开始对压缩机2的转速NC进行限制，如图6的最下部的实线所示那样消除或抑制过冲，因此，能够如图6的最上部中的实线和图7的下侧的实线所示，压力差ΔPdc逐渐从下方接近运转限制值ULPdcB。

之后，压力差ΔPdc仍然变大而达到前述的保护停止值ULΔPdcA的情况下，控制器32的保护停止部69同样地决定使压缩机2的目标转速TGNC停止(为零)。从而，压缩机2被停止。

由此，设定进一步低于运转限制值ULΔPdcB的下限限制值ULΔPdcC，控制器32在除湿制热模式和MAX制冷模式(第二运转模式)启动时，控制压缩机2的转速NC，以使室外膨胀阀6的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc不会达到下限限制值ULΔPdcC以上，并且在压力差ΔPdc超过了下限限制值ULΔPdcC的情况下，使该下限限制值ULΔPdcC逐渐向运转限制值ULΔPdcB上升，从而能够预防因所谓的过冲而导致压力差ΔPdc变大的不良情况发生，能够更加可靠地防止制冷剂反向流入散热器4。

尤其是像实施例那样，控制器32在将下限限制值ULΔPdcC变更为运转限制值ULΔPdcB时，使其以预先设定的规定的一次延迟时间常数上升，从而能够更加可靠地消除过冲现象的发生。

(10)基于室外膨胀阀6的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc进行限制和保护动作(其三)

接下来，参照图8，对控制器2的运转限制部68及保护停止部69基于室外膨胀阀6的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc进行的限制和保护动作的又一例进行说明。上述实施例中，在除湿制热模式和MAX制冷模式下启动压缩机2时，首先，控制器32将该下限限制值ULΔPdcC作为目标值TGΔPdc，对压缩机2的转速NC进行限制控制，以使室外膨胀阀6的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc不会达到该下限限制值ULΔPdcC以上，在压力差ΔPdc仍然变大而超过下限限制值ULΔPdcC的情况下，使目标值TGΔPdc慢慢向运转限制值ULΔPdcB变更，但也可以在除湿制热模式和MAX制冷模式下采用不同的目标值TGΔPdc。

这种情况下，在除湿制热模式下启动压缩机2时，将目标值TGΔPdc设为运转限制值ULΔPdcB，对压缩机2的转速NC进行限制控制，以使室外膨胀阀6的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc不会达到该运转限制值ULΔPdcB以上，当在MAX制冷模式下启动压缩机2时，将目标值TGΔPdc设为下限限制值ULΔPdcC，对压缩机2的转速NC进行限制控制，以使室外膨胀阀6的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc不会达到该下限限制值ULΔPdcC以上。

这里，如上所述，在除湿制热模式下使辅助加热器23发热的同时启动压缩机2，因此经辅助加热器23加热后的空气流入散热器4，从而散热器压力PCI也变大。因此，室外膨胀阀6的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc(ΔPdc＝Pd-PCI)也向着缩小的方向变化，因此如上所述，即使降低目标值TGΔPdc将其设为下限限制值ULΔPdcC，也能够充分地确保压缩机2的转速，维持除湿制热能力，并且能够可靠地防止制冷剂反向流入散热器4。

另一方面，如前文所述，MAX制冷模式下辅助加热器23不发热，因此散热器4的温度也会变低，压力差ΔPdc会变大。这种情况下，若目标值TGΔPdc较低，则压缩机2的转速NC会被过度限制而超过所需的程度，从而有可能导致制冷能力大幅下降。因此，如上所述在MAX制冷模式下将目标值TGΔPdc设为较高的运转限制值ULΔPdcB来抑制压缩机2的转速NC的限制，以防止因车厢内制冷能力下降而导致的舒适性变差。

另外，控制器32在该情况下在除湿制热模式下启动时，在即使通过将下限限制值ULΔPdcC设为目标值TGΔPdc进行转速NC的限制控制，压力差ΔPdc仍然变大，并超过下限限制值ULΔPdcC的情况下，也朝着使目标值TGΔPdc慢慢向运转限制值ULΔPdcB上升的方向进行变更。之后，压力差ΔPdc仍然变大而达到前述的保护停止值ULΔPdcA的情况下，控制器32的保护停止部69同样地决定使压缩机2的目标转速TGNC停止(为零)。从而，压缩机2被停止。

(11)MAX制冷模式下启动压缩机2时的控制例

接下来，参照图9，对控制器2在MAX制冷模式下启动时的控制的一例进行说明。本例中，控制器32在MAX制冷模式下启动压缩机2的情况下，首先将运转模式设为制冷模式来启动。图9表示这一情况下各设备的状态。图中，ΔPdx是根据排出压力传感器42检测出的排出压力Pd与由室外热交换器温度传感器54检测出的室外热交换器7的温度换算出的室外热交换器7的压力(或者是室外热交换器压力传感器56检测出的室外热交换器7的压力)之差而得到的电磁阀40前后的压差，ΔPdc也同样是从排出压力Pd与散热器压力PCI得到的室外膨胀阀6的出口侧与入口侧的压力差(电磁阀30前后的压差)。NC是压缩机2的转速。

如图9所示，控制器32在选择了MAX制冷模式的情况下启动时，首先在制冷模式下启动压缩机2(打开电磁阀30，关闭电磁阀40)。然后，在经过了规定时间(例如1分钟左右)之后，将各电磁阀30、40切换到MAX制冷模式(关闭电磁阀30，打开电磁阀40)，使压缩机2的转速NC暂时下降到规定转速，在室外膨胀阀6全闭之后，转移到MAX制冷模式下的压缩机2的控制。

如前文所述，室外膨胀阀6的出口侧与入口侧的压力差ΔPdc会导致制冷剂反向流入散热器4，因此如上所述即使限制了压缩机2的转速NC但在MAX制冷模式下运转时仍有制冷剂流入散热器4内并滞留的危险性，但如本例那样在启动时以制冷模式启动，从而如上文所述那样制冷剂流入散热器4，因此能够将滞留在散热器4内的制冷剂和机油赶出去。

即，该制冷模式是一种制冷剂扫风运转，因此能够有效地消除因制冷剂回路R中循环的制冷剂的量下降而导致的空调能力下降、机油回流量减少导致的压缩机2烧灼等。另外，控制器32如上所述地在制冷模式(制冷剂扫风运转)运转了规定时间之后，结束制冷剂扫风运转而切换到MAX制冷模式，从而能够将压缩机2启动时或MAX制冷模式被选择时的制冷剂扫风运转所导致的车厢内舒适性的变差控制在最低限度。

另外，不限于上述示例，在除湿制热模式下启动压缩机2时，也可以在制热模式或除湿制冷模式下启动，然后切换到除湿制热模式，从而能够在除湿制热模式下将滞留在散热器4内的制冷剂和机油赶出去。

另外，实施例中作为第一运转模式执行的是制热模式、除湿制冷模式和制冷模式，作为第二运转模式执行的是除湿制热模式和MAX制冷模式，但并不限于此，第一运转模式也可以执行制热模式、除湿制冷模式、制冷模式中的任一种模式或者它们的组合，第二运转模式也可以执行除湿制热模式和MAX制冷模式中的任一种模式，本发明对于这样的车用空调装置也是有效的。

而且，实施例所示的各运转模式的切换控制并不限于此，只要根据车用空调装置的能力和使用环境，采用外部气温Tam、车厢内湿度、目标出风温度TAO、散热器温度TH、目标散热器温度TCO、吸热器温度Te、目标吸热器温度TEO、车厢内除湿请求的有无等参数中的任一个、或这些参数的组合、或所有参数来设定适当的条件即可。

而且，辅助加热装置并不限于实施例所示的辅助加热器23，也可以利用使经过加热器加热后的制热剂循环从而对空气通路内的空气进行加热的制热剂循环回路、使经过发动机加热后的冷却水循环的加热器芯等。另外，实施例所示的电磁阀30和电磁阀40也可以由设置在旁通配管35的分岔部中的一个三通阀(流路切换装置)构成，切换从压缩机2排出的制冷剂是流入散热器4的状态还是流入旁通配管35的状态。即，上述各实施例中说明的制冷剂回路R的结构并不是对其的限定，在不脱离本发明主旨的范围内可以进行各种变更。

标号说明

1 车用空调装置，

2 压缩机，

3 空气通路，

4 散热器，

6 室外膨胀阀，

7 室外热交换器，

8 室内膨胀阀，

9 吸热器，

23 辅助加热器(辅助加热装置)，

27 室内送风机(鼓风机)，

28 空气混合节气闸，

30、40 电磁阀(流路切换装置)，

31 出风口切换节气闸，

32 控制器(控制装置)，

35 旁通配管，

45 旁通装置，

R 制冷剂回路。