(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
少なくとも停車時に車両エンジン（４）を停止する制御を行う車両に搭載される車両用空調装置であって、
前記車両エンジン（４）により駆動される圧縮機（１）と、
前記圧縮機（１）から吐出された高圧冷媒の放熱を行う高圧側熱交換器（６）と、
前記高圧側熱交換器（６）を通過した冷媒を減圧する減圧手段（７０）と、
前記減圧手段（７０）により減圧された低圧冷媒を蒸発させて車室内へ送風される空気を冷却する蒸発器（８）と、
前記圧縮機（１）の稼働時に前記低圧冷媒により冷却される蓄冷材（１１ａ）を有する蓄冷熱交換器（１１）と、
前記蒸発器（８）の冷媒出口側に配置されるアキュムレータタンク（１２０）とを備え、
前記蓄冷熱交換器（１１）を前記蒸発器（８）の冷媒出口側と前記アキュムレータタンク（１２０）との間に設け、
前記アキュムレータタンク（１２０）の内部にて前記蓄冷熱交換器（１１）出口の低圧冷媒の気液を分離して、気相冷媒を前記圧縮機（１）の吸入側に導出するようになっており、
前記圧縮機（１）の稼働時に前記蓄冷熱交換器（１１）を通過した低圧冷媒が前記アキュムレータタンク（１２０）内部を通過して前記圧縮機（１）に吸入されるようにし、
前記アキュムレータタンク（１２０）内の液冷媒を前記蒸発器（８）に導入するポンプ手段（１４）を備え、
前記車両エンジン（４）が停止して前記圧縮機（１）が停止したときに、前記蒸発器（８）で蒸発した気相冷媒を前記蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱により冷却して凝縮し、この凝縮後の液冷媒を前記アキュムレータタンク（１２０）を通して前記ポンプ手段（１４）により前記蒸発器（８）に導入するとともに、
前記圧縮機（１）の停止時における前記蒸発器（８）への冷媒流れ方向を前記圧縮機（１）の稼働時における前記蒸発器（８）への冷媒流れ方向と同一にしたことを特徴とする車両用空調装置。
【請求項２】
前記減圧手段（７０）は、固定絞りもしくは高圧冷媒状態に応動する可変絞りにて構成されることを特徴とする請求項１に記載の車両用空調装置。
【請求項３】
前記圧縮機（１）の稼働時に、前記低圧冷媒が前記ポンプ手段（１４）をバイパスして前記蓄冷熱交換器（１１）に流れるようになっていることを特徴とする請求項１または２に記載の車両用空調装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、停車時等に圧縮機の駆動源である車両エンジンを一時的に停止させる車両に適用される蓄冷式の車両用空調装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
近年、環境保護、車両エンジンの燃費向上等を目的にして、信号待ち等の停車時に車両エンジンを自動的に停止する車両（ハイブリッド車等のエコラン車）が実用化されており、今後、停車時に車両エンジンを停止する車両が増加する傾向にある。
【０００３】
ところで、車両用空調装置においては、冷凍サイクルの圧縮機を車両エンジンにより駆動しているので、上記エコラン車においては信号待ち等で停車して、車両エンジンが停止される毎に、圧縮機も停止して冷房用蒸発器の温度が上昇し、車室内への吹出空気温度が上昇するので、乗員の冷房フィーリングを損なうという不具合が発生する。
【０００４】
そこで、車両エンジン（圧縮機）の稼働時に蓄冷される蓄冷手段を備え、車両エンジン（圧縮機）が停止して蒸発器の冷却作用が停止したときには蓄冷手段の蓄冷熱量を使用して車室内への吹出空気を冷却できる蓄冷式の車両用空調装置の必要性が高まっている。
【０００５】
この種の蓄冷式の車両用空調装置として、従来、特開２０００−３１３２２６号公報に記載されたものが知られている。この従来技術では、図１３に示すように車両エンジンにより駆動される圧縮機１を有する空調用冷凍サイクルＲにおいて、車室内への吹出空気を冷却する蒸発器８と並列に蓄冷材４０ａを内蔵する蓄冷熱交換器４０を設けている。
【０００６】
そして、車両エンジン（圧縮機１）の稼働時に蓄冷を行う時は電磁弁４１を開弁して、膨張弁７により減圧された低圧冷媒を蒸発器８と蓄冷熱交換器４０に並列に流して蓄冷材４０ａを冷却し、蓄冷材４０ａへの蓄冷を行う。
【０００７】
そして、車両エンジンの停止により圧縮機１が停止した時には電動ポンプ４２を作動させて、蓄液タンク４３→電磁弁４１→電動ポンプ４２→蓄冷熱交換器４０→蒸発器８→蓄液タンク４３の閉回路にて冷媒を循環させる。蒸発器８で蒸発した気相冷媒を蓄冷熱交換器４０において蓄冷材４０ａの蓄冷熱量により凝縮し、この凝縮後の液冷媒を蒸発器８に循環させる。これにより、蒸発器８の冷却作用を圧縮機１の停止時にも続行して車室内の冷房機能を発揮できるようにしている。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記したように従来技術では、圧縮機１の稼働時には膨張弁７から蓄液タンク４３、蒸発器８を通過して圧縮機１の吸入側へ向かう方向に冷媒が流れる。これに反し、圧縮機１の停止時（放冷冷房時）には圧縮機１の吸入側から蒸発器８を通過して蓄液タンク４３側へ向かう方向、すなわち、圧縮機稼働時と逆方向に冷媒が流れる。
【０００９】
このように、圧縮機１の稼働時と停止時とで蒸発器８の冷媒流れ方向が逆転するので、蒸発器８における熱交換性能が変動する。そのため、蒸発器熱交換性能を圧縮機１の稼働時、圧縮機停止時の双方で高い状態に維持できないという不具合が生じる。
【００１０】
この不具合を図１４に示す蒸発器８の具体的な冷媒流路構成に基づいて説明する。図１４は蒸発器８の冷媒流路構成の具体的一例を示すものであり、特開平９−１７０８５０号公報記載の冷媒流路構成である。この公報記載のものは直交流と対向流とを組み合わせた冷媒流路構成により蒸発器８の熱交換効率の向上を図っている。
【００１１】
すなわち、図１４において、蒸発器８は空気流れ方向Ａの風下側に冷媒入口側熱交換部８１を配置し、空気流れ方向Ａの風上側に冷媒出口側熱交換部８２を配置している。そして、冷媒入口側熱交換部８１においては、蒸発器８の左右両側の側面部のうち、一方（右側）の側面部８３ａに冷媒入口８４を配置し、この冷媒入口８４から冷媒を矢印Ｂ１のように下側タンク部８５の右側空間８５ａ内に流入する。ここで、下側タンク部８５の内部空間は仕切り板８６により右側空間８５ａと左側空間８５ｂとに仕切られている。
【００１２】
冷媒は下側タンク部８５の右側空間８５ａから冷媒入口側熱交換部８１の右側冷媒流路８１ａを上昇して上側タンク部８７に至る。この上側タンク部８７内には仕切り板が設けてないので、この上側タンク部８７内を冷媒は矢印Ｂ２のように左側へ流れる。
【００１３】
次に、冷媒は冷媒入口側熱交換部８１の左側冷媒流路８１ｂを下降して下側タンク部８５の左側空間８５ｂに至り、この左側空間８５ｂを矢印Ｂ３のように左側へ冷媒が流れる。
【００１４】
蒸発器８の左右両側の側面部のうち、他方（左側）の側面部８３ｂには側面冷媒流路８８が形成してあり、下側タンク部８５の左側端部はこの側面冷媒流路８８の下端部に連通している。そして、この側面冷媒流路８８の上端部は冷媒出口側熱交換部８２の上側タンク部８９の左側空間８９ａに連通しているので、冷媒はは側面冷媒流路８８を通過して左側空間８９ａに流入し、左側空間８９ａを矢印Ｂ４のように右側へ流れる。
【００１５】
ここで、上側タンク部８９の内部空間は仕切り板９０により左側空間８９ａと右側空間８９ｂとに仕切られている。このため、上側タンク部８９の左側空間８９ａ内の冷媒は次に、冷媒出口側熱交換部８２の左側冷媒流路８２ａを下降して下側タンク部９１内に至る。
【００１６】
この下側タンク部９１内には仕切り板が設けてないので、冷媒は下側タンク部９１内を矢印Ｂ５のように右側へ流れる。下側タンク部９１の右側領域から冷媒は冷媒出口側熱交換部８２の右側冷媒流路８２ｂを上昇して上側タンク部８９の右側空間８９ｂに至る。この右側空間８９ｂには蒸発器８の一方（右側）の側面部８３ａに配置した冷媒出口９２が連通しているので、右側空間８９ｂの冷媒は冷媒出口９２から蒸発器８の外部へ流出する。
【００１７】
なお、各冷媒流路８１ａ、８１ｂ、８２ａ、８２ｂは模式的に図示したが、実際にはいずれも並列配置された複数のチューブにより構成される。このチューブは周知のようにアルミニウム等の金属薄板の貼り合わせ構造にて構成される。
【００１８】
図１４の蒸発器冷媒流路構成では、冷媒入口側熱交換部８１および冷媒出口側熱交換部８２における冷媒流れ方向（蒸発器８の左右方向）に対して空気が直交する方向Ａに流れて、直交流の冷媒流路構成となっている。そして、空気流れ方向Ａの風下側に冷媒入口側熱交換部８１を配置し、空気流れ方向Ａの風上側に冷媒出口側熱交換部８２を配置することにより、対向流の冷媒流路構成となっている。
【００１９】
蒸発器上流側に配置される減圧装置は、通常、温度式膨張弁７（図１３）で構成され、この温度式膨張弁７により蒸発器出口冷媒が所定の過熱度となるようにサイクル循環冷媒流量が調整される。そのため、蒸発器８ではその冷媒出口側領域に冷媒の過熱域が形成され、蒸発器８の出口側冷媒温度が入口側冷媒温度よりも高くなる。
【００２０】
従って、上記のように空気流れ方向Ａに対して対向流の冷媒流路を構成することにより、冷媒入口側熱交換部８１および冷媒出口側熱交換部８２の双方において空気と冷媒との温度差を大きくして、蒸発器８の熱交換性能を向上できる。
【００２１】
また、蒸発器８の冷媒流路構成では、冷媒入口側から冷媒出口側へ向かうにつれて冷媒の蒸発が次第に進行し、気相冷媒の比率（乾き度）が増大するので、冷媒出口側流路では冷媒流速の上昇による圧損の増大が顕著となる。そこで、この圧損増大を低減するために、冷媒入口側熱交換部８１の冷媒流路８１ａ、８１ｂに比較して冷媒出口側熱交換部８２の冷媒流路８２ａ、８２ｂの流路断面積を大きくするように設計している。
【００２２】
従って、圧縮機稼働時（通常冷房・蓄冷時）において蒸発器８に冷媒が図１４の冷媒流れ方向で流れるように設定すると、図１３の従来技術では圧縮機停止時（放冷冷房時）に蒸発器８に冷媒が逆方向に流れるので、空気流れの風上側に入口側冷媒流路が位置し、空気流れの風下側に出口側冷媒流路が位置して、並行流の状態となる。そのため、出口側冷媒流路では空気と冷媒との温度差が大幅に減少し、熱交換性能が大幅に低下する。
【００２３】
また、圧縮機停止時（放冷冷房時）には流路断面積の大きい冷媒流路が冷媒入口側となり、流路断面積の小さい冷媒流路が冷媒出口側となるので、蒸発器８の圧損が圧縮機稼働時に比較して大幅に増大し、その結果、蒸発器８への冷媒循環流量が減少し、熱交換性能が更に低下する。
【００２４】
すなわち、図１３の従来技術によると、圧縮機停止時の蒸発器８への冷媒流れ方向が圧縮機稼働時と逆方向になるため、圧縮機停止時には蒸発器８の本来の熱交換性能を発揮できず、放冷冷房性能が著しく低下する。
【００２５】
本発明は上記点に鑑みて、蓄冷式の車両用空調装置において、圧縮機停止に伴う放冷冷房モード時における蒸発器の熱交換性能を圧縮機稼働時と同様に良好に発揮できるようにすることを目的とする。
【００２６】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するため、請求項１に記載の発明では、少なくとも停車時に車両エンジン（４）を停止する制御を行う車両に搭載される車両用空調装置であって、車両エンジン（４）により駆動される圧縮機（１）と、圧縮機（１）から吐出された高圧冷媒の放熱を行う高圧側熱交換器（６）と、高圧側熱交換器（６）を通過した冷媒を減圧する減圧手段（７０）と、減圧手段（７０）により減圧された低圧冷媒を蒸発させて車室内へ送風される空気を冷却する蒸発器（８）と、圧縮機（１）の稼働時に低圧冷媒により冷却される蓄冷材（１１ａ）を有する蓄冷熱交換器（１１）と、蒸発器（８）の冷媒出口側に配置されるアキュムレータタンク（１２０）とを備え、
蓄冷熱交換器（１１）を蒸発器（８）の冷媒出口側とアキュムレータタンク（１２０）との間に設け、
アキュムレータタンク（１２０）の内部にて蓄冷熱交換器（１１）出口の低圧冷媒の気液を分離して、気相冷媒を圧縮機（１）の吸入側に導出するようになっており、
圧縮機（１）の稼働時に蓄冷熱交換器（１１）を通過した低圧冷媒がアキュムレータタンク（１２０）内部を通過して圧縮機（１）に吸入されるようにし、
アキュムレータタンク（１２０）内の液冷媒を蒸発器（８）に導入するポンプ手段（１４）を備え、
車両エンジン（４）が停止して圧縮機（１）が停止したときに、蒸発器（８）で蒸発した気相冷媒を蓄冷材（１１ａ）の蓄冷熱により冷却して凝縮し、この凝縮後の液冷媒をアキュムレータタンク（１２０）を通してポンプ手段（１４）により蒸発器（８）に導入するとともに、
圧縮機（１）の停止時における蒸発器（８）への冷媒流れ方向を圧縮機（１）の稼働時における蒸発器（８）への冷媒流れ方向と同一にしたことを特徴とする。
【００２７】
これにより、蓄冷式の車両用空調装置において、蒸発器（８）への冷媒流れが圧縮機停止時と圧縮機稼働時とで同一方向であるため、圧縮機停止に伴う放冷冷房時の蒸発器熱交換性能を圧縮機稼働時と同様に良好に発揮できる。
【００３５】
請求項１に記載の発明は、蒸発器出口側にアキュムレータタンク（１２０）を配置するアキュムレータ式冷凍サイクルに関するものであって、これにより、減圧手段として膨張弁（７）を使用しなくても圧縮機（１）への液冷媒戻り、ひいては液圧縮を防止できる。このように減圧手段として膨張弁（７）を使用しない場合は、蓄冷熱交換器（１１）を蒸発器（８）の冷媒出口側に設けてもサイクルの冷媒流量調節作用に支障は生じない。
【００３６】
また、蓄冷熱交換器（１１）を通過した低圧冷媒がアキュムレータタンク（１２０）内部を通過して圧縮機（１）に吸入されるから、蓄冷熱交換器（１１）での冷却作用により低圧冷媒が液化しても、その液冷媒はアキュムレータタンク（１２０）内に溜めることができる。従って、蓄冷熱交換器（１１）のための液冷媒貯留機能をアキュムレータタンク（１２０）に兼務させることができる。
【００３７】
そして、蒸発器（８）の冷媒流路での圧力損失分だけ、蒸発器（８）の冷媒出口側の方が冷媒入口側よりも低圧冷媒温度が低下するので、蒸発器出口側に蓄冷熱交換器（１１）を設けることにより、低圧冷媒温度と蓄冷材（１１ａ）との温度差が拡大して、蓄冷材（１１ａ）を効率よく冷却できる。
【００３８】
請求項２に記載の発明のように請求項１において、減圧手段（７０）は、具体的には固定絞りもしくは高圧冷媒状態に応動する可変絞りにて構成できる。
【００３９】
請求項３に記載の発明では、請求項１または２において、圧縮機（１）の稼働時に、低圧冷媒がポンプ手段（１４）をバイパスして蓄冷熱交換器（１１）に流れるようになっていることを特徴とする。
【００４０】
これにより、圧縮機稼働時にポンプ手段（１４）自体の存在により冷媒流量を減少させるといった不具合が生じない。
【００４１】
なお、上記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ものである。
【００４２】
【発明の実施の形態】
（第１実施形態）
図１は第１実施形態による車両用空調装置の冷凍サイクルＲを示す。車両用空調装置の冷凍サイクルＲは冷媒を吸入、圧縮、吐出する圧縮機１を有し、この圧縮機１には動力断続用の電磁クラッチ２が備えられている。圧縮機１には電磁クラッチ２およびベルト３を介して車両エンジン４の動力が伝達されるので、電磁クラッチ２への通電を空調用制御装置５により断続することにより圧縮機１の運転が断続される。
【００４３】
圧縮機１から吐出された高温、高圧の過熱気相冷媒は高圧側熱交換器をなす凝縮器６に流入し、図示しない冷却ファンより送風される外気と熱交換して冷却され凝縮する。凝縮器６は凝縮部６ａと、凝縮部６ａを通過後の冷媒の気液を分離して液冷媒を溜めるとともに液冷媒を導出する受液器６ｂと、受液器６ｂからの液冷媒を過冷却する過冷却部６ｃとを一体に構成した周知のものである。
【００４４】
この過冷却部６ｃからの過冷却液冷媒は減圧手段をなす膨張弁７により低圧に減圧され、低圧の気液２相状態となる。膨張弁７は冷房用熱交換器をなす蒸発器８の出口冷媒の過熱度を調節するように弁７ａの開度（冷媒流量）を調節する温度式膨張弁である。特に、本例では、蒸発器８の出口冷媒が流れる蒸発器出口冷媒流路７ｂをボックス型のハウジング７ｃ内に構成して、蒸発器８の出口冷媒の感温機構をハウジング７ｃ内に一体構成するタイプの温度式膨張弁７を用いている。
【００４５】
蓄冷ユニット９は図１の２点鎖線枠内の機器を１つの組立ユニットとして一体的に構成しているものであって、温度式膨張弁７の弁７ａの出口流路を流路切替弁１０を介して蓄冷熱交換器１１に接続している。この蓄冷熱交換器１１は、蓄冷材を封入した多数の蓄冷材容器１１ａをタンク部材１１ｂの内部に配置したものである。
【００４６】
より具体的には、多数の蓄冷材容器１１ａをその容器相互間に冷媒が流通する隙間部を形成する状態でタンク部材１１ｂ内に配置する。ここで、蓄冷材容器１１ａの形態は具体的には図２（ａ）に示す冷媒流れ方向に沿って細長く延びる円筒状からなるスティックタイプ、図２（ｂ）に示すボールタイプ、図２（ｃ）に示すカプセルタイプのいずれでもよい。蓄冷材容器１１ａは樹脂製の薄膜状パック部材、あるいはアルミニュウム等の金属板材で形成することができる。
【００４７】
蓄冷材容器１１ａ内に封入する蓄冷材としては、低圧冷媒により冷却されて相変化（液相→固相）して凝固潜熱を蓄冷できる材料、すなわち、低圧冷媒温度よりも高い温度で凝固する材料を選択する。
【００４８】
ここで、低圧冷媒温度は蒸発器８でのフロスト防止のために、通常３〜４℃程度の温度に制御され、また、冷房時における車室内吹出空気温度の目標上限温度は冷房フィーリングの確保、蒸発器８からの悪臭防止等のために、通常は１２℃〜１５°程度の温度に設定される。
【００４９】
従って、蓄冷材としては、凝固点が上記低圧冷媒温度と冷房時吹出空気温度の目標上限温度との間に位置する材料が好ましく、具体的には、凝固点が６℃〜８℃程度のパラフィンが最適である。もちろん、低圧冷媒温度を０℃以下に制御すれば、蓄冷材として水（氷）を使用することもできる。
【００５０】
蓄冷材の蓄冷状態（凝固状態）を維持するためには、タンク部材１１ｂ内部を蓄冷材の凝固点以下の低温状態に維持する必要があるため、タンク部材１１ｂは断熱タンクとして構成する必要がある。従って、タンク部材１１ｂは断熱性に優れた樹脂タンク、あるいは金属タンク表面に断熱材を貼り付けたもの等を用いる。
【００５１】
なお、蓄冷熱交換器１１をシェルアンドチューブタイプの熱交換器として構成してもよく、その場合はシェル（タンク部材）内部に配置されるチューブにサイクル低圧冷媒を流通させ、そして、シェル内部においてチューブの外側空間に蓄冷材を充填してサイクル低圧冷媒により冷却すればよい。
【００５２】
そして、蓄冷ユニット９において蓄冷熱交換器１１より下方部位に液冷媒タンク部１２を配置し、この液冷媒タンク部１２は、後述の圧縮機停止に伴う放冷冷房モード時（図６）に、蓄冷熱交換器１１で凝縮した液冷媒を溜めるものである。なお、液冷媒タンク部１２を蓄冷熱交換器１１のタンク部材１１ｂの下部に一体に形成することが可能である。
【００５３】
液冷媒タンク部１２の上端部は流路切替弁１０と蓄冷熱交換器１１との間の冷媒流路１３に接続されている。液冷媒タンク部１２の下端部（底部）は、液冷媒循環用ポンプ手段をなす電動ポンプ１４に接続されている。
【００５４】
この電動ポンプ１４は放冷冷房モード時に、液冷媒タンク部１２内の液冷媒を吸入して逆止弁１５→流路切替弁１０→蒸発器８→蓄冷熱交換器１１を経て液冷媒タンク部１２に至る閉回路にて循環する。すなわち、蒸発器８には、後述の圧縮機稼働時（通常冷房時・蓄冷冷房時）および圧縮機停止時（放冷冷房モード時）の双方において常に同一方向Ｂに冷媒が流れるようにしてある。
【００５５】
ここで、電動ポンプ１４は、例えば、インペラ（羽根車）を用いた遠心式のポンプにより構成される。また、流路切替弁１０は具体的には、サーボモータのようなアクチュエータにより回転角が制御されるロータ式の弁体を有する電気制御弁であって、この弁体の回転角制御により後述の図４〜図６に示すように、温度式膨張弁７の出口流路を蓄冷熱交換器１１の入口側冷媒流路１３又は逆止弁１５側の冷媒流路に切り替える三方弁タイプの流路切替作用を果たすものである。
【００５６】
蒸発器８の出口冷媒流路１６は膨張弁７内部の蒸発器出口冷媒流路７ｂに接続される。この蒸発器８の出口冷媒流路１６の途中には蓄冷熱交換器１１の冷媒流路１７が接続されている。この冷媒流路１７は、圧縮機稼働時には蓄冷熱交換器１１にとって出口側流路となり、圧縮機停止時には蓄冷熱交換器１１にとって入口側流路となる。
【００５７】
また、蒸発器８内の具体的冷媒流路は、前述の図１４に例示する直交・対向流タイプの流路として構成され、且つ、図１４に示す冷媒入口側熱交換部８１の冷媒流路８１ａ、８１ｂに比較して冷媒出口側熱交換部８２の冷媒流路８２ａ、８２ｂの流路断面積を大きくするように設計してある。これにより、蒸発器８の出口側冷媒流路８２ａ、８２ｂにおいて気相冷媒の比率（乾き度）の増大→冷媒流速の上昇による圧損の増大を低減するようにしてある。
【００５８】
なお、図１の例では、膨張弁７を蓄冷ユニット９と別体として図示しているが、膨張弁７も蓄冷ユニット９の一部分として一体化し、膨張弁７と蓄冷ユニット９を一体状態にて車両に搭載するようにしてもよい。
【００５９】
蓄冷ユニット９は蓄冷熱交換器１１内部の低温状態を維持するためには蓄冷熱交換器１１内への熱の侵入をできるだけ抑制した方が良い。そのためには、蓄冷ユニット９を車室内、例えば、車室内前部の計器盤内側等に設置した方が良い。しかし、車室内のスペース的制約から車室内に蓄冷ユニット９の搭載スペースを確保できない場合は、蓄冷ユニット９を車室外、例えば、エンジンルール等に設置することになる。
【００６０】
図３は空調室内ユニット２０を示すものであり、空調室内ユニット２０は通常、車室内前部の計器盤内側に搭載される。空調室内ユニット２０の空調ケース２１は車室内へ向かって送風される空気の通路を構成するものであり、この空調ケース２１内に蒸発器８が設置されている。
【００６１】
空調ケース２１において、蒸発器８の上流側には送風機２２が配置され、送風機２２には遠心式送風ファン２２ａと駆動用モータ２２ｂが備えられている。送風ファン２２ａの吸入側には内外気切替箱２３が配置され、この内外気切替箱２３内の内外気切替ドア２３ａにより外気（車室外空気）または内気（車室内空気）が切替導入される。
【００６２】
空調ケース２１内で、蒸発器８の下流側にはエアミックスドア２４が配置され、このエアミックスドア２４の下流側には車両エンジン４の温水（冷却水）を熱源として空気を加熱する温水式ヒータコア２５が暖房用熱交換器として設置されている。
【００６３】
そして、この温水式ヒータコア２５の側方（上方部）には、温水式ヒータコア２５をバイパスして空気（冷風）を流すバイパス通路２６が形成されている。エアミックスドア２４は回動可能な板状ドアであり、温水式ヒータコア２５を通過する温風とバイパス通路２６を通過する冷風との風量割合を調節するものであって、この冷温風の風量割合の調節により車室内への吹出空気温度を調節する。従って、本例においてはエアミックスドア２４により車室内への吹出空気の温度調節手段が構成される。
【００６４】
温水式ヒータコア２５からの温風とバイパス通路２６からの冷風を空気混合部２７で混合して、所望温度の空気を作り出すことができる。さらに、空調ケース２１内で、空気混合部２７の下流側に吹出モード切替部が構成されている。すなわち、車両フロントガラス内面に空気を吹き出すデフロスタ開口部２８、車室内乗員の上半身に向けて空気を吹き出すフェイス開口部２９、および車室内乗員の足元に向けて空気を吹き出すフット開口部３０を吹出モードドア３１〜３３により開閉するようになっている。
【００６５】
蒸発器８の温度センサ３４は空調ケース２１内で蒸発器８の空気吹出直後の部位に配置され、蒸発器吹出温度Ｔｅを検出する。ここで、蒸発器温度センサ３４により検出される蒸発器吹出温度Ｔｅは、通常の空調装置と同様に、圧縮機１の電磁クラッチ２の断続制御や、圧縮機１が可変容量型である場合はその吐出容量制御に使用され、これらのクラッチ断続制御や吐出容量制御により蒸発器８の冷却能力を調節して、蒸発器８の吹出温度を制御する。
【００６６】
空調用制御装置５には、上記の温度センサ３４の他に、空調制御のために、内気温Ｔｒ、外気温Ｔａｍ、日射量Ｔｓ、温水温度Ｔｗ等を検出する周知のセンサ群３５から検出信号が入力される。また、車室内計器盤近傍に設置される空調制御パネル３６には乗員により手動操作される温度設定スイッチ、風量切替スイッチ、吹出モードスイッチ、内外気切替スイッチ、圧縮機１のオンオフ信号を発生するエアコンスイッチ等の種々な操作スイッチ群（図示せず）が備えられ、この操作スイッチ群の操作信号も空調用制御装置５に入力される。
【００６７】
また、空調用制御装置５はエンジン用制御装置３７に接続されており、エンジン用制御装置３７から空調用制御装置５には車両エンジン４の回転数信号、車速信号等が入力される。空調用制御装置５は上記の各種入力信号に基づいて所定の演算処理を行って、電磁クラッチ２、流路切替弁１０、電動ポンプ１４等の作動を制御する。
【００６８】
エンジン用制御装置３７は周知のごとく車両エンジン４の運転状況等を検出するセンサ群３８からの信号に基づいて車両エンジン４への燃料噴射量、点火時期等を総合的に制御するものである。さらに、本実施形態の対象とするエコラン車においては、車両エンジン４の回転数信号、車速信号、ブレーキ信号等に基づいて停車状態を判定すると、エンジン用制御装置３７は、点火装置の電源遮断、燃料噴射の停止等により車両エンジン４を自動的に停止させる。
【００６９】
また、エンジン停止後、運転者の運転操作により車両が停車状態から発進状態に移行すると、エンジン用制御装置３７は車両の発進状態をアクセル信号等に基づいて判定して、車両エンジン４を自動的に始動させる。なお、空調用制御装置５は、車両エンジン４停止後の放冷冷房モードの時間が長時間に及び、蓄冷熱交換器１１の蓄冷熱量による冷房を持続できない状態になった時はエンジン再稼働要求の信号をエンジン用制御装置３７に出力する。
【００７０】
空調用制御装置５およびエンジン用制御装置３７はＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ等からなる周知のマイクロコンピュータと、その周辺回路にて構成されるものである。なお、空調用制御装置５およびエンジン用制御装置３７を１つの制御装置として統合してもよい。
【００７１】
次に、上記構成において第１実施形態の作動を説明する。図４は車両走行時の通常冷房モード時の作動を示すものであり、この通常冷房モード時では車両エンジン４によって圧縮機１を駆動することにより冷凍サイクルＲが運転される。従って、圧縮機１から吐出された高圧気相冷媒が凝縮器６にて冷却され、過冷却状態の液冷媒となって膨張弁７に流入する。この膨張弁７の弁部７ａで高圧液冷媒が減圧されて低温低圧の気液２相状態となる。
【００７２】
ここで、通常冷房モード時には空調制御装置５の制御出力により流路切替弁１０が、膨張弁７の出口流路と蓄冷熱交換器１１との間を遮断し、膨張弁７の出口流路を電動ポンプ１４側の流路に連通させる状態に操作される。このとき、電動ポンプ１４側の流路への冷媒流入は逆止弁１５の閉弁により阻止される。
【００７３】
従って、膨張弁７を通過した低圧冷媒の全量が図４の太線矢印に示すように蒸発器８に流入し、蒸発器８において空調ケース２１内の送風空気から低圧冷媒が吸熱して蒸発し、気相冷媒となる。この気相冷媒は、蒸発器８の出口冷媒流路１６および膨張弁７内部の蒸発器出口冷媒流路７ｂを経て圧縮機１に吸入され、再度圧縮される。蒸発器８にて吸熱された冷風はフェイス開口部２９等から車室内へ吹き出して車室内を冷房する。
【００７４】
次に、車両走行時において、冷房熱負荷が所定量以下に低下して、冷房能力に余裕が生じたとき、あるいは、車両減速時、すなわち、車両の慣性動力により圧縮機１を駆動することができて、車両エンジン４による圧縮機駆動動力を節減できる状態を空調制御装置５にて判定したときは、通常冷房モードから蓄冷冷房モードに切り替える。
【００７５】
ここで、冷房熱負荷が所定量以下に低下した状態は、具体的には、例えば、蒸発器吹出温度Ｔｅが所定温度以下に低下したこと等に基づいて判定できる。車両減速時は車速等に基づいて判定できる。
【００７６】
蓄冷冷房モードにおいては空調制御装置５の制御出力により流路切替弁１０が図５に示すように膨張弁７の出口流路と蓄冷熱交換器１１との間を連通する状態に操作される。従って、膨張弁７の出口流路に蒸発器８と蓄冷熱交換器１１が並列接続された状態となり、膨張弁７を通過した低圧冷媒が図５の太線矢印のように蒸発器８と蓄冷熱交換器１１とに並列に流れる。
【００７７】
これにより、蒸発器８においては空調ケース２１内の送風空気から低圧冷媒が吸熱して蒸発することにより送風空気が冷却され、蒸発器８通過後の冷風がフェイス開口部２９等から車室内へ吹き出して車室内を冷房する。これと同時に、蓄冷熱交換器１１においては蓄冷材への蓄冷が行われる。
【００７８】
すなわち、蒸発器８の冷房熱負荷が低下すると、膨張弁７の弁部７ａの開度が減少し、冷凍サイクルの低圧圧力が低下し、低圧冷媒温度が蓄冷熱交換器１１の蓄冷材の凝固点より低下するようになる。従って、蓄冷熱交換器１１では低圧冷媒の蒸発により蓄冷材の凝固が開始され、蓄冷材に対して凝固潜熱が蓄冷される。そして、蒸発器８および蓄冷熱交換器１１で蒸発した気相冷媒は、蒸発器８の出口冷媒流路１６および膨張弁７内部の蒸発器出口冷媒流路７ｂを経て圧縮機１に吸入され、再度圧縮される。
【００７９】
ところで、液冷媒タンク部１２は蓄冷熱交換器１１の入口側の冷媒流路１３および蓄冷熱交換器１１より下方位置に配置されているので、蓄冷冷房モードにおいて冷媒流路１３から蓄冷熱交換器１１に流入する気液２相状態の低圧冷媒のうち、一部の液冷媒が気相冷媒との密度差にて分離され、液冷媒タンク部１２内に溜まる。
【００８０】
次に、信号待ち等の停車時に車両エンジン４を自動的に停止する場合について説明すると、停車時には空調作動状態（送風機２２の作動状態）であっても、車両エンジン４の停止に伴って冷凍サイクルＲの圧縮機１も強制的に停止状態となる。そこで、空調用制御装置５ではこの停車時の車両エンジン（圧縮機）停止状態を判定して、図６に示すように、空調制御装置５の制御出力により流路切替弁１０が通常冷房モード時と同じ状態に操作される。
【００８１】
すなわち、流路切替弁１０は、膨張弁７の出口流路と蓄冷熱交換器１１との間を遮断し、膨張弁７の出口流路を電動ポンプ１４側の流路に連通させる状態に操作される。また、空調制御装置５の制御出力により蓄冷ユニット９内の電動ポンプ１４に給電し、電動ポンプ１４を作動させる。
【００８２】
これにより、冷凍サイクルＲでは図６の太線矢印に示すように、液冷媒タンク部１２→電動ポンプ１４→逆止弁１５→流路切替弁１０→蒸発器８→冷媒流路１６、１７→蓄冷熱交換器１１→液冷媒タンク部１２からなる冷媒循環回路が形成されるとともに、液冷媒タンク部１２内の液冷媒が蒸発器８に導入される。
【００８３】
従って、蒸発器８では液冷媒タンク部１２からの液冷媒が送風機２２の送風空気から吸熱して蒸発するので、圧縮機停止後においても蒸発器８の冷却作用を継続でき、車室内の冷房作用を継続できる。蒸発器８で蒸発した気相冷媒の温度は蓄冷熱交換器１１の蓄冷材の凝固点より高いので、蓄冷材は気相冷媒から融解潜熱を吸熱して固相から液相に相変化（融解）する。これにより、気相冷媒は蓄冷材により冷却され液化する。この液冷媒は重力により落下して液冷媒タンク部１２に蓄えられる。
【００８４】
そして、蓄冷材が液相に相変化していくことにより、液冷媒タンク部１２内の液冷媒量が次第に減少していくが、液冷媒タンク部１２内の液冷媒が残存している間、停車時（圧縮機停止時）の車室内冷房作用を継続できる。
【００８５】
なお、信号待ちによる停車時間は通常、１〜２分程度の短時間であるから、蓄冷材として、凝固点＝６℃、凝固潜熱＝２２９ｋＪ／ｋｇのパラフィンを、４２０ｇ程度用いることにより、１〜２分程度の停車時の間、車室内冷房作用を継続できることを確認している。
【００８６】
ところで、図４〜図６に示すように、通常冷房モード、蓄冷冷房モード、および放冷冷房モードのいずれにおいても、蒸発器８における冷媒流れ方向は、膨張弁７の出口流路から蒸発器出口流路１６へ向かう同一方向Ｂである。従って、圧縮機停止に伴う放冷冷房モード時における蒸発器８の熱交換性能を圧縮機稼働時と同様に良好に発揮できる。
【００８７】
以下このことを具体的に説明すると、第１実施形態の冷凍サイクルＲでは、減圧装置として温度式膨張弁７を用いて、この温度式膨張弁７により蒸発器出口冷媒が所定の過熱度となるようにサイクル循環冷媒流量が調整される。そのため、蒸発器８ではその冷媒出口側領域に冷媒の過熱域が形成され、蒸発器８の出口側冷媒温度が入口側冷媒温度よりも高くなる。
【００８８】
従って、図１４に示すように空気流れ方向Ａに対して対向流の冷媒流路を構成することにより、冷媒入口側熱交換部８１および冷媒出口側熱交換部８２の双方において空気と冷媒との温度差を大きくして、蒸発器８の熱交換性能を向上できる。
【００８９】
また、蒸発器８の冷媒流路構成では、冷媒入口側から冷媒出口側へ向かうにつれて冷媒の蒸発が次第に進行し、気相冷媒の比率（乾き度）が増大するので、冷媒出口側流路では冷媒流速の上昇による圧損の増大が顕著となる。そこで、第１実施形態の蒸発器８では、冷媒入口側熱交換部８１の冷媒流路８１ａ、８１ｂに比較して冷媒出口側熱交換部８２の冷媒流路８２ａ、８２ｂの流路断面積を大きくするように設計して、この圧損増大を低減している。
【００９０】
そして、上記の３つの冷房モードにおける蒸発器８での冷媒流れ方向がすべて同一方向Ｂであるため、対向流による熱交換性能の向上効果および冷媒出口側流路８２ａ、８２ｂでの圧損増大の低減効果を放冷冷房モード時にも他のモードと同様に発揮できる。
【００９１】
なお、図１３の従来技術において、放冷冷房モード時に遠心式の電動ポンプ４２の作動により、蓄冷熱交換器４０→電動ポンプ４２→電磁弁４１→蓄液タンク４３→蒸発器８の方向に冷媒を循環させれば、放冷冷房モード時にも蒸発器８に対して圧縮機稼働時と同一方向へ冷媒を流すことが可能となる。しかし、このようにすると、蓄冷冷房モード時に、電動ポンプ４２のポンプ機構部を正規の冷媒流れ方向と逆方向に冷媒が流れ、この電動ポンプ４２を通して蓄冷熱交換器４０に冷媒が流れるので、蓄冷熱交換器４０への冷媒流れが電動ポンプ４２のポンプ機構部により著しく制限される。その結果、蓄冷熱交換器１１への冷媒流量が減少して蓄冷熱交換器４０における蓄冷能力が極端に低下するので、実際はこのような対策を採用できない。
【００９２】
これに対し、第１実施形態によると、蓄冷冷房モード時に流路切替弁１０から冷媒流路１３を通過して蓄冷熱交換器１１に冷媒が流れ、電動ポンプ４２をバイパスして冷媒が流れるので、電動ポンプ４２の存在により蓄冷熱交換器１１への冷媒流量が減少することは全くない。
【００９３】
なお、第１実施形態では、図４の通常冷房モード時に、流路切替弁１０、電動ポンプ１４、液冷媒タンク部１２を通過して蓄冷熱交換器１１に冷媒が流れることを防止するために、逆止弁１５を用いているが、通常冷房モード時に、停止状態にある電動ポンプ１４自身の流路抵抗により蓄冷熱交換器１１への冷媒流入を僅少量に制限できるのであれば、逆止弁１５を廃止できる。
【００９４】
また、逆止弁１５の機能を流路切替弁１０に一体化してもよい。つまり、流路切替弁１０を、（１）通常冷房モード時には蓄冷熱交換器１１側および電動ポンプ１４側の流路を両方とも遮断し、（２）蓄冷冷房モード時には蓄冷熱交換器１１側の流路のみ連通状態とし、電動ポンプ１４側の流路は遮断状態とし、（３）放冷冷房モード時には電動ポンプ１４側の流路のみ連通状態とし、蓄冷熱交換器１１側の流路は遮断状態とするように構成してもよい。
【００９５】
（第２実施形態）
上記の第１実施形態では、蓄冷冷房モード時に蓄冷熱交換器１１側の流路を蒸発器８の冷媒流路に対して並列接続し、蒸発器８と蓄冷熱交換器１１とに冷媒が並列に流れるように構成しているが、第２実施形態では蓄冷熱交換器１１を蒸発器８の入口側冷媒流路に直列に配置し、圧縮機稼働時には蓄冷熱交換器１１と蒸発器８との直列流路に常に冷媒が流れるようにし、それにより、第１実施形態の流路切替弁１０を廃止する。
【００９６】
図７は第２実施形態による通常冷房・蓄冷モードの状態を示し、図８は第２実施形態による放冷冷房モードの状態を示す。なお、第２実施形態では圧縮機稼働時に蓄冷熱交換器１１と蒸発器８との直列流路に常に冷媒が流れるので、第１実施形態の通常冷房モードと蓄冷冷房モードとを合体した通常冷房・蓄冷モードが設定されるだけとなる。
【００９７】
図７、図８において、第１実施形態と同等部分には同一符号を付して説明を省略し、相違点のみを以下具体的に説明する。膨張弁７の弁７ａの出口部に接続される蒸発器８の入口側冷媒流路１８に蓄冷熱交換器１１を配置し、蓄冷熱交換器１１を第１逆止弁１５ａを介して蒸発器８の入口部に接続している。そして、蓄冷熱交換器１１の下方位置に配置される液冷媒タンク部１２と電動ポンプ１４とを、第１逆止弁１５ａと並列に設けている。
【００９８】
ここで、電動ポンプ１４は液冷媒タンク部１２内の液冷媒を吸入して蒸発器８の入口部に向けて吐出するように構成されている。第１逆止弁１５ａは電動ポンプ１４の作動時に閉弁して、ポンプ吐出冷媒が直接、液冷媒タンク部１２側へ向かうことを阻止する。
【００９９】
一方、蒸発器８の出口冷媒流路１６は膨張弁７内の蒸発器出口冷媒流路７ｂに接続されるとともに、冷媒戻し流路１９を経て蓄冷熱交換器１１の冷媒入口側に接続される。この冷媒戻し流路１９には第２逆止弁１５ｂを設け、この第２逆止弁１５ｂにより膨張弁７の出口冷媒が直接、蒸発器８の出口冷媒流路１６へ向かうことを阻止するようになっている。
【０１００】
次に、第２実施形態の作動を説明する。図７は車両走行時の通常冷房・蓄冷モード時の作動を示すものであり、この通常冷房・蓄冷モード時では車両エンジン４によって圧縮機１を駆動することにより冷凍サイクルＲが運転され、図７の太線矢印に示すように、膨張弁７通過後の低圧冷媒が蓄冷熱交換器１１と蒸発器８との直列流路に常に流れる。
【０１０１】
従って、膨張弁７通過後の低温の低圧冷媒により先ず蓄冷熱交換器１１の蓄冷材が冷却され、蓄冷材への蓄冷を行う。そして、蓄冷熱交換器１１を通過した低圧冷媒は次に蒸発器８において空調ケース２１内の送風空気から吸熱して蒸発し、気相冷媒となる。この気相冷媒は、蒸発器８の出口冷媒流路１６および膨張弁７内部の蒸発器出口冷媒流路７ｂを経て圧縮機１に吸入され、再度圧縮される。蒸発器８にて冷却された冷風はフェイス開口部２９等から車室内へ吹き出して車室内を冷房する。なお、蓄冷熱交換器１１を通過した低圧冷媒中の一部の液冷媒が重力にて下方の液冷媒タンク部１２に溜まる。
【０１０２】
通常冷房・蓄冷モード時は液冷媒循環用の電動ポンプ１４の作動が不要であるため、空調制御装置５の出力により電動ポンプ１４が停止している。このため、電動ポンプ１４が流通抵抗となるので、液冷媒タンク部１２の液冷媒が電動ポンプ１４を介して蒸発器８の入口側に流入する量は僅少である。
【０１０３】
次に、通常冷房・蓄冷モード時における蓄冷ユニット９での冷媒の挙動をより具体的に説明すると、夏期の高外気温時に冷房を始動する場合には蒸発器８の吸い込み空気温度が４０℃以上にも及ぶ高温となり、蒸発器８の冷房熱負荷が非常に大きくなる。このような冷房高負荷条件の下では、蒸発器８の出口冷媒の過熱度が過大となり、膨張弁７の弁部７ａの開度が全開となり、冷凍サイクルの低圧圧力が上昇する。
【０１０４】
そのため、蓄冷ユニット９の蓄冷熱交換器１１に流入する低圧冷媒の温度が蓄冷熱交換器１１の蓄冷材の凝固点（６〜８℃程度）より高い温度となる。従って、蓄冷材は低圧冷媒との熱交換で凝固せず、蓄冷材から顕熱分を吸熱するだけである。その結果、冷房高負荷条件では低圧冷媒が蓄冷熱交換器１１にて吸熱する熱量は僅少量となる。そのため、低圧冷媒のほとんどは蓄冷熱交換器１１を持たない通常の空調装置と同様に蒸発器８にて車室内吹出空気から吸熱して蒸発する。
【０１０５】
なお、冷房高負荷時には、通常、図３の内外気切替箱２３から内気を吸入する内気モードが選択されるから、冷房始動後の時間経過により蒸発器８の吸い込み空気温度が低下し、冷房熱負荷が低下する。これにより、蒸発器８の出口冷媒の過熱度が減少するので、膨張弁７の弁部７ａの開度が減少し、冷凍サイクルの低圧圧力が低下し、低圧冷媒温度が低下する。
【０１０６】
そして、低圧冷媒温度が蓄冷熱交換器１１の蓄冷材の凝固点より低下すると、蓄冷材の凝固が開始され、低圧冷媒は蓄冷材から凝固潜熱を吸熱するので、蓄冷材からの吸熱量が増加する。しかし、蓄冷材がこのように凝固潜熱を蓄冷する段階に至った時点では、既に、冷房熱負荷の低下により低圧冷媒温度が十分低下し、車室内吹出空気が十分低下している。
【０１０７】
従って、蓄冷材への凝固潜熱の蓄冷作用によって、冷房高負荷条件における急速冷房性能（クールダウン性能）が大きく阻害されることがない。換言すると、蓄冷熱交換器１１を冷房用蒸発器８の冷媒回路に直列接続し、蓄冷熱交換器１１に低圧冷媒が常に流れても、冷房高負荷条件における急速冷房性能を、僅少量低下させるだけであり、良好に発揮できる。
【０１０８】
次に、信号待ち等の停車時に車両エンジン４を自動的に停止する場合について説明すると、停車時には空調作動状態（送風機２２の作動状態）であっても、車両エンジン４の停止に伴って冷凍サイクルＲの圧縮機１も強制的に停止状態となる。そこで、空調用制御装置５ではこの停車時の車両エンジン（圧縮機）停止状態を判定して、蓄冷ユニット９内の電動ポンプ１４に給電し、電動ポンプ１４を作動させる。
【０１０９】
これにより、蓄冷熱交換器１１タ下部の液冷媒タンク部１２に溜まっている液冷媒を電動ポンプ１４が吸入して、蒸発器８の入口側に向かって液冷媒を吐出する。この電動ポンプ１４による液冷媒の吸入、吐出作用によって、第１逆止弁１５ａには冷媒圧力が逆方向に作用して第１逆止弁１５ａは閉弁する。これに反し、第２逆止弁１５ｂには冷媒圧力が順方向に作用して第２逆止弁１５ｂは開弁する。
【０１１０】
そのため、図８の太線矢印に示すように、液冷媒タンク部１２→電動ポンプ１４→蒸発器８→出口冷媒流路１６→冷媒戻し流路１９→第２逆止弁１５ｂ→蓄冷熱交換器１１→液冷媒タンク部１２からなる冷媒循環回路で冷媒が循環する。
【０１１１】
従って、蒸発器８では液冷媒タンク部１２からの液冷媒が送風機２２の送風空気から吸熱して蒸発するので、圧縮機停止後においても蒸発器８の冷却作用を継続でき、車室内の冷房作用を継続できる。
【０１１２】
蒸発器８で蒸発した気相冷媒は、蓄冷熱交換器１１を通過する際に蓄冷材の融解潜熱により冷却され凝縮する。この液冷媒は重力により落下して液冷媒タンク部１２に蓄えられる。
【０１１３】
そして、蓄冷材が凝固潜熱を気相冷媒から吸熱して液相に相変化していくことにより、液冷媒タンク部１２内の液冷媒量が減少していくが、液冷媒タンク部１２内の液冷媒が残存している間、停車時（圧縮機停止時）の車室内冷房作用を継続できる。
【０１１４】
ところで、第２実施形態においても、通常冷房・蓄冷モード時および放冷冷房モード時の双方において、蒸発器８には同一方向Ｂに冷媒が流れるから、第１実施形態と同様に蒸発器８の熱交換性能を常に良好な状態に維持できる。
【０１１５】
また、第２実施形態では、第１実施形態と異なり、「冷房用蒸発器８に対して蓄冷熱交換器１１を直列接続する」構成を備えているので、次に、この第２実施形態に独自の構成による有利さを第１実施形態との対比により詳述する。第１実施形態では、空調用冷凍サイクルＲにおいて蓄冷材を内蔵する蓄冷熱交換器１１を圧縮機稼働時における冷媒流れに対して冷房用蒸発器８と並列に設けているので、蓄冷熱交換器１１の冷媒流路を冷凍サイクルの運転状況に応じて流路切替弁１０により切り替えることが必須となる。このことは前述の従来技術（特開２０００−３１３２２６号公報）も同じである。
【０１１６】
これに反し、本実施形態によると、冷房用蒸発器８に対して蓄冷熱交換器１１を直列接続しているから、夏期の冷房始動時のように冷房熱負荷が非常に高い条件においても、サイクル循環冷媒流量の全量が冷房用蒸発器８を通過するから、蓄冷熱交換器１１の追加により冷房用蒸発器８への循環冷媒流量が減少することはない。
【０１１７】
しかも、蓄冷熱交換器１１における蓄冷材の凝固点を前述のように冷房時吹出空気温度の目標上限温度（１２〜１５℃程度）よりも低い温度（６〜８℃程度）に設定することにより、冷房高熱負荷条件における低圧冷媒の温度よりも蓄冷材の凝固点が低い温度となる。このため、冷房高熱負荷条件では蓄冷材は低圧冷媒との熱交換で凝固せず、顕熱分の吸熱が僅かに行われるだけである。
【０１１８】
そのため、低圧冷媒の大部分は蓄冷熱交換器１１を持たない通常の空調装置と同様に蒸発器８にて車室内吹出空気から吸熱して蒸発する。つまり、蓄冷熱交換器１１への冷媒流れの切替のための特別の操作を行わなくても、冷房高熱負荷条件における冷房用蒸発器８の最大冷却能力を良好に発揮できる。
【０１１９】
また、蓄冷熱交換器１１における蓄冷材の凝固が完了し、蓄冷完了状態になると、蓄冷熱交換器１１における低圧冷媒の吸熱はほとんどなくなるが、蓄冷熱交換器１１を冷房用蒸発器８の入口側に配置しているため、膨張弁７は蒸発器８の出口冷媒の過熱度を感知して冷媒流量を調節できる。従って、蓄冷完了後においても、蒸発器８の冷房熱負荷に応じた適切な冷媒流量を蒸発器８に供給できる。
【０１２０】
なお、図９は第２実施形態の比較例であり、この比較例のように、蓄冷熱交換器１１をもし蒸発器８の出口側冷媒流路１６に配置すると、蒸発器８の出口冷媒が過熱度を持っていても蓄冷材の蓄冷（凝固）完了状態では蒸発器８の出口冷媒が蓄冷材により冷却されて過熱度が小さくなってしまう。その結果、膨張弁７の開度が減少して、蒸発器８の冷房熱負荷に対して冷媒流量が過小になるという不具合が生じる。これに対し、第２実施形態では蓄冷熱交換器１１を冷房用蒸発器８の入口側に配置することによりこのような不具合が生じない。
【０１２１】
（第３実施形態）
上記の第１、第２実施形態では、減圧手段として膨張弁７を用い、膨張弁７により蒸発器８の出口冷媒の過熱度を調節する冷凍サイクルについて説明したが、第３実施形態は蒸発器８の出口側（圧縮機１の吸入側）にアキュムレータを配置し、このアキュムレータにおいて蒸発器出口冷媒の気液を分離して液冷媒を溜めて、気相冷媒を圧縮機１に吸入させるアキュムレータ式の冷凍サイクルに蓄冷熱交換器１１を組み合わせるものである。
【０１２２】
図１０、図１１は第３実施形態を示すものであり、第１、第２実施形態と同等部分には同一符号を付して説明を省略する。また、制御装置５、３７等の電気制御部は第１、第２実施形態と同じであるので、図１０、図１１ではこの電気制御部の図示を省略している。
【０１２３】
アキュムレータ式の冷凍サイクルにおいては、蒸発器８の出口側にアキュムレータタンク１２０を配置するので、第３実施形態ではこのアキュムレータタンク１２０に着目して蓄冷ユニット９をアキュムレータタンク１２０と一体に構成する。
【０１２４】
すなわち、第３実施形態では、蒸発器８の出口側冷媒流路に蓄冷ユニット９の蓄冷熱交換器１１を配置するとともに、この蓄冷熱交換器１１のタンク部材１１ｂをアキュムレータタンク１２０の上方側に一体に構成する。従って、アキュムレータタンク１２０が第１、第２実施形態の液冷媒タンク部１２の役割を兼務する。
【０１２５】
アキュムレータタンク１２０の内部にはＵ状に曲げ形成された出口パイプ１２１が配置され、この出口パイプ１２１のＵ状の底部にオイル戻し穴（図示せず）を開口し、このオイル戻し穴から液冷媒中に含まれる圧縮機潤滑用オイルを吸い込むようになっている。また、出口パイプ１２１のＵ状一端部に気相冷媒吸入口１２１ａを設け、この気相冷媒吸入口１２１ａをアキュムレータタンク１２０内の下部に溜まる液冷媒よりも上方の空間に開口することにより、アキュムレータタンク１２０内の上部の気相冷媒を吸入口１２１ａから出口パイプ１２１内に吸入するようになっている。出口パイプ１２１の他端側はアキュムレータタンク１２０の上面部からタンク外部へ取り出して、圧縮機１の吸入側に接続するようになっている。
【０１２６】
そして、アキュムレータタンク１２０の底面部と蒸発器８の入口側流路との間を連通する冷媒戻し流路１９を設け、この冷媒戻し流路１９に液冷媒循環用の電動ポンプ１４および逆止弁１５ｂを配置し、アキュムレータタンク１２０内の液冷媒を電動ポンプ１４により吸入して蒸発器８の入口側へ向かって吐出する。逆止弁１５ｂは図７〜図９の第２逆止弁１５ｂと同様のものである。
【０１２７】
なお、第３実施形態はアキュムレータ式の冷凍サイクルに関するものであって、アキュムレータタンク１２０にて蒸発器出口冷媒の気液を分離して液冷媒を溜める。そして、出口パイプ１２１の気相冷媒吸入口１２１ａから気相冷媒を吸入して圧縮機１の吸入側に送り込むことができる。
【０１２８】
従って、蒸発器出口冷媒の過熱度の調節を行わなくても圧縮機１の液冷媒圧縮を防止できるので、第３実施形態では減圧装置７０としてキャピラリチューブ、オリフィス等の固定絞り、あるいは高圧冷媒圧力に応動する可変絞り等を使用することができる。これらの減圧装置７０は、過熱度制御機構を持つ温度式膨張弁７に比して構成が簡素で、安価である。
【０１２９】
図１０は第３実施形態による車両走行時の通常冷房・蓄冷モードであり、車両エンジン４により圧縮機１が駆動されることにより、図１０の太線矢印で示す回路、すなわち、圧縮機１の吐出側→凝縮器６→減圧装置７０→蒸発器８→蓄冷熱交換器１１→アキュムレータタンク１２０→圧縮機１の吸入側に至る回路にて冷媒が循環し、蒸発器８にて低圧冷媒が空調ケース２１内の送風空気から吸熱して蒸発することにより送風空気が冷却され車室内の冷房を行うことができる。
【０１３０】
また、蓄冷熱交換器１１において蓄冷材を低圧冷媒により冷却して凝固させることにより蓄冷材への蓄冷を行う。なお、通常冷房・蓄冷モードでは、電動ポンプ１４は第１、第２実施形態と同様に停止しており、また、逆止弁１５ｂは閉弁している。
【０１３１】
図１１は第３実施形態による停車時の放冷冷房モードであり、このときは電動ポンプ１４を作動させ、図１１の太線矢印で示す回路により冷媒を循環させる。すなわち、アキュムレータタンク１２０内の液冷媒を電動ポンプ１４にて吸入、吐出することにより、電動ポンプ１４→逆止弁１５ｂ（開弁状態）→蒸発器８→蓄冷熱交換器１１→アキュムレータタンク１２０に至る回路にて冷媒が循環する。
【０１３２】
これにより、アキュムレータタンク１２０内の貯留液冷媒を蒸発器８に循環するとともに、蒸発器８で蒸発した気相冷媒を蓄冷熱交換器１１により冷却、液化させることにより、第３実施形態においても停車時の放冷冷房機能を良好に発揮できる。
【０１３３】
ところで、第３実施形態はアキュムレータ式の冷凍サイクルであるため、蒸発器８の出口側に蓄冷熱交換器１１を直列接続している。これは次の理由による。すなわち、アキュムレータ式の冷凍サイクルでは、減圧装置７０をキャピラリチューブ、オリフィス等の固定絞り、あるいは高圧冷媒圧力に応動する可変絞り等により構成することができ、膨張弁７を使用する必要がない。従って、蒸発器８の出口側に蓄冷熱交換器１１を直列接続しても、前述の蒸発器出口冷媒の過熱度調節の不具合が生じない。
【０１３４】
そして、蒸発器８の冷媒流路を流れる冷媒流れには必ず圧力損失が発生するので、蒸発器８の入口側に比して出口側の方が冷媒圧力（蒸発圧力）が低下する。ここで、アキュムレータ式の冷凍サイクルでは、アキュムレータタンク１２０内部に冷媒の気液界面が形成され冷媒が飽和状態になっているので、蒸発器８内の冷媒が過熱状態にならない。そのため、蒸発器８の出口側では冷媒圧力の低下に伴って冷媒温度（蒸発温度）が必ず入口側よりも低下する。
【０１３５】
従って、アキュムレータ式の冷凍サイクルにおいて、蒸発器８の出口側に蓄冷熱交換器１１を直列接続することにより、蓄冷材をより低温の冷媒にて冷却でき、蓄冷材と冷媒との温度差を拡大して熱交換効率を向上でき、蓄冷材の凝固をより短時間で完了できる。
【０１３６】
因みに、図１２は第３実施形態の比較例であり、蒸発器８の入口側に蓄冷熱交換器１１を直列接続しているので、蓄冷材を冷却する低圧冷媒の温度が第３実施形態より高くなり、蓄冷材の冷却能力が第３実施形態より低下する。
【０１３７】
なお、第３実施形態は、蒸発器８における入口側冷媒温度よりも出口側冷媒温度の方が低下するアキュムレータ式の冷凍サイクルであるから、蒸発器８における冷媒流路構成は、図１４の対向流ではなく並行流とする。すなわち、図１４において、空気流れ方向Ａの風上側に冷媒入口側熱交換部８１を配置し、空気流れ方向Ａの風下側に冷媒出口側熱交換部８２を配置している。これにより、アキュムレータ式冷凍サイクルの蒸発器８において、冷媒入口側熱交換部８１および冷媒出口側熱交換部８２の双方において空気と冷媒との温度差を大きくして、熱交換性能を向上できる。
【０１３８】
そして、第３実施形態においても、通常冷房・蓄冷モード時および放冷冷房モード時の双方において、蒸発器８には同一方向Ｂに冷媒が流れるから、第１、第２実施形態と同様に蒸発器８の熱交換性能を常に良好な状態に維持できる。
【０１３９】
なお、第３実施形態において逆止弁１５ｂは電動ポンプ１４の停止時、すなわち、通常冷房・蓄冷モード時に閉弁することにより、減圧装置７０出口側の低圧冷媒が冷媒戻し流路１９を経てアキュムレータタンク１２０に流入することを防止するものであるから、電動ポンプ１４自身の停止時の流通抵抗により低圧冷媒の上記流れを実用上問題のないレベルに低下できるのであれば、逆止弁１５ｂを廃止してもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態を示す冷凍サイクルの回路図である。
【図２】図１の蓄冷材容器を例示する斜視図である。
【図３】第１実施形態による空調室内ユニット部の概略断面図である。
【図４】第１実施形態による通常冷房モード時の作動説明用の回路図である。
【図５】第１実施形態による蓄冷冷房モード時の作動説明用の回路図である。
【図６】第１実施形態による放冷冷房モード時の作動説明用の回路図である。
【図７】第２実施形態による通常冷房・蓄冷モード時の作動説明用の回路図である。
【図８】第２実施形態による放冷冷房モード時の作動説明用の回路図である。
【図９】第２実施形態の比較例による通常冷房・蓄冷モード時の作動説明用の回路図である。
【図１０】第３実施形態による通常冷房・蓄冷モード時の作動説明用の回路図である。
【図１１】第３実施形態による放冷冷房モード時の作動説明用の回路図である。
【図１２】第３実施形態の比較例による通常冷房・蓄冷モード時の作動説明用の回路図である。
【図１３】従来装置の冷凍サイクルの回路図である。
【図１４】従来装置および本発明の第１、第２実施形態で用いる蒸発器の冷媒流路の概略説明図である。
【符号の説明】
１…圧縮機、４…車両エンジン、６…凝縮器（高圧側熱交換器）、
７…膨張弁（減圧手段）、７０…固定絞り等の減圧装置（減圧手段）、
８…蒸発器、９…蓄冷ユニット、１０…タンク部材、１１…蓄冷熱交換器、
１１ａ…蓄冷材容器、１５…電動ポンプ。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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