制冷循环装置的制作方法

本申请以2016年9月2日提出申请的日本专利申请2016-172115号为基础，并通过参照而将该公开内容编入本申请。

本发明涉及一种制冷循环装置，该制冷循环装置具备蒸发压力调节阀并构成为能够切换制冷剂回路。

背景技术：

以往，作为能够适用于车辆用空调装置的制冷循环装置，已知有专利文献1所记载的制冷循环装置。

专利文献1所记载的制冷循环装置构成为能够切换如下这些制冷剂回路：对向车室内吹送的空气进行加热的制热模式的制冷剂回路、对被冷却并除湿后的空气进行再加热的除湿制热模式的制冷剂回路、以及对空气进行冷却的制冷模式的制冷剂回路。

更具体而言，在专利文献1所记载的制冷循环装置中，将作为使制冷剂蒸发来冷却空气的冷却用热交换器的室内蒸发器和使制冷剂与外气进行热交换的室外热交换器并联连接而构成除湿制热模式时切换的制冷剂回路。

并且，在该制冷剂回路中，能够在室内蒸发器冷却空气，再将在室外热交换器中从外气吸收的热在作为过热用热交换器的室内冷凝器中向空气散热。即，专利文献1的制冷循环装置通过切换为该制冷剂回路来实现车室内的除湿制热。

并且，在专利文献1所记载的制冷循环装置中，蒸发压力调节阀配置于制冷剂的流动方向上的室内蒸发器的下游。不论室外热交换器中的制冷剂蒸发压力如何，蒸发压力调节阀都将室内蒸发器中的制冷剂蒸发压力调节为预先设定的规定压力以上。由此，在专利文献1所记载的制冷循环装置中，试图通过该蒸发压力调节阀的功能来抑制除湿制热模式时的室内蒸发器产生结霜。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2012-225637号公报

在该专利文献1所记载的制冷循环装置中，除湿制热模式时的空气的加热能力能够通过制冷剂在室内冷凝器中散热的热量来定义。而且，该加热能力成为如下热量的合计值：相当于压缩机的压缩作功量的热量、在室外热交换器中制冷剂从外气吸热的来自外气的吸热量、以及在室内蒸发器中制冷剂从空气吸热的空气侧吸热量。

因此，通过调整压缩机的压缩作功量、来自外气的吸热量以及空气侧吸热量，能够调整除湿制热模式时的空气的加热能力。但是，为了增加除湿制热模式时的加热能力，从降低压缩机的消耗动力的观点出发，不优选使压缩机的制冷剂排出能力增加。

另外，为了调整除湿制热模式中的加热能力，也考虑调整来自外气的吸热量。来自外气的吸热量由室外热交换器中的制冷剂蒸发温度与外气温度的差决定。

但是，存在即使调整了室外热交换器中的制冷剂蒸发温度，外气温度也会发生变化的情况，因此设想无法将来自外气的吸热量调整为所希望的吸热量。即，有时无法将除湿制热模式中的加热能力调整为所希望的状态。

进一步，为了调整除湿制热模式中的加热能力，考虑调整空气侧吸热量的情况。在该情况下，室内蒸发器中的制冷剂蒸发温度由蒸发压力调节阀的调压特性决定。因此，即使在通过调整空气侧吸热量来调整除湿制热模式中的加热能力的情况下，也会产生无法调整为所希望的状态的情况。即，专利文献1所记载的制冷循环装置难以调整在除湿制热模式时的空气的加热能力。

技术实现要素：

本发明的目的在于，在具备蒸发压力调节阀的制冷循环装置中能够调整对被冷却并除湿后的空气进行再加热的运转模式时的加热能力。

本发明的第一方面所涉及的制冷循环装置适用于空调装置。该制冷循环装置包括：压缩机、加热用热交换器、第一减压装置、室外热交换器、第二减压装置、冷却用热交换器、蒸发压力调节阀、内气率调整部以及控制装置。

压缩机压缩并排出制冷剂。加热用热交换器将从压缩机排出的制冷剂作为热源而对向空调对象空间吹送的空气进行加热。第一减压装置使制冷剂减压。室外热交换器使在第一减压装置中减压后的制冷剂与外气进行热交换。第二减压装置使制冷剂减压。冷却用热交换器使在第二减压装置中减压后的制冷剂与通过加热用热交换器之前的空气进行热交换。蒸发压力调节阀调整冷却用热交换器中的制冷剂蒸发压力。内气率调整部使内气率变化，该内气率是空调对象空间内的空气在通过冷却用热交换器进行热交换的空气中所占的比例。控制装置控制内气率调整部的工作。蒸发压力调节阀使制冷剂蒸发压力随着在内部流通的制冷剂流量的增加而上升。在对被冷却并除湿后的空气进行再加热而向空调对象空间吹出的第一模式时，成为如下的制冷剂回路：使从加热用热交换器流出的制冷剂的流动分支，使分支后的一方的制冷剂按照第一减压装置、室外热交换器、压缩机的顺序流动，并且使分支后的另一方的制冷剂按照第二减压装置、冷却用热交换器、蒸发压力调节阀、压缩机的顺序流动。在第一模式时，控制装置使内气率随着冷却用热交换器中的制冷剂蒸发温度的下降而上升。

根据该制冷循环装置，在对被冷却并除湿后的空气进行再加热而向空调对象空间吹出的第一模式时，能够使内气率随着冷却用热交换器中的制冷剂蒸发温度的下降而上升。即，在第一模式时的冷却用热交换器的除湿能力有余裕的情况下，通过使内气率上升，能够增大对冷却用热交换器的除湿负载。

在此，第一模式中的加热能力相当于如下这些热量的总和：相当于压缩机中的压缩作功量的热量、在室外热交换器中制冷剂从外气吸热的来自外气的吸热量、以及在冷却用热交换器中制冷剂从空气吸热的空气侧吸热量。加热能力即是加热用热交换器中的散热量。

因此，根据该制冷循环装置，通过使内气率随着制冷剂蒸发温度的下降而上升，从而能够使对冷却用热交换器的除湿负载增大，进而使空气侧吸热量增大。也就是说，在第一模式时，若压缩机中的压缩作功量及室外热交换器的来自外气的吸热量恒定，就能够使第一模式时的加热能力随着空气侧吸热量的增大而提高。

即，该制冷循环装置能够提高相对于压缩机的压缩作功量的关于第一模式时的加热能力的效率。换言之，能够抑制发挥一定的加热能力时所需的压缩机的压缩作功量。

另外，在第一模式时，通过控制装置来使内气率随着冷却用热交换器中的制冷剂蒸发温度的下降而上升这点也意味着使内气率随着制冷剂蒸发温度的上升而下降。

由此，制冷循环装置通过使内气率随着制冷剂蒸发温度的上升而下降，从而能够减少对冷却用热交换器的除湿负载而使空气侧吸热量减小。也就是说，在第一模式时，若压缩机中的压缩作功量、室外热交换器的来自外气的吸热量恒定，就能够随着空气侧吸热量的减小而调整第一模式时的加热能力。

即，根据该制冷循环装置，通过使空气侧吸热量减少，能够将基于第一模式时的加热能力的空气的温度调整范围向低温侧扩大。其结果是，在具备蒸发压力调节阀的制冷循环装置中，能够调整对被冷却并除湿后的空气进行再加热的运转模式时的由加热用热交换器实现的加热能力。

附图说明

关于本发明的上述目的及其他目的、特征和优点通过参照附图来进行下述的详细描述而变得更加明确。

图1是第一实施方式所涉及的车辆用空调装置的整体结构图。

图2是第一实施方式所涉及的蒸发压力调节阀的轴向剖视图。

图3是表示第一实施方式所涉及的车辆用空调装置的控制系统的框图。

图4是表示第一实施方式的车辆用空调装置的控制处理的流程图。

图5是在第一实施方式所涉及的车辆用空调装置的控制处理中的决定运转模式的子程序的流程图。

图6是在第一实施方式所涉及的车辆用空调装置的控制处理中的在除湿制热模式时执行的子程序的流程图。

图7是表示第一实施方式的各运转模式中的各种空调控制设备的工作状态的图表。

图8是关于第一实施方式所涉及的蒸发压力调节阀的调压特性的说明图。

图9是在第二实施方式所涉及的车辆用空调装置的控制处理中的在除湿制热模式时执行的子程序的流程图。

图10是关于第二实施方式所涉及的除湿制热模式时的向室内吹出的空气的温度可调整范围的说明图。

图11是在第三实施方式所涉及的车辆用空调装置的控制处理中的在除湿制热模式时执行的子程序的流程图。

图12是表示关于第三实施方式中的第二膨胀阀的开度的判定处理的说明图。

具体实施方式

以下，基于附图来对实施方式进行说明。在以下的各实施方式彼此中，对于相互相同或等同的部分，在图中标以相同的符号。

(第一实施方式)

根据应用于为了将车室内空间调整为适当的温度而使用的车辆用空调装置的实施方式(第一实施方式)并参照附图来详细地说明本发明所涉及的制冷循环装置。

在第一实施方式中，制冷循环装置10应用于车辆用空调装置1，该车辆用空调装置1搭载于从行驶用电动机获得车辆行驶用的驱动力的电动汽车。该制冷循环装置10在车辆用空调装置1中对向作为空调对象空间的车室内吹送的空气进行冷却或加热。因此，第一实施方式中的热交换对象流体是向车室内吹送的空气。

而且，制冷循环装置10构成为能够切换制热模式的制冷剂回路、除湿制热模式的制冷剂回路及制冷模式的制冷剂回路。这里，在车辆用空调装置1中，制热模式是对空气进行加热并向车室内吹出的运转模式。除湿制热模式(第一模式)是对被冷却并除湿后的空气进行再加热并向车室内吹出的运转模式。并且，制冷模式(第二模式)是对空气进行冷却并向车室内吹出的运转模式。

此外，在图1中，用涂黑箭头表示制热模式的制冷剂回路中的制冷剂的流动，用带斜线阴影的箭头表示除湿制热模式的制冷剂回路中的制冷剂的流动。另外，对于制冷模式的制冷剂回路中的制冷剂的流动，用空心箭头表示。

在该制冷循环装置10中，作为制冷剂而采用hfc系制冷剂(具体而言r134a)，构成高压侧制冷剂压力pd不超过制冷剂的临界压力的蒸气压缩式的亚临界制冷循环。当然，也可以采用hfo系制冷剂(例如r1234yf)等作为制冷剂。而且，在制冷剂中混入有用于润滑压缩机11的制冷机油，制冷机油的一部分与制冷剂一同在循环中循环。

如图1所示，制冷循环装置10具有：压缩机11、第一膨胀阀15a、第二膨胀阀15b、室外热交换器16、止回阀17、室内蒸发器18、蒸发压力调节阀19、储液器20、第一开闭阀21、第二开闭阀22、室内空调单元30。

压缩机11将制冷剂吸入、压缩并排出。压缩机11配置于车辆发动机罩内。压缩机11构成为由电动机驱动排出容量已固定的固定容量型的压缩机构的电动压缩机。作为该压缩机构，能够采用涡旋式压缩机构、叶片式压缩机构等各种压缩机构。

根据从后述的空调控制装置40输出的控制信号来控制构成压缩机11的电动机的工作(转速)。作为该电动机，可以采用交流电动机、直流电动机中的任意形式。并且，通过空调控制装置40控制电动机的转速来变更压缩机构的制冷剂排出能力。因此，电动机构成压缩机构的排出能力变更部。

压缩机11的排出口与室内冷凝器12的制冷剂入口连接。室内冷凝器12在制热模式时及除湿制热模式时作为加热用热交换器而发挥作用。即，在制热模式时及除湿制热模式时，室内冷凝器12使从压缩机11排出的高温高压的排出制冷剂与通过了后述的室内蒸发器18的空气进行热交换而对空气进行加热。室内冷凝器12配置于后述的室内空调单元30的壳体31内。

在室内冷凝器12的制冷剂出口连接有第一三通接头13a的一个流入出口。如第一三通接头13a那样的三通接头在制冷循环装置10中发挥作为分支部或合流部的功能。

例如，在除湿制热模式时的第一三通接头13a中，三个流入出口中的一个用作流入口，剩余的两个用作流出口。因此，除湿制热模式时的第一三通接头13a发挥作为使从一个流入口流入的制冷剂流分支而从两个流出口流出的分支部的功能。这些三通接头既可以将多个配管接合来形成，也可以在金属块或树脂块上设置多个制冷剂通路来形成。

而且，如后所述，制冷循环装置10具备第二三通接头13b、第三三通接头13c以及第四三通接头13d。第二三通接头13b、第三三通接头13c及第四三通接头13d的基本结构与第一三通接头13a同样。例如，在除湿制热模式时的第四三通接头13d中，三个流入出口中的两个用作流入口，剩余的一个用作流出口。因此，除湿制热模式时的第四三通接头13d发挥作为使从两个流入口流入的制冷剂合流而从一个流出口流出的合流部的功能。

并且，第一三通接头13a的另一流入出口与第一制冷剂通路14a连接。第一制冷剂通路14a将从室内冷凝器12流出的制冷剂向室外热交换器16的制冷剂入口引导。

另外，第一三通接头13a的又一另外的流入出口与第二制冷剂通路14b连接。第二制冷剂通路14b将从室内冷凝器12流出的制冷剂向配置于后述的第三制冷剂通路14c的第二膨胀阀15b的入口引导。具体而言，第二制冷剂通路14b将从室内冷凝器12流出的制冷剂向第三三通接头13c的一个流入出口引导。

在第一制冷剂通路14a配置有第一膨胀阀15a。第一膨胀阀15a在制热模式时及除湿制热模式时使从室内冷凝器12流出的制冷剂减压。第一膨胀阀15a作为本发明中的第一减压装置发挥作用。并且，第一膨胀阀15a是具有阀芯和电动致动器的可变节流机构，其中，该阀芯构成为能够变更节流开度，该电动致动器具备使该阀芯的节流开度变化的步进电动机。

而且，第一膨胀阀15a构成为带有全开功能的可变节流机构，即，第一膨胀阀15a通过使节流开度全开而在几乎不发挥制冷剂减压作用的情况下单纯作为制冷剂通路发挥作用。根据从空调控制装置40输出的控制信号(换言之，控制脉冲)来控制第一膨胀阀15a的工作。

第一膨胀阀15a的出口与室外热交换器16的制冷剂入口连接。室外热交换器16使从

第一膨胀阀15a流出的制冷剂与由未图示的送风风扇吹送的车室外的空气(外气)进行热交换。室外热交换器16配置于车辆发动机罩内的车辆前方侧。送风风扇是通过从空调控制装置40输出的控制电压来控制转速(换言之，送风能力)的电动送风机。送风能力即是送风风扇所吹送的空气的量。

室外热交换器16的制冷剂出口与第二三通接头13b的一个流入出口连接。第二三通接头13b的另一流入出口与第三制冷剂通路14c连接。第三制冷剂通路14c将从室外热交换器16流出的制冷剂向室内蒸发器18的制冷剂入口引导。

另外，第二三通接头13b的又一另外的流入出口与第四制冷剂通路14d连接。第四制冷剂通路14d将从室外热交换器16流出的制冷剂向后述的储液器20的入口引导。具体而言，第四制冷剂通路14d将从室外热交换器16流出的制冷剂向第四三通接头13d的一个流入出口引导。

在第三制冷剂通路14c中相对于制冷剂流而依次配置有止回阀17、第三三通接头13c、以及第二膨胀阀15b。止回阀17仅允许制冷剂从第二三通接头13b侧流向室内蒸发器18侧。第三三通接头13c与上述的第二制冷剂通路14b连接。

第二膨胀阀15b使从室外热交换器16流出而向室内蒸发器18流入的制冷剂减压。第二膨胀阀15b作为本发明中的第二减压装置发挥作用。第二膨胀阀15b的基本结构与第一膨胀阀15a同样。而且，本实施方式的第二膨胀阀15b构成为带有全闭功能的可变节流机构，即，第二膨胀阀15b在将节流开度全闭时封闭该制冷剂通路。

因此，在第一实施方式所涉及的制冷循环装置10中，通过将第二膨胀阀15b设为全闭来关闭第三制冷剂通路14c，能够切换制冷剂回路。换言之，第二膨胀阀15b发挥作为制冷剂减压装置的功能，并且兼具作为对在循环中循环的制冷剂的制冷剂回路进行切换的制冷剂回路切换装置的功能。

室内蒸发器18在制冷模式时及除湿制热模式时作为冷却用热交换器发挥作用。即，在制冷模式时及除湿制热模式时，室内蒸发器18使从第二膨胀阀15b流出的制冷剂与通过室内冷凝器12之前的空气进行热交换。在室内蒸发器18中，通过使由第二膨胀阀15b减压后的制冷剂蒸发而发挥吸热作用，从而对空气进行冷却。室内蒸发器18配置于室内空调单元30的壳体31内的、空气的流动方向上的室内冷凝器12的上游。

室内蒸发器18的制冷剂出口与蒸发压力调节阀19的流入口91a连接。为了抑制室内蒸发器18的结霜(霜冻)，蒸发压力调节阀19将室内蒸发器18中的制冷剂蒸发压力(即，低压侧制冷剂压力pe)调节为结霜抑制压力ape以上。换言之，蒸发压力调节阀19将室内蒸发器18中的制冷剂蒸发温度te调节为结霜抑制温度ate以上。

在第一实施方式中，采用r134a作为制冷剂，将结霜抑制温度ate设定为比0℃稍高的值。因此，结霜抑制压力ape被设定为比r134a的0℃下的饱和压力即0.293mpa稍高的值。

在此，使用图2来对蒸发压力调节阀19的详细结构进行说明。如图2所示，蒸发压力调节阀19由具有主体91、筒状阀芯部92、波纹管93、弹簧94等的机械机构构成。

主体91通过组合多个金属制或树脂制的部件而形成为筒状。主体91形成蒸发压力调节阀19的外壳。在主体91的内部形成有容纳筒状阀芯部92、波纹管93、弹簧94等的制冷剂通路。

在形成为筒状的主体91的轴向上的一端部形成有与室内蒸发器18的制冷剂出口连接的流入口91a。在主体91的轴向上的另一端部形成有与后述的储液器20的入口连接的流出口91b。而且，在主体91的流入口91a的制冷剂流动方向上的下游形成有圆柱部91c。

圆柱部91c是在内部形成圆柱状的空间的部位。在形成于圆柱部91c内的圆柱状的空间中，以能够沿轴向滑动的方式嵌入有筒状阀芯部92的圆筒状部92a。也就是说，筒状阀芯部92的圆筒状部92a的外径尺寸与圆柱部91c的内径尺寸成为间隙配合的尺寸关系。

筒状阀芯部92由有底圆筒状(即，杯状)的金属部件形成。在筒状阀芯部92的轴向上的另一端部、即配置于面向流出口91b的端部的底面设置有与轴向垂直地扩展的凸缘部92b。凸缘部92b是抵接于圆柱部91c的制冷剂流动方向上的下游端部来限制筒状阀芯部92的位移的部位。

而且，在筒状阀芯部92的圆筒状部92a的侧面形成有多个连通孔92c。各连通孔92c使圆筒状部92a的侧面上的内周侧与外周侧连通。

在筒状阀芯部92向轴向上的一端侧位移而凸缘部92b已抵接于圆柱部91c的下游端部的状态下，这些连通孔92c被缸的内周壁面封闭。因此，在凸缘部92b已抵接于圆柱部91c的下游端部的状态下，流入口91a与流出口91b的连通被切断。

当筒状阀芯部92从凸缘部92b已抵接于圆柱部91c的下游端部的状态起向轴向上的另一端侧位移时，形成于筒状阀芯部92的圆筒状部92a的连通孔92c从圆柱部91c露出。由此，流入口91a与流出口91b连通。并且，随着筒状阀芯部92向轴向上的另一端侧的位移量l增加，连通孔92c的从圆柱部91c露出的部位的面积增加。

也就是说，蒸发压力调节阀19中的圆柱部91c和筒状阀芯部92构成所谓的滑动阀。于是，通过使筒状阀芯部92在轴向上位移，使蒸发压力调节阀19内的制冷剂通路面积变化。并且，在从与主体91的轴向垂直的方向观察时，各连通孔92c形成为大致矩形形状。因此，蒸发压力调节阀19内的制冷剂通路面积与位移量l的增加成比例地增加。

波纹管93是形成为在筒状阀芯部92的位移方向上伸缩自如的金属制的中空筒状部件。波纹管93对筒状阀芯部92朝向使蒸发压力调节阀19内的制冷剂通路面积缩小的一侧、即流入口91a施加载荷。波纹管93在制冷剂的流动方向上配置于筒状阀芯部92的下游。并且，波纹管93的轴向上的一端部与筒状阀芯部92中的具有凸缘部92b的另一端部连结。另一方面，波纹管93的轴向上的另一端部经由居间部件而固定于主体91。

弹簧94配置在波纹管93的内部空间内。弹簧94是在筒状阀芯部92的位移方向上伸缩的螺旋弹簧。弹簧94与波纹管93同样地对筒状阀芯部92施加朝向使蒸发压力调节阀19内的制冷剂通路面积缩小的一侧的载荷。波纹管93及弹簧94作用于筒状阀芯部92的载荷能够通过调整螺纹件94a来调整。

因此，筒状阀芯部92受到由流入至流入口91a的制冷剂的压力所产生的载荷、由从流出口91b流出的制冷剂的压力所产生的载荷、以及由波纹管93及弹簧94施加的载荷。流入至流入口91a的制冷剂的压力即是室内蒸发器18中的制冷剂蒸发压力。从流出口91b流出的制冷剂的压力即是压缩机11的吸入侧制冷剂压力、换言之是储液器20内的制冷剂压力。

并且，通过使筒状阀芯部92位移到这些载荷平衡的位置，来调整蒸发压力调节阀19内的制冷剂通路面积、即连通孔92c的开口面积。

更具体而言，筒状阀芯部92所承受的载荷的平衡能够由以下的数学式f1表示。

p1×a1+p2×a2＝k×l+p2×a1+f0…(f1)

在此，p1是流入至流入口91a的制冷剂的压力，p2是从流出口91b流出的制冷剂的压力，a1是筒状阀芯部92的受压面积，a2是波纹管93的受压面积，k是波纹管93和弹簧94的合计弹簧常数，l是筒状阀芯部92的位移量，f0是通过调整螺纹件94a调整后的波纹管93和弹簧94的初始载荷。

而且，在该蒸发压力调节阀19中，受压面积a1被设定为与受压面积a2大致相同(a1≈a2)，因此，数学式f1能够如以下数学式f2那样进行变形。

p1＝k/a1×l+f0/a1…(f2)

根据该数学式f2可知，流入至流入口91a的制冷剂的压力p1随着位移量l的增加而增加。另外，如上所述，随着位移量l的增加，蒸发压力调节阀19内的制冷剂通路面积增加，在蒸发压力调节阀19中流通的制冷剂流量也增加。

因此，蒸发压力调节阀19具有如下的调压特性：随着在蒸发压力调节阀19中流通的制冷剂流量的增加而使流入至流入口91a的制冷剂的压力p1上升。换言之，蒸发压力调节阀19具有如下的调压特性：随着在室内蒸发器18中流通的制冷剂流量的增加而使室内蒸发器18中的制冷剂蒸发压力上升。在蒸发压力调节阀19中流通的制冷剂流量即是在室内蒸发器18中流通的制冷剂流量。而且，在第一实施方式中，设定蒸发压力调节阀19的调压特性，以使制冷模式时的室内蒸发器18中的制冷剂蒸发压力(即低压侧制冷剂压力pe)成为结霜抑制压力ape以上。

此外，在该车辆用空调装置1中，在除湿制热模式时在蒸发压力调节阀19中流通的制冷剂流量ge、即在室内蒸发器18中流通的制冷剂流量被确定为比作为质量流量而预先设定的标准流量sge多。并且，在蒸发压力调节阀19中，当制冷剂流量ge成为基准流量kge时，调整室内蒸发器18中的制冷剂蒸发压力以使其成为作为控制目标值的标准蒸发压力spe。并且，在已成为标准蒸发压力spe时的室内蒸发器18中的制冷剂蒸发温度(以下，称为标准蒸发温度ste)被设定为不使室内蒸发器18产生结霜的温度(例如1℃)。

如图1所示，蒸发压力调节阀19的出口与第四三通接头13d连接。另外，如上所述，第四三通接头13d中的其他流入出口与第四制冷剂通路14d连接。并且，第四三通接头13d的又一另外的流入出口与储液器20的入口连接。

储液器20是对流入至内部的制冷剂的气液进行分离并储存循环内的剩余制冷剂的气液分离器。储液器20的气相制冷剂出口与压缩机11的吸入口连接。因此，储液器20抑制液相制冷剂被吸入至压缩机11，防止压缩机11中的液体压缩。

另外，在连接第二三通接头13b和第四三通接头13d的第四制冷剂通路14d配置有第一开闭阀21。第一开闭阀21由电磁阀构成。并且，第一开闭阀21作为通过开闭第四制冷剂通路14d来切换制冷剂回路的制冷剂回路切换装置发挥作用。根据从空调控制装置40输出的控制信号来控制第一开闭阀21的工作。

同样地，在连接第一三通接头13a和第三三通接头13c的第二制冷剂通路14b中配置有第二开闭阀22。第二开闭阀22与第一开闭阀21同样地由电磁阀构成。第二开闭阀22作为通过开闭第二制冷剂通路14b来切换制冷剂回路的制冷剂回路切换装置发挥作用。

接着，对图1所示的室内空调单元30进行说明。室内空调单元30将由制冷循环装置10进行了温度调整后的空气向车室内吹出。室内空调单元30配置于车室内最前部的仪表盘(仪表板)的内侧。室内空调单元30通过在形成其外壳的壳体31内收容送风机32、室内蒸发器18、室内冷凝器12等而构成。

壳体31形成向车室内吹送的空气的空气通路。壳体31由具有一定程度的弹性、强度也优异的树脂(例如聚丙烯)成形。

在空气的流动方向上的壳体31内的最上游部配置有内外气切换装置33。内外气切换装置33向壳体31内切换导入内气(车室内的空气)和外气(车室外的空气)。

具体而言，内外气切换装置33通过内外气切换门来连续地调整向壳体31内导入内气的内气导入口的开口面积以及导入外气的外气导入口的开口面积，能够使内气的风量与外气的风量的风量比例连续地变化。内外气切换门由内外气切换门用的电动致动器驱动。根据从空调控制装置40输出的控制信号来控制该电动致动器的工作。即，内外气切换装置33作为本发明中的内气率调整部发挥作用。

在此，内气率是指车室内空气在通过室内蒸发器18进行热交换的空气中所占的比例。具体而言，内气率表示经由内气导入口而导入的内气相对于经由内外气切换装置33而向车室内吹送的空气的总量(即内气与外气的总和)所占的比例。

并且，在空气的流动方向上的内外气切换装置33的下游配置有送风机32。该送风机32将经由内外气切换装置33而吸入的空气向车室内吹送。送风机32是利用电动机来驱动离心多叶片风扇(西洛克风扇)的电动送风机。通过从空调控制装置40输出的控制电压来控制送风机32中的离心多叶片风扇的转速(送风量)。

在空气的流动方向上的送风机32的下游，相对于空气流依次配置有室内蒸发器18以及室内冷凝器12。换言之，室内蒸发器18在空气的流动方向上配置于室内冷凝器12的上游。

另外，在壳体31内形成有冷风旁通通路35。冷风旁通通路35是用于使通过了室内蒸发器18的空气绕过室内冷凝器12而流向下游侧的通路。

在空气的流动方向上的室内蒸发器18的下游且在空气的流动方向上的室内冷凝器12的上游配置有空气混合门34。空气混合门34在调整通过室内蒸发器18后的空气中的通过室内冷凝器12的风量比例时使用。

另外，在空气的流动方向上的室内冷凝器12的下游设置有混合空间。在该混合空间中，将由室内冷凝器12加热后的空气与通过冷风旁通通路35而未由室内冷凝器12加热的空气进行混合。并且，在壳体31的空气流最下游部配置有多个开口孔。在混合空间中混合后的空气(空调风)经由这些开口孔而向作为空调对象空间的车室内吹出。

作为这些开口孔，具体而言，设置有面部开口孔、脚部开口孔、除霜开口孔(均未图示)。面部开口孔是用于向车室内的乘员的上半身吹出空调风的开口孔。脚部开口孔是用于向乘员的脚边吹出空调风的开口孔。除霜开口孔是用于向车辆前面窗玻璃内侧面吹出空调风的开口孔。

并且，面部开口孔、脚部开口孔以及除霜开口孔的空气流动方向上的下游端分别经由形成空气通路的管道而与设置在车室内的面部吹出口、脚部吹出口以及除霜吹出口(均未图示)连接。

因此，空气混合门34通过调整通过室内冷凝器12的风量和通过冷风旁通通路35的风量的风量比例，来调整在混合空间中混合的空调风的温度，从而调整从各吹出口向车室内吹出的空调风的温度。

即，空气混合门34发挥作为调节向车室内吹送的空调风的温度的温度调节部的功能。空气混合门34由空气混合门驱动用的电动致动器驱动。根据从空调控制装置40输出的控制信号来控制该电动致动器的工作。

另外，在面部开口孔、脚部开口孔以及除霜开口孔的空气流动方向上的上游，分别配置有调整面部开口孔的开口面积的面部门、调整脚部开口孔的开口面积的脚部门、调整除霜开口孔的开口面积的除霜门(均未图示)。

这些面部门、脚部门、除霜门构成对吹出口模式进行切换的吹出口模式切换门。面部门、脚部门、除霜门分别经由连杆机构等与吹出口模式门驱动用的电动致动器连结而联动地进行旋转操作。也根据从空调控制装置40输出的控制信号来控制该电动致动器的工作。

作为通过吹出口模式切换门进行切换的吹出口模式，具体而言，具有面部模式、双级模式、脚部模式等。

面部模式是使面部吹出口全开而从面部吹出口向车室内乘员的上半身吹出空气的吹出口模式。双级模式是将面部吹出口和脚部吹出口这两者开口而朝向车室内乘员的上半身和脚边吹出空气的吹出口模式。脚部模式是使脚部吹出口全开而从脚部吹出口朝向车室内乘员的脚边吹出空气的吹出口模式。

而且，乘员也能够通过对设置于操作面板60的吹出模式切换开关进行手动操作来设为除霜模式。除霜模式是将除霜吹出口全开而从除霜吹出口向车辆前窗玻璃内表面吹出空气的吹出口模式。

接着，参照图3来对车辆用空调装置1的控制系统进行说明。车辆用空调装置1具有用于控制制冷循环装置10的构成设备、室内空调单元30的空调控制装置40。

空调控制装置40由包括cpu、rom以及ram等的众所周知的微型计算机及其周边电路构成。并且，空调控制装置40基于存储于该rom内的控制程序而进行各种运算、处理，由此控制与输出侧连接的压缩机11、第一膨胀阀15a、第二膨胀阀15b、第一开闭阀21、第二开闭阀22、送风机32、内外气切换装置33等空调控制设备的工作。

另外，向空调控制装置40的输入侧输入空调控制用的传感器组的检测信号。如图3所示，空调控制用的传感器组包括内气温度传感器51、外气温度传感器52、日照传感器53、排出温度传感器54、高压侧压力传感器55、蒸发器温度传感器56、低压侧压力传感器57、空气温度传感器58等。

内气温度传感器51是检测车室内温度(内气温度)tr的内气温度检测部。外气温度传感器52是检测车室外温度(外气温度)tam的外气温度检测部。日照传感器53是检测向车室内照射的日照量as的日照量检测部。排出温度传感器54是检测压缩机11排出制冷剂的排出制冷剂温度td的排出温度检测部。

高压侧压力传感器55是检测室内冷凝器12的出口处的制冷剂压力(高压侧制冷剂压力)pd的高压侧压力检测部。高压侧制冷剂压力pd在制热模式中成为从压缩机11的排出口至第一膨胀阀15a的入口的范围的制冷剂压力。另外，在除湿制热模式中，高压侧制冷剂压力pd成为从压缩机11的排出口至第一膨胀阀15a的入口及第二膨胀阀15b的入口的范围的制冷剂压力。另外，在制冷模式中，高压侧制冷剂压力pd成为从压缩机11的排出口至第二膨胀阀15b的入口的范围的制冷剂压力。

蒸发器温度传感器56是检测室内蒸发器18中的制冷剂蒸发温度te(蒸发器温度)的蒸发器温度检测部。蒸发器温度传感器56检测室内蒸发器18的热交换翅片温度。在此，作为蒸发器温度传感器56，也可以采用检测室内蒸发器18的其他部位的温度的温度检测部。另外，作为蒸发器温度传感器56，也可以采用直接检测在室内蒸发器18中流通的制冷剂自身的温度的温度检测部。

低压侧压力传感器57是检测室内蒸发器18的出口处的制冷剂压力(低压侧制冷剂压力)pe的低压侧压力检测部。低压侧制冷剂压力pe在制冷模式以及除湿制热模式中成为与室内蒸发器18中的制冷剂蒸发压力相当的值。空气温度传感器58是检测从混合空间向车室内吹送的空气温度tav的空气温度检测部。

而且，空调控制装置40的输入侧与配置于车室内前部的仪表盘附近的操作面板60连接。因此，来自设置于操作面板60的各种空调操作开关的操作信号被输入到空调控制装置40。

作为设置于操作面板60的各种空调操作开关，具体而言，包括：自动开关、制冷开关(a/c开关)、风量设定开关、温度设定开关、吹出模式切换开关等。

自动开关是用于设定或解除车辆用空调装置1的自动控制运转的输入部。制冷开关是用于要求进行车室内的制冷的输入部。风量设定开关是用于手动设定送风机32的风量的输入部。温度设定开关是用于设定作为车室内的目标温度的车室内设定温度tset的输入部。吹出模式切换开关是用于手动设定吹出模式的输入部。

此外，虽然空调控制装置40一体地构成对与该空调控制装置40的输出侧连接的各种空调控制设备进行控制的控制部(换言之，控制装置)，但对各个空调控制设备的工作进行控制的结构(硬件以及软件)构成对各个空调控制设备的工作进行控制的控制部。

例如，空调控制装置40中的控制压缩机11的工作的结构构成排出能力控制部40a。并且，空调控制装置40中的对作为制冷剂回路切换装置的第一开闭阀21、第二开闭阀22等的工作进行控制的结构构成制冷剂回路控制部40b。

另外，空调控制装置40中的对作为第一减压装置的第一膨胀阀15a以及作为第二减压装置的第二膨胀阀15b的工作进行控制的结构构成减压装置控制部40c。而且，空调控制装置40中的对作为内气率调整部的内外气切换装置33中的内外气切换门用的电动致动器的工作进行控制的结构构成内气率控制部40d。当然，排出能力控制部40a、制冷剂回路控制部40b、减压装置控制部40c、内气率控制部40d等也可以由与空调控制装置40分体的控制部构成。

接着，使用图4、图5、图6、图7来对第一实施方式所涉及的车辆用空调装置1的工作进行说明。如上所述，在车辆用空调装置1中，能够切换制热模式、除湿制热模式以及制冷模式的运转。并且，这些各运转模式的切换通过执行预先存储于空调控制装置40中的空调控制程序来进行。

图4是表示作为该空调控制程序的主程序的控制处理的流程图。在操作面板60的自动开关已接入(on：接通)时执行该主程序的控制处理。此外，图4、图5、图6所示的流程图的各控制处理构成空调控制装置40所具有的各种功能实现部。

首先，如图4所示，在s1中，进行车辆用空调装置1中的初始化。具体而言，作为初始化进行由空调控制装置40的存储电路构成的旗标、计时器等的初始化；以及构成上述的各种电动致动器的步进电动机的初始位置对准等。

此外，在s1的初始化中，也有读出旗标、运算值中的在上次的车辆用空调装置的停止时、车辆系统结束时存储的值。

接着，在s2中，读入来自空调控制用的传感器组等的检测信号以及来自操作面板60的操作信号等。

在接下来的s3中，基于在s2中读入的检测信号以及操作信号而算出向车室内吹出的空气的目标温度即目标吹出温度tao。

具体而言，目标吹出温度tao通过以下的数学式f3算出。

tao＝kset×tset-kr×tr-kam×tam-ks×as+c…(f3)

此外，tset是通过温度设定开关来设定的车室内设定温度，tr是由内气温度传感器51检测出的车室内温度(内气温度)，tam是由外气温度传感器52检测出的外气温度，as是由日照传感器53检测出的日照量。kset、kr、kam、ks是控制增益，c是修正用的常数。

接着，在s4中，进行运转模式的确定。更详细地说，在s4中，执行图5所示的子程序。首先，在s41中，判定操作面板60的制冷开关是否已接入。当在s41中判定为制冷开关已接入(on：已接通)时，前进至s42。

另一方面，当在s41中判定为制冷开关未接入(off：已断开)时，前进至s45，运转模式被确定为制热模式，并转移至s5。

在s42中，判定从目标吹出温度tao减去外气温度tam而得到的值(tao-tam)是否低于预先设定的基准制冷温度α(在本实施方式中为α＝0)。

在s42中成为(tao-tam)<α的情况下，前进至s43，运转模式被确定为制冷模式，并转移至s5。另一方面，在s42中未成为(tao-tam)<α的情况下，前进至s44，运转模式被确定为除湿制热模式，并转移至s5。

在图4的s5中，根据在s4中已确定的运转模式来确定各种控制对象设备的工作状态。更具体而言，在s5中，如图7的图表所示，确定第一开闭阀21、第二开闭阀22的开闭状态；空气混合门34的开度；第一膨胀阀15a、第二膨胀阀15b的工作状态等。

并且，在s5中，虽然在图7的图表中没有记载，但也确定：压缩机11的制冷剂排出能力(即压缩机11的转速)、送风机32的送风能力(即送风机32转速)、内外气切换装置33的工作状态、吹出口模式切换门的工作状态(即吹出口模式)等。

然后，在s6中，从空调控制装置40向各种空调控制设备输出控制信号或控制电压，以获得在s5中已确定的各种空调控制设备的工作状态。在接下来的s7中，在控制周期τ的期间待机，当判定经过了控制周期τ时，返回至s2。

在该车辆用空调装置1中，如上所述，确定运转模式，然后执行各运转模式中的运转。以下，对各运转模式中的工作进行说明。

(a)制热模式

在制热模式中，如图7的图表所示，空调控制装置40打开第一开闭阀21，关闭第二开闭阀22。另外，第一膨胀阀15a设为发挥减压作用的节流状态，第二膨胀阀15b设为全闭状态。

由此，在制热模式中，如图1的涂黑箭头所示，构成使制冷剂按照压缩机11、室内冷凝器12、第一膨胀阀15a、室外热交换器16、(第一开闭阀21、)储液器20、压缩机11的顺序循环的蒸气压缩式的制冷循环。

而且，在该制冷剂回路的结构中，如在上述的s5中说明的那样，空调控制装置40确定制热模式时的各种空调控制设备的工作状态(向各种空调控制设备输出的控制信号)。

例如，对于向压缩机11的电动机输出的控制信号，按如下这样确定。首先，基于目标吹出温度tao并参照预先存储于空调控制装置40的控制映射来确定室内冷凝器12中的目标冷凝压力pco。在该控制映射中，确定为目标冷凝压力pco随着目标吹出温度tao的上升而上升。

然后，基于目标冷凝压力pco与由高压侧压力传感器55检测出的高压侧制冷剂压力pd的偏差来确定向压缩机11的电动机输出的控制信号，以使用反馈控制方法来使高压侧制冷剂压力pd接近于目标冷凝压力pco。

另外，对于向空气混合门驱动用的电动致动器输出的控制信号，确定为：空气混合门34使冷风旁通通路35全闭、通过了室内蒸发器18后的空气的全部流量通过室内冷凝器12侧的空气通路。

另外，对于向第一膨胀阀15a输出的控制信号，确定为使流入到第一膨胀阀15a的制冷剂的过冷度接近于目标过冷度。目标过冷度是被确定为循环的性能系数(cop)成为极大值的值。

另外，基于目标吹出温度tao并参照预先存储于空调控制装置40的控制映射来确定向送风机32的电动机输出的控制电压。该控制映射在目标吹出温度tao的极低温区域(最大制冷区域)和极高温区域(最大制热区域)将送风量设为最大风量。

而且，随着目标吹出温度tao从极低温区域向中间温度区域上升而使送风量减少，随着目标吹出温度tao从极高温区域向中间温度区域降低而使送风量减少。并且，在目标吹出温度tao为中间温度区域时，将送风量设为最小风量。

另外，基于目标吹出温度tao并参照预先存储于空调控制装置40的控制映射来确定向内外气切换门用的电动致动器输出的控制信号。在该控制映射中，基本上确定为导入外气的外气模式。并且，在目标吹出温度tao为极高温区域而想获得较高的制热性能的情况下，确定为导入内气的内气模式。

另外，基于目标吹出温度tao并参照预先存储于空调控制装置40的控制映射来确定向吹出口模式门驱动用的电动致动器输出的控制信号。在该控制映射中，随着目标吹出温度tao从高温区域向低温区域下降而按脚部模式、双级模式、面部模式的顺序切换吹出口模式。

因此，在制热模式时的制冷循环装置10中，从压缩机11排出的高压制冷剂流入到室内冷凝器12。由于空气混合门34打开了室内冷凝器12侧的空气通路，因此已流入到室内冷凝器12的制冷剂与由送风机32吹送并通过了室内蒸发器18的空气进行热交换而散热。

由此，空气被加热。

由于第二开闭阀22关闭，因此从室内冷凝器12流出的制冷剂从第一三通接头13a向第一制冷剂通路14a侧流出，在第一膨胀阀15a被减压至成为低压制冷剂。然后，在第一膨胀阀15a被减压后的低压制冷剂流入到室外热交换器16，并从由送风风扇吹送的外气吸热。

由于第一开闭阀21打开、第二膨胀阀15b成为全闭状态，因此从室外热交换器16流出的制冷剂从第二三通接头13b向第四制冷剂通路14d侧流出，经由第四三通接头13d而流入到储液器20并进行气液分离。然后，在储液器20分离出的气相制冷剂从压缩机11的吸入侧被吸入并再次在压缩机11中被压缩。

如上所述，在制热模式中，能够将在室内冷凝器12中加热后的空气向车室内吹出，因此能够进行车室内的制热。

(b)除湿制热模式

在除湿制热模式中，如图7的图表所示，空调控制装置40打开第一开闭阀21，打开第二开闭阀22，将第一膨胀阀15a设为节流状态，将第二膨胀阀15b设为节流状态。

由此，在除湿制热模式中，如图1的带网状阴影的箭头所示那样，构成如下的蒸气压缩式的制冷循环：使制冷剂按照压缩机11、室内冷凝器12、第一膨胀阀15a、室外热交换器16、(第一开闭阀21、)储液器20、压缩机11的顺序循环，并且使制冷剂按照压缩机11、室内冷凝器12、(第二开闭阀22、)第二膨胀阀15b、室内蒸发器18、蒸发压力调节阀19、储液器20、压缩机11的顺序循环。

也就是说，在除湿制热模式中，切换为如下的制冷剂回路：使从室内冷凝器12流出的制冷剂的流动在第一三通接头13a分支，使分支后的一方的制冷剂按照第一膨胀阀15a、室外热交换器16、压缩机11的顺序流动，并且使分支后的另一方的制冷剂按第二膨胀阀15b、室内蒸发器18、蒸发压力调节阀19、压缩机11的顺序流动。

而且，在该制冷剂回路的结构中，如在上述的s5中说明的那样，空调控制装置40决定除湿制热模式时的各种空调控制设备的工作状态。

例如，对于向压缩机11的电动机输出的控制信号，与制热模式同样地进行确定。对于向空气混合门驱动用的电动致动器输出的控制信号，与制热模式同样地确定为：空气混合门34使冷风旁通通路35全闭、通过室内蒸发器18后的空气的全部流量通过室内冷凝器12侧的空气通路。

另外，对于向第一膨胀阀15a输出的控制信号，与制热模式同样地确定为：流入到第一膨胀阀15a的制冷剂的过冷度接近于目标过冷度，目标过冷度是被设定为循环的性能系数(cop)大致成为最大值的值。

另一方面，关于向第二膨胀阀15b输出的控制信号，确定为使在室内蒸发器18中流通的制冷剂流量成为适当的流量。具体而言，调整第二膨胀阀15b的节流开度，以使室内蒸发器18的出口处的制冷剂的过热度成为预先设定的基准过热度(例如5℃)。

另外，关于向送风机32的电动机输出的控制电压，与制热模式同样地进行确定。关于向吹出口模式门驱动用的电动致动器输出的控制信号，也与制热模式同样地进行确定。

并且，关于向内外气切换装置33的内外气切换门用的电动致动器输出的控制信号，作为初始状态，确定为表示外气导入(即内气率最小)的控制信号。其后，通过执行图6所示的子程序，从而基于由蒸发器温度传感器56检测出的室内蒸发器18中的制冷剂蒸发温度te、目标吹出温度tao来适当确定向内外气切换门用的电动致动器输出的控制信号。

如图6所示，首先，在s61中，判定由蒸发器温度传感器56检测出的制冷剂蒸发温度te是否低于预先设定的基准蒸发温度kte。基准蒸发温度kte例如设定为不使室内蒸发器18产生结霜的温度(例如1℃)。

在s61中判定为制冷剂蒸发温度te低于基准蒸发温度kte的情况下，前进至s62，执行内气率上升控制。

在制冷剂蒸发温度te低于基准蒸发温度kte的情况下，可以认为，室内蒸发器18在当前时间点正在以留有能力余量的状态进行空气的除湿。因此，能够在维持当前的除湿能力的状态下提升内外气切换装置33中的内气率，提高室内蒸发器18中的吸热量。

具体而言，在s62的内气率上升控制中，向内外气切换门用的电动致动器输出的控制信号被确定为：由蒸发器温度传感器56检测出的制冷剂蒸发温度te越低，内气率变得越高。

另一方面，在s61中判定为制冷剂蒸发温度te为基准蒸发温度kte以上的情况下，前进至s63，执行通常控制。在s63的通常控制中，基于目标吹出温度tao并参照预先存储于空调控制装置40的控制映射来确定向内外气切换门用的电动致动器输出的控制信号。

当在如此确定的各种空调控制设备的工作状态下进行工作时，在除湿制热模式时的制冷循环装置10中，从压缩机11排出的高压制冷剂流入到室内冷凝器12。由于空气混合门34打开了室内冷凝器12侧的空气通路，因此与制热模式同样地，已流入到室内冷凝器12的制冷剂与由送风机32吹送并通过了室内蒸发器18的空气进行热交换而散热。由此，空气被加热。

由于第二开闭阀22打开，因此从室内冷凝器12流出的制冷剂流在第一三通接头13a被分支。在第一三通接头13a分支后的一方的制冷剂向第一制冷剂通路14a侧流出，在第一膨胀阀15a被减压至成为低压制冷剂。在第一膨胀阀15a被减压后的低压制冷剂流入到室外热交换器16，并从由送风风扇吹送的外气吸热。

另一方面，在第一三通接头13a被分支后的另一方的制冷剂向第二制冷剂通路14b侧流出。向第二制冷剂通路14b侧流出了的制冷剂由于止回阀17的作用而不会向室外热交换器16侧流出，而是经由第二开闭阀22以及第三三通接头13c流入到第二膨胀阀15b。

流入到第二膨胀阀15b的制冷剂被减压至成为低压制冷剂。然后，在第二膨胀阀15b被减压后的低压制冷剂流入到室内蒸发器18，从由送风机32吹送的空气吸热而蒸发。由此，空气被冷却。从室内蒸发器18流出的制冷剂在蒸发压力调节阀19被减压后，成为与从室外热交换器16流出的制冷剂同等的压力。

从蒸发压力调节阀19流出的制冷剂向第四三通接头13d流入，并与从室外热交换器16流出的制冷剂合流。在第四三通接头13d合流后的制冷剂流入到储液器20而进行气液分离。然后，在储液器20分离出的气相制冷剂从压缩机11的吸入侧被吸入并再次在压缩机11被压缩。

如上所述，在除湿制热模式中，通过在室内冷凝器12对在室内蒸发器18中被冷却并除湿后的空气进行再加热并向车室内吹出，从而能够进行车室内的除湿制热。

并且，在第一实施方式的除湿制热模式中，通过执行s62的内气率上升控制，能够使室内蒸发器18中的吸热量根据制冷剂蒸发温度te而增大。即，第一实施方式所涉及的车辆用空调装置1能够使除湿制热模式中的加热能力随着室内蒸发器18中的吸热量的增大而提高。

例如，根据第一实施方式所涉及的车辆用空调装置1，即使压缩机11的压缩作功量恒定，也能够通过进行内气率上升控制来提高除湿制热模式中的加热能力。即，能够提高相对于压缩机11的压缩作功量的除湿制热模式中的加热效率。

另外，换言之，能够通过进行内气率上升控制来减少为了发挥规定的加热能力所需的压缩机11的压缩作功量，因此能够减小压缩机11的动力，能够实现循环的性能系数(cop)的提高。

(c)制冷模式

在制冷模式中，如图7的图表所示，空调控制装置40关闭第一开闭阀21以及第二开闭阀22。另外，空调控制装置40将第一膨胀阀15a设为全开状态，将第二膨胀阀15b设为节流状态。

由此，在制冷模式中，如图1的空白箭头所示，构成如下的蒸气压缩式的制冷循环：使制冷剂按照压缩机11、室内冷凝器12、(第一膨胀阀15a、)室外热交换器16、(止回阀17、)第二膨胀阀15b、室内蒸发器18、蒸发压力调节阀19、储液器20、压缩机11的顺序循环。

而且，在该制冷剂回路的结构中，如在上述的s5中说明的那样，空调控制装置40确定制冷模式时的各种空调控制设备的工作状态。

例如，对于向压缩机11的电动机输出的控制信号，如以下这样进行确定。首先，基于目标吹出温度tao并参照预先存储于空调控制装置40的控制映射来确定室内蒸发器18中的目标蒸发温度teo。在该控制映射中，确定为随着目标吹出温度tao的降低而使目标蒸发温度teo降低。而且，为了抑制室内蒸发器18的结霜而在目标蒸发温度teo设置有下限值(例如2℃)。

然后，基于目标蒸发温度teo与由蒸发器温度传感器56检测出的制冷剂蒸发温度te的偏差来确定向压缩机11的电动机输出的控制信号，以使用反馈控制方法来使制冷剂蒸发温度te接近于目标蒸发温度teo。

另外，对于向空气混合门34的电动致动器输出的控制信号，确定为：空气混合门34使冷风旁通通路35全开、通过了室内蒸发器18后的空气的全部流量通过冷风旁通通路35。在制冷模式中，也可以控制空气混合门34的开度，以使空气温度tav接近于目标吹出温度tao。

另外，对于向第二膨胀阀15b输出的控制信号，确定为使流入到第二膨胀阀15b的制冷剂的过冷度接近于目标过冷度。目标过冷度是被确定为循环的性能系数(cop)成为极大值的值。

另外，关于向送风机32的电动机输出的控制电压，与制热模式以及除湿制热模式同样地进行确定。对于向内外气切换门用的电动致动器输出的控制信号，与制热模式同样地进行确定。对于向吹出口模式门驱动用的电动致动器输出的控制信号，与制热模式以及除湿制热模式同样地进行确定。

因此，在制冷模式时的制冷循环装置10中，从压缩机11排出的高压制冷剂流入到室内冷凝器12。此时，由于空气混合门34使室内冷凝器12侧的空气通路全闭，因此流入到室内冷凝器12的制冷剂几乎不与空气进行热交换而从室内冷凝器12流出。

由于第二开闭阀22关闭，因此从室内冷凝器12流出的制冷剂从第一三通接头13a向第一制冷剂通路14a侧流出，流入到第一膨胀阀15a。此时，由于第一膨胀阀15a成为全开状态，因此从室内冷凝器12流出的制冷剂不在第一膨胀阀15a被减压地流入到室外热交换器16。

已流入到室外热交换器16的制冷剂在室外热交换器16中向由送风风扇吹送的外气散热。由于第一开闭阀21关闭，因此从室外热交换器16流出的制冷剂经由第二三通接头13a而向第三制冷剂通路14c侧流入，在第二膨胀阀15b中被减压至成为低压制冷剂。

在第二膨胀阀15b被减压后的低压制冷剂流入到室内蒸发器18，从由送风机32吹送的空气吸热而蒸发。由此，空气被冷却。从室内蒸发器18流出的制冷剂经由蒸发压力调节阀19而流入到储液器20并进行气液分离。然后，在储液器20分离出的气相制冷剂从压缩机11的吸入侧被吸入并再次在压缩机11被压缩。

如上所述，在制冷模式中，通过将在室内蒸发器18冷却后的空气向车室内吹出，能够进行车室内的制冷。

因此，根据本实施方式的车辆用空调装置1，通过切换制热模式、除湿制热模式以及制冷模式的运转，能够实现车室内的适当的空气调节。

这里，在如第一实施方式那样能够切换制冷剂回路的制冷循环装置中，一般来说，按每个运转模式在循环中循环的适当的循环制冷剂流量不同。而且，在制冷循环装置10中，当除湿制热模式时，室内蒸发器18和室外热交换器16相对于制冷剂流并联连接，因此当制冷模式时在室内蒸发器18中流通的制冷剂流量多于当除湿制热模式时在室内蒸发器18中流通的制冷剂流量。

除此之外，本实施方式的蒸发压力调节阀19具有调压特性，该调压特性随着在蒸发压力调节阀19中流通的制冷剂流量(即，在室内蒸发器18中流通的制冷剂流量ge)的增加而使室内蒸发器18中的制冷剂蒸发压力(即低压侧制冷剂压力pe)上升。

更详细而言，本实施方式的蒸发压力调节阀19的调压特性如图8的粗实线以及粗虚线所示那样设定。

也就是说，如图8的粗实线所示，被设定为：在制冷模式时的制冷剂流量ge的范围内，即使成为制冷模式的最小制冷剂流量，低压侧制冷剂压力pe也为结霜抑制压力ape(具体而言为稍高于0.293mpa的值)以上。由此，即使在制冷模式的最小制冷剂流量时，蒸发压力调节阀19也能够将制冷剂蒸发温度te调节为目标蒸发温度teo的最低值(具体而言为2℃)。

另一方面，在第一实施方式所涉及的蒸发压力调节阀19的调压特性中，当在室内蒸发器18中流通的制冷剂流量比制冷模式时下降的除湿制热模式时，如图8的粗虚线所示，室内蒸发器18的低压侧制冷剂压力pe低于结霜抑制压力ape，有可能导致在室内蒸发器18产生结霜。即，在图6的s61中判定为制冷剂蒸发温度te低于基准蒸发温度kte的情况下，有可能在室内蒸发器18产生结霜。

对此，在第一实施方式所涉及的制冷循环装置10中，当除湿制热模式时判定为制冷剂蒸发温度te低于基准蒸发温度kte的情况下，进行s62的内气率上升控制。

在该内气率上升控制中，通过内外气切换装置33的控制来使内气率随着制冷剂蒸发温度te的下降而上升，从而提高室内蒸发器18中的除湿负载，使室内蒸发器18中的来自导入空气的吸热量增大。其结果是，在室内蒸发器18中流通的制冷剂流量ge增大，因此，根据蒸发压力调节阀19的调压特性，室内蒸发器18中的低压侧制冷剂压力pe以及制冷剂蒸发温度te上升。

因此，通过在除湿制热模式时进行内气率上升控制，能够将室内蒸发器18中的制冷剂蒸发温度te维持在不使室内蒸发器18产生结霜的温度，能够抑制室内蒸发器18中的结霜的产生。另外，通过进行内气率上升控制，能够增大在室内蒸发器18中流通的制冷剂流量ge，因此能够抑制由制冷剂中所包含的制冷机油引起的油积留。

而且，根据该车辆用空调装置1，在制冷模式的最大制冷剂流量时，能够将制冷剂蒸发温度te调节为目标蒸发温度teo的最低值(具体而言为2℃)。因此，不会为了使制冷剂蒸发温度te降低至目标蒸发温度teo而导致压缩机11的制冷剂排出能力不必要地增大的控制干扰。

其结果是，能够抑制压缩机11的消耗动力不必要地增大、室内蒸发器18中的空气的冷却能力不足。

如以上所说明的，根据第一实施方式所涉及的车辆用空调装置1，在除湿制热模式时，当判定为室内蒸发器18中的制冷剂蒸发温度te低于基准蒸发温度kte的情况下，进行s62的内气率上升控制，使内气率随着制冷剂蒸发温度te的下降而上升，因此能够提高室内蒸发器18中的吸热量而使除湿制热模式中的加热能力提高。

即，该车辆用空调装置1在除湿制热模式中可以提高由压缩机11进行的规定的压缩作功量所能够发挥的加热能力(即室内冷凝器12中的散热量)。另外，换言之，车辆用空调装置1能够抑制为了发挥除湿制热模式中的规定的加热能力所需的压缩机11的压缩作功量，因此能够对节能化作出贡献。

另外，根据第一实施方式所涉及的车辆用空调装置1，能够切换为制冷模式的制冷剂回路来进行制冷运转。能够通过进行内气率上升控制来抑制制冷模式、除湿制热模式中因在循环中循环的适当的循环制冷剂流量的差而在除湿制热模式中产生的不良情况。作为能够通过内气率上升控制来抑制的不良情况，例如可以列举出室内蒸发器18的结霜、油滞积留以及控制干扰等。

(第二实施方式)

接着，参照附图来对与上述的第一实施方式不同的第二实施方式进行说明。第二实施方式所涉及的车辆用空调装置1基本上是与第一实施方式同样的结构。在第二实施方式中，基于在除湿制热模式中执行的子程序的控制内容与上述的第一实施方式不同。

因此，在以下的说明中，与第一实施方式相同的符号表示相同的结构，参照在先的说明。

在第二实施方式所涉及的除湿制热模式中，也与第一实施方式同样地构成如下的蒸气压缩式的制冷循环：使制冷剂按照压缩机11、室内冷凝器12、第一膨胀阀15a、室外热交换器16、(第一开闭阀21、)储液器20、压缩机11的顺序循环，并且使制冷剂按照压缩机11、室内冷凝器12、(第二开闭阀22、)第二膨胀阀15b、室内蒸发器18、蒸发压力调节阀19、储液器20、压缩机11的顺序循环。

并且，在第二实施方式所涉及的除湿制热模式中，通过执行图9所示的子程序，从而基于由蒸发器温度传感器56检测出的室内蒸发器18中的制冷剂蒸发温度te、目标吹出温度tao来适当确定向内外气切换门用的电动致动器输出的控制信号。

如图9所示，首先，在s71中，判定由蒸发器温度传感器56检测出的制冷剂蒸发温度te是否低于预先设定的第一基准蒸发温度kte1。第一基准蒸发温度kte1例如设定为不使室内蒸发器18产生结霜的温度(例如1℃)。

在s71中判定为制冷剂蒸发温度te低于第一基准蒸发温度kte1的情况下，前进至s72，执行内气率上升控制。另一方面，在s71中判定为制冷剂蒸发温度te为第一基准蒸发温度kte1以上的情况下，转移至s73。

在s72的内气率上升控制中，进行与上述的第一实施方式中的内气率上升控制同样的处理。即，向内外气切换门用的电动致动器输出的控制信号被确定为：由蒸发器温度传感器56检测出的制冷剂蒸发温度te越低，内气率变得越高。

因此，在第二实施方式所涉及的车辆用空调装置1中，也与第一实施方式同样地，通过执行内气率上升控制，能够提高室内蒸发器18中的吸热量，提高除湿制热模式中的加热能力。

另外，第二实施方式所涉及的车辆用空调装置1通过执行内气率上升控制，能够抑制制冷模式、除湿制热模式中因在循环中循环的适当的循环制冷剂流量的差而在除湿制热模式中产生的不良情况(即室内蒸发器18的结霜、油积留等)。

在s73中，判定由蒸发器温度传感器56检测出的制冷剂蒸发温度te是否高于第二基准蒸发温度kte2。第二基准蒸发温度kte2表示比第一基准蒸发温度kte1高的温度。第二基准蒸发温度kte2表示与除湿制热模式时的室内蒸发器18最发挥除湿能力的情况下的制冷剂蒸发温度te相比稍低的温度。

在s73中，在制冷剂蒸发温度te高于第二基准蒸发温度kte2的情况下，前进至s74，执行内气率下降控制。另一方面，在判定为制冷剂蒸发温度te成为第二基准蒸发温度kte2以下的情况下，转移至s75。

在s74的内气率下降控制中，向内外气切换门用的电动致动器输出的控制信号被确定为：由蒸发器温度传感器56检测出的制冷剂蒸发温度te越高，内气率变得越低。

然后，在s75中，执行通常控制。即，在制冷剂蒸发温度te为从第一基准蒸发温度kte1至第二基准蒸发温度kte2的范围内的情况下执行该通常控制。

具体而言，在该s75的通常控制中，进行与第一实施方式同样的处理。即，基于目标吹出温度tao并参照预先存储于空调控制装置40的控制映射来确定向内外气切换门用的电动致动器输出的控制信号。

在此，参照图10来对第二实施方式中的内气率下降控制的效果进行说明。如上所述，在第二实施方式所涉及的车辆用空调装置1中，在除湿制热模式中，也构成将室外热交换器16与室内蒸发器18并联连接的制冷剂流路。

因此，室外热交换器16中的制冷剂压力与室内蒸发器18中的制冷剂压力变得相等，室外热交换器16中的制冷剂蒸发温度与室内蒸发器18中的制冷剂蒸发温度te一致。

由此，即使想要在维持除湿制热模式中的室内蒸发器18的除湿能力的状态下使室外热交换器16中的吸热量变化来调整向车室内吹出的空气的温度，也无法适当地调整室外热交换器16中的来自外气的吸热量。也就是说，在该情况下，除湿制热模式中的向室内吹出的空气的温度调整范围被限制在图10中以交叉阴影线表示的范围内。

特别是在想要降低向室内吹出的空气的温度的情况下，为了使向室内吹出的空气的温度降低，只要使室外热交换器16中的制冷剂蒸发温度上升、使室外热交换器16中的制冷剂的吸热量减少即可。

但是，由于室外热交换器16及室内蒸发器18相对于制冷剂流并联连接，因此若使室外热交换器16中的制冷剂蒸发温度上升，则室内蒸发器18的制冷剂蒸发温度te也上升。因此，难以将除湿制热模式中的空气的温度调整为比图10中用交叉阴影表示的范围更低的低温侧。

关于这一点，在s74的内气率下降控制中，使内外气切换装置33中的内气率下降，因此对室内蒸发器18的除湿负载降低，室内蒸发器18的吸热量也减少。

如上所述，除湿制热模式中的加热能力(即室内冷凝器12中的散热量)相当于如下热量的总和：相当于压缩机11中的压缩作功量的热量、在室外热交换器16中制冷剂从外气吸热的来自外气的吸热量、以及在室内蒸发器18中制冷剂从空气吸热的空气侧吸热量。

因此，根据第二实施方式所涉及的车辆用空调装置1，通过执行s74的内气率下降控制，能够使室内蒸发器18中的吸热量降低而使除湿制热模式中的加热能力降低。由此，该车辆用空调装置1能够将除湿制热模式中的空气的温度调整范围在图10中以交叉阴影线表示的范围的基础上扩张至由水平阴影线表示的范围，能够将空气的温度调整为更低的温度。

如以上所说明的，根据第二实施方式所涉及的车辆用空调装置1，在除湿制热模式时，当判定为室内蒸发器18中的制冷剂蒸发温度te低于第一基准蒸发温度kte1的情况下，进行s72的内气率上升控制，使内气率随着制冷剂蒸发温度te的下降而上升，因此能够提高室内蒸发器18中的吸热量而使除湿制热模式中的加热能力提高。

即，该车辆用空调装置1在除湿制热模式中能够提高以基于压缩机11的规定的压缩作功量而可发挥的加热能力(即室内冷凝器12中的散热量)。另外，能够通过进行内气率上升控制来抑制制冷模式、除湿制热模式中因在循环中循环的适当的循环制冷剂流量的差而在除湿制热模式中产生的不良情况。

而且，根据第二实施方式所涉及的车辆用空调装置1，在除湿制热模式时，当判定为室内蒸发器18中的制冷剂蒸发温度te高于第二基准蒸发温度kte2的情况下，进行s74的内气率下降控制，使内气率随着制冷剂蒸发温度te的上升而下降。

由此，能够使室内蒸发器18中的吸热量降低而使除湿制热模式中的加热能力降低，因此该车辆用空调装置1能够将除湿制热模式中的空气的温度调整范围向低温侧扩张。

(第三实施方式)

接着，参照附图来对与上述的各实施方式不同的第三实施方式进行说明。第三实施方式所涉及的车辆用空调装置1基本上是与上述的实施方式同样的结构。在第三实施方式中，基于在除湿制热模式中执行的子程序的控制内容与上述的实施方式不同。

因此，在以下的说明中，与上述的实施方式相同的符号表示相同的结构，参照在先的说明。

在第三实施方式所涉及的除湿制热模式中，也与上述的实施方式同样地构成如下的蒸气压缩式的制冷循环：使制冷剂按照压缩机11、室内冷凝器12、第一膨胀阀15a、室外热交换器16、(第一开闭阀21、)储液器20、压缩机11的顺序循环，并且使制冷剂按照压缩机11、室内冷凝器12、(第二开闭阀22、)第二膨胀阀15b、室内蒸发器18、蒸发压力调节阀19、储液器20、压缩机11的顺序循环。

并且，在第三实施方式所涉及的除湿制热模式中，通过执行图11所示的子程序来确定向内外气切换门用的电动致动器输出的控制信号。在第三实施方式中，与上述的实施方式不同，根据第二膨胀阀15b的开度ae2、目标吹出温度tao来适当确定。

如上所述，第三实施方式中的第二膨胀阀15b也具有：构成为能够变更节流开度的阀芯、和由使该阀芯的节流开度变化的步进电动机构成的电动致动器。因此，空调控制装置40能够根据输入到第二膨胀阀15b的电动致动器的控制信号的脉冲数来检测第二膨胀阀15b的开度ae2。

另外，在第三实施方式所涉及的车辆用空调装置1的除湿制热模式中，如图12所示，在第二膨胀阀15b设定有从规定的最小开度到最大开度的开度范围。

在除湿制热模式中，第二膨胀阀15b的开度ae2越接近于最小开度，在第二膨胀阀15b及室内蒸发器18中流通的制冷剂流量ge越小。也就是说，如图12所示，第二膨胀阀15b的开度ae2越小，室内蒸发器18中的制冷剂蒸发温度te越降低。这表示，相对于室内蒸发器18中的除湿能力，当前时间点上的除湿负载较小，能力上有余裕。

另一方面，第二膨胀阀15b的开度ae2越接近于最大开度，在第二膨胀阀15b及室内蒸发器18中流通的制冷剂流量ge越大。即，第二膨胀阀15b的开度ae2越大，则室内蒸发器18中的制冷剂蒸发温度te也越上升。也就是说，在该情况下，表示如下的状态：相对于室内蒸发器18中的除湿能力，当前时间点上的除湿负载同等或稍大，除湿能力没有余裕。

也就是说，如图12所示，由于第二膨胀阀15b的开度ae2与室内蒸发器18中的制冷剂蒸发温度te之间存在一定的关系性，因此能够以第二膨胀阀15b的开度ae2来判断可否执行内气率上升控制。

如图11所示，首先，在s81中，基于输入到第二膨胀阀15b的电动致动器的控制信号来判定第二膨胀阀15b的开度ae2是否小于预先设定的基准开度kae。基准开度kae例如被设定为在室内蒸发器18中的制冷剂蒸发温度te成为基准蒸发温度kte的情况下的第二膨胀阀15b的开度。

在s81中判定为第二膨胀阀15b的开度ae2小于基准开度kae的情况下，前进至s82，执行内气率上升控制。另一方面，在s81中判定为第二膨胀阀15b的开度ae2成为基准开度kae以上的情况下，转移至s83。

在s82的内气率上升控制中，进行与上述的内气率上升控制同样的处理。即，向内外气切换门用的电动致动器输出的控制信号被确定为：检测出的第二膨胀阀15b的开度ae2越小，内气率变得越高。

如图12所示，也能够通过第二膨胀阀15b的开度ae2来确定室内蒸发器18中的制冷剂蒸发温度te，因此，即使根据第二膨胀阀15b的开度ae2来决定内气率，也能够发挥与第一实施方式同样的效果。

这样，在第三实施方式所涉及的车辆用空调装置1中，也与上述的实施方式同样地，通过执行内气率上升控制，能够提高室内蒸发器18中的吸热量而使除湿制热模式中的加热能力提高。

另外，第三实施方式所涉及的车辆用空调装置1也是通过执行内气率上升控制，能够抑制制冷模式、除湿制热模式中因在循环中循环的适当的循环制冷剂流量的差而在除湿制热模式中产生的不良情况。该不良情况即是室内蒸发器18的结霜、油积留等。

另一方面，在s83中，与第一实施方式同样地执行通常控制。具体而言，基于目标吹出温度tao并参照预先存储于空调控制装置40的控制映射来确定向内外气切换门用的电动致动器输出的控制信号。

如以上所说明的，根据第三实施方式所涉及的车辆用空调装置1，在除湿制热模式时，当判定为第二膨胀阀15b的开度ae2小于基准开度kae的情况下，进行s82的内气率上升控制，使内气率随着第二膨胀阀15b的开度ae2的下降而上升，因此能够提高室内蒸发器18中的吸热量而使除湿制热模式中的加热能力提高。第二膨胀阀15b的开度ae2的下降即是室内蒸发器18中的制冷剂蒸发温度te的下降。

在第三实施方式中，不利用传感器等来检测第二膨胀阀15b的开度ae2即可确定可否执行内气率上升控制，能够以简易的结构来使除湿制热模式中的加热能力提高。

另外，该车辆用空调装置1在除湿制热模式中能够提高以基于压缩机11的规定的压缩作功量而可发挥的加热能力、即室内冷凝器12中的散热量。另外，能够通过进行内气率上升控制来抑制制冷模式、除湿制热模式中因在循环中循环的适当的循环制冷剂流量的差而在除湿制热模式中产生的不良情况。

(其他实施方式)

以上，基于实施方式而对本发明进行了说明，但本发明不受上述实施方式的任何限定。即，能够在不脱离本发明的主旨的范围内进行各种改良变更。例如，可以使上述的各实施方式适当组合。

另外，也能够对上述的实施方式例如按以下这样进行各种变形。

(1)在上述的实施方式中，虽然说明了将本发明的制冷循环装置10应用于在电动汽车上所搭载的车辆用空调装置1的例子，但本发明的应用并不限定于此。例如，既可以应用于在从内燃机(发动机)获得车辆行驶用的驱动力的通常的车辆上所搭载的车辆用空调装置，也可以应用于在从行驶用电动机和内燃机双方获得行驶用的驱动力的混合动力车辆上所搭载的车辆用空调装置。

另外，在应用于具有内燃机的车辆的车辆用空调装置1中，作为空气的辅助加热装置，可以设置将内燃机的冷却水作为热源来加热空气的加热器芯。并且，本发明的制冷循环装置10并不限定于车辆用，也可以应用于固定型的空调装置等。

另外，在上述的实施方式中，说明了如下的例子：在作为加热用热交换器的室内冷凝器12中使从压缩机11排出的排出制冷剂与空气进行热交换，并将排出制冷剂作为热源来直接加热空气，但是，加热用热交换器中的空气的加热方式并不限定于此。

例如，设置使热介质循环的热介质循环回路，在该热介质循环回路中配置水-制冷剂热交换器和加热用热交换器，该水-制冷剂热交换器使排出制冷剂与热介质进行热交换，该加热用热交换器使由水-制冷剂热交换器加热后的热介质与空气进行热交换而对空气进行加热。并且，在加热用热交换器中，也可以将排出制冷剂作为热源并经由热介质来间接地对空气进行加热。

(2)在上述的各实施方式中，虽然对能够切换为制热模式、除湿制热模式、以及制冷模式的制冷剂回路的制冷循环装置10进行了说明，但只要是至少能够切换上述的实施方式的除湿制热模式和制冷模式的制冷循环装置，则就能够获得在各实施方式中已说明的效果。

另外，在上述的各实施方式中说明的制冷循环装置10中，也可以关闭第一开闭阀21、第二开闭阀22而切换为与制冷模式同样地将室外热交换器16和室内蒸发器18直接连接的制冷剂回路，再根据目标吹出温度tao而变更第一膨胀阀15a以及第二膨胀阀15b的节流开度，由此进行辅助除湿制热模式(即串联除湿制热模式)的运转，而该辅助除湿制热模式进行车室内的除湿制热。

具体而言，在辅助除湿制热模式中，随着目标吹出温度tao的上升，使第一膨胀阀15a的节流开度减小，并且使第二膨胀阀15b的节流开度增加。由此，可以从使室外热交换器16作为散热器发挥作用的状态切换到使室外热交换器16作为蒸发器发挥作用的状态而使室内冷凝器12中的空气的加热能力变化。

(3)另外，在上述的实施方式中，在除湿制热模式中的内气率控制时，虽然着眼于室内蒸发器18的制冷剂蒸发温度te，但并不限定于该方式。也可以使用室内蒸发器18中的制冷剂蒸发压力来进行除湿制热模式中的内气率控制。这是因为，室内蒸发器18中的制冷剂蒸发压力与制冷剂蒸发温度te对应，因此实质上为相同的意思。

(4)另外，在内气率上升控制中，若能够成为制冷剂蒸发温度te越下降则将内气率设定得越高，则也可以每当制冷剂蒸发温度te下降时，使内气率连续地上升。另外，也可以是，将制冷剂蒸发温度te按级别划分为多个数值范围，使用将每个级别与一个内气率建立对应关系的控制映射来进行内气率上升控制。在该情况下，调整为与室内蒸发器18的制冷剂蒸发温度te所属的范围对应的内气率。而且，在内气率下降控制中也是同样的。

(5)并且，在上述的第一实施方式中，虽然在室内蒸发器18中的制冷剂蒸发温度te低于基准蒸发温度kte的情况下使内气率随着制冷剂蒸发温度te的下降而上升，但并不限定于该方式。

也可以构成为：在室内蒸发器18中的制冷剂蒸发温度te高于规定温度的情况下，进行使内气率随着制冷剂蒸发温度te的上升而下降的内气率下降控制，在规定温度以下的情况下进行通常控制。作为规定温度，可以使用例如第二实施方式中的第二基准蒸发温度kte2。

在如此构成的情况下，车辆用空调装置1能够将除湿制热模式中的送风温度的温度调整范围向低温侧扩张。

(6)在上述的各实施方式中，虽然说明了通过执行空调控制程序来切换各运转模式的例子，但各运转模式的切换并不限定于此。例如，也可以是，在操作面板上设置对各运转模式进行设定的运转模式设定开关，根据该运转模式设定开关的操作信号来切换制热模式、制冷模式以及除湿制热模式。