(57)【要約】【課題】ヒートポンプ回路での要求負荷が変動する場合でも、状況の変化によらずに極力高いエネルギー効率で運転することができるエンジン駆動式ヒートポンプシステムを実現する。【解決手段】ヒートポンプシステムは、駆動側回転体に接続されたエンジンと、駆動側回転体によって駆動される圧縮機を有するヒートポンプ回路と、エンジンの回転を変速して出力する第一出力状態と同速で出力する第二出力状態とを選択的に実現可能な変速装置と、ヒートポンプ回路の運転状態に応じて変速装置の状態を第一出力状態と第二出力状態との間で切替制御する制御装置とを備える。【選択図】図７
2017181002.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
駆動側回転体に接続されたエンジンと、
前記駆動側回転体によって駆動される従動側回転体に接続された圧縮機を有するヒートポンプ回路と、
前記駆動側回転体に内蔵され、前記エンジンの回転を変速して出力する第一出力状態と、前記エンジンの回転を同速で出力する第二出力状態と、を選択的に実現可能な変速装置と、
前記ヒートポンプ回路の運転状態に応じて、前記変速装置の状態を前記第一出力状態と前記第二出力状態との間で切替制御する制御装置と、
を備えるエンジン駆動式ヒートポンプシステム。
【請求項２】
前記ヒートポンプ回路は、冷媒の流通経路に応じて冷房運転モードと暖房運転モードとを切り替えて運転可能であり、
前記制御装置は、前記ヒートポンプ回路が前記冷房運転モード及び前記暖房運転モードのうちいずれの運転モードで運転されているかに応じて、前記変速装置の状態を前記第一出力状態と前記第二出力状態との間で切替制御する請求項１に記載のエンジン駆動式ヒートポンプシステム。
【請求項３】
前記制御装置は、
前記冷房運転モードでの運転時には、前記変速装置の状態を、前記第一出力状態及び前記第二出力状態のうち前記エンジンの回転に対する前記駆動側回転体の相対回転速度が低い方の出力状態とし、
前記暖房運転モードでの運転時には、前記変速装置の状態を、前記第一出力状態及び前記第二出力状態のうち前記エンジンの回転に対する前記駆動側回転体の相対回転速度が高い方の出力状態とする請求項２に記載のエンジン駆動式ヒートポンプシステム。
【請求項４】
前記制御装置は、前記ヒートポンプ回路で要求されている熱負荷である要求負荷を賄うための必要冷媒循環量を算出するとともに、前記変速装置を前記第一出力状態及び前記第二出力状態とした場合における前記必要冷媒循環量を確保するのに必要な前記エンジンの回転速度及びその際のエネルギー効率をそれぞれ算出し、高い方のエネルギー効率を与える出力状態とするように前記変速装置の状態を制御する請求項１に記載のエンジン駆動式ヒートポンプシステム。
【請求項５】
互いに容量の異なる複数の前記圧縮機を備え、当該複数の前記圧縮機はそれぞれクラッチを介して対応する前記従動側回転体に接続されており、
前記制御装置は、複数の前記クラッチの係合の状態をそれぞれ制御することで前記エンジンによって実際に駆動される前記圧縮機の組み合わせを変更可能に構成されているとともに、全ての組み合わせについて前記変速装置を前記第一出力状態及び前記第二出力状態とした場合における前記必要冷媒循環量を確保するのに必要な前記エンジンの回転速度及びその際のエネルギー効率をそれぞれ算出し、最も高いエネルギー効率を与える出力状態とするように複数の前記クラッチの係合の状態及び前記変速装置の状態を制御する請求項１に記載のエンジン駆動式ヒートポンプシステム。
【請求項６】
前記制御装置は、少なくとも前記エンジンの回転速度、前記エンジンの燃焼室への燃料ガスと空気との混合気の吸気量を調整するスロットル弁の開度、及び前記燃料ガスと空気との混合比を調整する燃料調整弁の開度に基づいて前記エンジンの負荷を算出し、算出されたエンジン負荷が予め定められた基準負荷以上となる場合に、エネルギー効率とは無関係に、前記変速装置の状態を、前記第一出力状態及び前記第二出力状態のうち前記エンジンの回転に対する前記駆動側回転体の相対回転速度が低い方の出力状態とする請求項４又は５に記載のエンジン駆動式ヒートポンプシステム。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、エンジン駆動式ヒートポンプシステムに関する。
【背景技術】
【０００２】
エンジンと、当該エンジンの軸動力を駆動力源とする圧縮機を有するヒートポンプ回路とを備えた、エンジン駆動式ヒートポンプシステムが利用されている。このようなエンジン駆動式ヒートポンプシステムの一例が、例えば特開２０１５−１０５９４号公報（特許文献１）に開示されている。特許文献１のエンジン駆動式ヒートポンプシステムでは、エンジン１の出力軸７がエンジン側プーリ４１に連結され、圧縮機３１の駆動軸が圧縮機側プーリ４３に連結され、両プーリ４１，４３に亘ってベルト４４が巻回されている。特許文献１のシステムは、このようなプーリを用いた動力伝達機構４０を介して、エンジン１に対して異軸配置された圧縮機３１を回転駆動し、ヒートポンプ回路３０を運転している。
【０００３】
かかるエンジン駆動式ヒートポンプシステムでは、ヒートポンプ回路で要求される熱負荷は状況に応じて変動し、それに伴い、要求負荷を賄うための必要冷媒循環量も変動する。通常、エンジン駆動式ヒートポンプシステムでは、ヒートポンプ回路における必要冷媒循環量を確保するのに必要な回転速度となるように、エンジンの回転速度が制御される。しかし、状況の変化に応じた必要冷媒循環量の変動に伴ってエンジンの回転速度を制御するだけでは、エネルギー効率の低い運転状態を余儀なくされる場合があった。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２０１５−１０５９４号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
ヒートポンプ回路での要求負荷が変動する場合でも、状況の変化によらずに極力高いエネルギー効率で運転することができるエンジン駆動式ヒートポンプシステムの実現が望まれる。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
本発明に係るエンジン駆動式ヒートポンプシステムは、
駆動側回転体に接続されたエンジンと、
前記駆動側回転体によって駆動される従動側回転体に接続された圧縮機を有するヒートポンプ回路と、
前記駆動側回転体に内蔵され、前記エンジンの回転を変速して出力する第一出力状態と、前記エンジンの回転を同速で出力する第二出力状態と、を選択的に実現可能な変速装置と、
前記ヒートポンプ回路の運転状態に応じて、前記変速装置の状態を前記第一出力状態と前記第二出力状態との間で切替制御する制御装置と、
を備える。
【０００７】
この構成によれば、第一出力状態と第二出力状態とを選択的に実現可能な変速装置を備えることで、エンジンの軸動力を、当該エンジンの回転を変速して又は同速で、駆動側回転体から圧縮機に伝達することができる。そして、ヒートポンプ回路の運転状態を考慮して、それに応じて、変速装置の状態を第一出力状態及び第二出力状態の中からエネルギー効率の観点から好ましい出力状態に切替制御することができる。よって、ヒートポンプ回路での要求負荷が変動する場合でも、状況の変化によらずに極力高いエネルギー効率で運転することができる。
【０００８】
前記ヒートポンプ回路は、冷媒の流通経路に応じて冷房運転モードと暖房運転モードとを切り替えて運転可能であり、
前記制御装置は、前記ヒートポンプ回路が前記冷房運転モード及び前記暖房運転モードのうちいずれの運転モードで運転されているかに応じて、前記変速装置の状態を前記第一出力状態と前記第二出力状態との間で切替制御することが好ましい。
【０００９】
この構成によれば、１台のエンジン駆動式ヒートポンプシステムを用いて、冷房運転及び暖房運転の両方を実施することができる。冷房運転と暖房運転とでは、使用時の外気温の差や冷媒密度の差等に応じてエネルギー効率にも差異が生じる場合が多いが、運転モードに応じて変速装置の状態を切替制御することで、両方の運転モードでそれぞれ極力高いエネルギー効率を達成することができる。
【００１０】
前記制御装置は、
前記冷房運転モードでの運転時には、前記変速装置の状態を、前記第一出力状態及び前記第二出力状態のうち前記エンジンの回転に対する前記駆動側回転体の相対回転速度が低い方の出力状態とし、
前記暖房運転モードでの運転時には、前記変速装置の状態を、前記第一出力状態及び前記第二出力状態のうち前記エンジンの回転に対する前記駆動側回転体の相対回転速度が高い方の出力状態とすることが好ましい。
【００１１】
通常、冷房運転に比べて暖房運転の方が、例えば定格能力や中間能力等の所定空調能力を出力するためのエンジンの回転速度が高くなる傾向にある。このため、冷房運転時のエネルギー効率を高めることを優先した仕様であれば、暖房運転時にはエネルギー効率が低下してしまう。逆に、暖房運転時のエネルギー効率を高めることを優先した仕様であれば、冷房運転時にはエネルギー効率が低下してしまう。この点に鑑み、上記の構成によれば、冷房運転時と暖房運転時との間で同じ空調能力を出力するためのエンジンの回転速度の差異を小さく抑えることができ、両方の運転モードでそれぞれ極力高いエネルギー効率を達成することができる。
【００１２】
前記制御装置は、前記ヒートポンプ回路で要求されている熱負荷である要求負荷を賄うための必要冷媒循環量を算出するとともに、前記変速装置を前記第一出力状態及び前記第二出力状態とした場合における前記必要冷媒循環量を確保するのに必要な前記エンジンの回転速度及びその際のエネルギー効率をそれぞれ算出し、高い方のエネルギー効率を与える出力状態とするように前記変速装置の状態を制御することが好ましい。
【００１３】
この構成によれば、変速装置を備えることで、ヒートポンプ回路において必要冷媒循環量を確保するために必要なエンジンの動作点の選択肢の幅が広がり、より高いエネルギー効率を狙った設定が可能となる。よって、ヒートポンプ回路における必要冷媒循環量を確保して要求負荷を満足させつつ、その時点での変速装置の第一出力状態又は第二出力状態で達成可能なエネルギー効率のうち、高い方のエネルギー効率を達成することができる。
【００１４】
互いに容量の異なる複数の前記圧縮機を備え、当該複数の前記圧縮機はそれぞれクラッチを介して対応する前記従動側回転体に接続されており、
前記制御装置は、複数の前記クラッチの係合の状態をそれぞれ制御することで前記エンジンによって実際に駆動される前記圧縮機の組み合わせを変更可能に構成されているとともに、全ての組み合わせについて前記変速装置を前記第一出力状態及び前記第二出力状態とした場合における前記必要冷媒循環量を確保するのに必要な前記エンジンの回転速度及びその際のエネルギー効率をそれぞれ算出し、最も高いエネルギー効率を与える出力状態とするように複数の前記クラッチの係合の状態及び前記変速装置の状態を制御することが好ましい。
【００１５】
この構成によれば、複数のクラッチのそれぞれの係合の状態をそれぞれ制御することで、実際に働く圧縮機の合計容量を変更することができ、ヒートポンプ回路において必要冷媒循環量を確保するために必要なエンジンの動作点の選択肢の幅が広がる。この場合において、変速装置を備えることで、ヒートポンプ回路において必要冷媒循環量を確保するために必要なエンジンの動作点の選択肢の幅がさらに広がり、さらに高いエネルギー効率を狙った設定が可能となる。よって、ヒートポンプ回路における必要冷媒循環量を確保して要求負荷を満足させつつ、その時点で実際に働く圧縮機の組み合わせパターンと変速装置の状態（第一出力状態／第二出力状態）とに応じて達成可能なエネルギー効率のうち、最も高いエネルギー効率を達成することができる。
【００１６】
前記制御装置は、少なくとも前記エンジンの回転速度、前記エンジンの燃焼室への燃料ガスと空気との混合気の吸気量を調整するスロットル弁の開度、及び前記燃料ガスと空気との混合比を調整する燃料調整弁の開度に基づいて前記エンジンの負荷を算出し、算出されたエンジン負荷が予め定められた基準負荷以上となる場合に、エネルギー効率とは無関係に、前記変速装置の状態を、前記第一出力状態及び前記第二出力状態のうち前記エンジンの回転に対する前記駆動側回転体の相対回転速度が低い方の出力状態とすることが好ましい。
【００１７】
この構成によれば、エンジン負荷が予め定められた基準負荷以上となる場合には、エンジンの回転速度を上昇させてエンジン負荷を軽減させることができる。よって、例えばエンジン負荷が過大となるような状況で、エネルギー効率を度外視して、エンジンの保護を図ることができる。
【図面の簡単な説明】
【００１８】
【図１】第１実施形態に係るエンジン駆動式ヒートポンプシステムを示す模式図
【図２】駆動側回転体の構造を示す断面図
【図３】図２における部分拡大図
【図４】変速装置及び切替機構のスケルトン図
【図５】変速装置の第一出力状態での速度線図
【図６】変速装置の第二出力状態での速度線図
【図７】変速制御の処理手順を示すフローチャート
【図８】エンジンの動作点とエネルギー効率との関係を示すマップ
【図９】第２実施形態に係る制御装置のブロック図
【図１０】変速制御の処理手順を示すフローチャート
【図１１】エンジン回転速度と冷媒循環量との関係を示すマップ
【図１２】第３実施形態に係るエンジン駆動式ヒートポンプシステムの模式図
【図１３】制御装置のブロック図
【図１４】エンジン回転速度と冷媒循環量との関係を示すマップ
【図１５】第４実施形態に係る制御装置のブロック図
【図１６】変速制御の処理手順を示すフローチャート
【図１７】変速制御に伴う変速装置の出力状態の変化を示す速度線図
【図１８】エンジン回転速度と冷媒循環量との関係を示すマップ
【発明を実施するための形態】
【００１９】
〔第１実施形態〕
エンジン駆動式ヒートポンプシステムの第１実施形態について、図面を参照して説明する。エンジン駆動式ヒートポンプシステム１（以下、単に「ヒートポンプシステム１」と言う。）は、エンジン１０と、このエンジン１０によって駆動される圧縮機７１を有するヒートポンプ回路７０とを備える。本実施形態のヒートポンプシステム１は、エンジン１０と圧縮機７１との間に動力伝達機構２０を備え、この動力伝達機構２０を構成する駆動側回転体２１に、変速装置５０を内蔵して備える点によって特徴付けられる。また、本実施形態のヒートポンプシステム１は、システム全体を制御する制御装置８０を備え、この制御装置８０が、ヒートポンプ回路７０の運転状態に応じて変速装置５０の状態を切替制御する点によっても特徴付けられる。
【００２０】
図１に示すように、エンジン１０には、燃焼室１１に供給される混合気Ｍが流通する吸気路１２と、燃焼室１１から排出される排ガスＥが通流する排気路１８とが接続されている。吸気路１２には燃料供給路１３が接続されており、この燃料供給路１３から例えば天然ガス系都市ガス等の燃料ガスＧが供給される。燃料ガスＧの供給量は、制御装置８０からの指令に基づき、燃料調整弁１４によって調整される。燃料供給路１３から供給される燃料ガスＧは、混合器１５にて、吸気路１２の端部から吸気される空気Ａと混合される。こうして生成される燃料ガスＧと空気Ａとの混合気Ｍが、吸気路１２を通って燃焼室１１に吸気される。なお、燃料調整弁１４が燃料ガスＧの供給量を調整することにより、燃料ガスＧと空気Ａとの混合比（空燃比）が調整される。吸気路１２には、燃焼室１１への混合気Ｍ（燃料ガスＧ）の吸気量を調整するスロットル弁１６も設けられている。
【００２１】
燃焼室１１に供給された混合気Ｍは、圧縮されるとともに圧縮状態で点火プラグ（図示せず）にて点火されて燃焼・膨張することにより、出力軸１７が回転駆動されて軸動力が出力される。そして、燃焼により発生した排ガスＥが、排気路１８を通って排気される。つまり、このエンジン１０は、通常の４サイクル式に構成されている。また、エンジン１０には、当該エンジン１０の回転速度（出力軸１７の回転速度）を検出する回転速度センサ１９が設けられている。
【００２２】
エンジン１０の出力軸１７から出力される軸動力は、動力伝達機構２０を介して圧縮機７１に伝達される。動力伝達機構２０は、エンジン１０の出力軸１７に接続された駆動側回転体２１と、圧縮機７１の駆動軸にクラッチ２４を介して連結された従動側回転体２２と、駆動側回転体２１と従動側回転体２２とを連動させる駆動伝達体２３を備えている。従動側回転体２２は、駆動伝達体２３を介して、駆動側回転体２１によって駆動される。本実施形態では、駆動側回転体２１及び従動側回転体２２はプーリであり、駆動伝達体２３は２つのプーリに亘って巻回されたベルトである。本実施形態では、駆動側回転体２１は、連結部材２６を介して回転体支持部材２５によって回転自在に支持されている（図２を参照）。駆動側回転体２１の具体的構造に関しては後述する。
【００２３】
ヒートポンプ回路７０は、圧縮機７１に加え、室外熱交換器７２と、膨張弁７３と、室内熱交換器７４とを備えている。また、ヒートポンプ回路７０は、圧縮機７１で圧縮された冷媒の送出先を室外熱交換器７２側と室内熱交換器７４側とに切り替える四方弁７５を備えている。なお、室内熱交換器７４及び膨張弁７３は、空調対象空間である室内に設置される室内ユニットに装備されている。エンジン１０、動力伝達機構２０、圧縮機７１、室外熱交換器７２、及び四方弁７５等は、空調対象空間外に設置される室外ユニットに装備されている。
【００２４】
ヒートポンプ回路７０は、四方弁７５によって冷媒の流通経路を切替可能に構成されており、冷媒の流通経路に応じて冷房運転モードと暖房運転モードとを切り替えて運転可能となっている。
【００２５】
例えば冷房運転モードにて運転する場合には、図１において四方弁７５の状態を実線で示す状態として、圧縮機７１の流入側に室内熱交換器７４を接続するとともに圧縮機７１の吐出側を室外熱交換器７２に接続する。この場合、圧縮機７１で圧縮された高温高圧の冷媒蒸気が室外熱交換器７２に流入し、凝縮器として機能する室外熱交換器７２において、高温高圧の冷媒蒸気が外気との熱交換により放熱して凝縮する。凝縮した冷媒液は膨張弁７３（ここでは特に室内機側膨張弁７３Ａ）を通過する際に低温低圧化してから室内熱交換器７４に流入し、蒸発器として機能する室内熱交換器７４において、低温低圧の冷媒液が室内空気との熱交換により吸熱して蒸発する。そして、その蒸発した冷媒蒸気が圧縮機７１に戻されるといった形態で、冷媒がヒートポンプ回路７０を循環する。こうして、冷房運転モードでは、室内熱交換器７４において冷媒液が吸熱して蒸発する際に発生する冷熱を利用して、空調対象空間の冷房が行われる。
【００２６】
一方、暖房運転モードにて運転する場合には、図１において四方弁７５の状態を破線で示す状態として、圧縮機７１の流入側に室外熱交換器７２を接続するとともに圧縮機７１の吐出側を室内熱交換器７４に接続する。この場合、圧縮機７１で圧縮された高温高圧の冷媒蒸気が室内熱交換器７４に流入し、凝縮器として機能する室内熱交換器７４において、高温高圧の冷媒蒸気が室内空気との熱交換により放熱して凝縮する。凝縮した冷媒液は膨張弁７３（ここでは特に室外機側膨張弁７３Ｂ）を通過する際に低温低圧化してから室外熱交換器７２に流入し、蒸発器として機能する室外熱交換器７２において、低温低圧の冷媒液が外気との熱交換により吸熱して蒸発する。そして、その蒸発した冷媒蒸気が圧縮機７１に戻されるといった形態で、冷媒がヒートポンプ回路７０を循環する。こうして、暖房運転モードでは、室内熱交換器７４において冷媒蒸気が放熱して凝縮する際に発生する温熱を利用して、空調対象空間の暖房が行われる。
【００２７】
制御装置８０は、いわゆるスロットルバルブ出力制御を行うように構成されている。すなわち、制御装置８０は、ヒートポンプ回路７０における熱負荷（要求負荷）に応じたエンジン１０の目標回転速度を設定し、回転速度センサ１９で検出されるエンジン１０の実回転速度が目標回転速度となるように、スロットル弁１６の開度を調整する。
【００２８】
図２に示すように、本実施形態では、エンジン１０の軸動力を圧縮機７１に伝達するための動力伝達機構２０に含まれる駆動側回転体２１は、内蔵型の変速装置５０を備えている。
【００２９】
駆動側回転体２１は、概略的には、入力部材３０と、出力部材４０と、変速装置５０と、切替機構６０とを備えている（図４も参照）。入力部材３０は、エンジン１０の出力軸１７に連結された、駆動側回転体２１における入力側回転部材である。入力部材３０は、連動して回転するように連結された第一ドラム３１と第二ドラム３２とを含む。エンジン１０の出力軸１７が第一ドラム３１に連結されているとともに、その第一ドラム３１に、変速装置５０を構成するキャリヤケース５１と連結ピン３４とを介して第二ドラム３２が連結されている。第一ドラム３１と第二ドラム３２とは、連結ピン３４により、軸方向Ｌに沿って相対移動可能に連結されている。
【００３０】
第二ドラム３２は、内向きフランジ３２Ａと、外向きフランジ３２Ｂと、肉厚部３２Ｃとを有する。内向きフランジ３２Ａは、第二ドラム３２の、軸方向Ｌにおける第一ドラム３１とは反対側の端部に設けられている。内向きフランジ３２Ａは、第五軸受Ｂ５を介して、切替機構６０を構成する可動シリンダ６２に回転可能に支持されている。外向きフランジ３２Ｂには周方向の複数箇所で連結ピン３４が挿通されているとともに、各連結ピン３４に外装された状態で、外向きフランジ３２Ｂと各連結ピン３４との間にスプリング３５が介在されている。肉厚部３２Ｃは、出力部材４０を構成する第二カバー４２の内向きフランジ４２Ａに対して、間に第二摩擦プレート４４を配する状態で、軸方向Ｌに対向配置されている。
【００３１】
出力部材４０は、駆動伝達体２３（本例ではベルト）が巻回される出力部４１Ａ（被巻回部）をその外周面に有する、駆動側回転体２１における出力側回転部材である。出力部材４０は、入力部材３０と同軸に配置されている。出力部材４０は、入力部材３０の径方向外側に、当該入力部材３０と重なるように配置されている。出力部材４０は、一体回転するように連結された第一カバー４１と第二カバー４２とを含む。第一カバー４１は、第一軸受Ｂ１を介して、第一ドラム３１に対して相対回転可能に支持されている。第一軸受Ｂ１としては、例えばラジアル型のニードルベアリングを用いることができる。第二カバー４２は、軸方向Ｌにおける第一カバー４１とは反対側の端部に内向きフランジ４２Ａを有する。内向きフランジ４２Ａは、第二ドラム３２の肉厚部３２Ｃに対して、間に第二摩擦プレート４４を配する状態で、軸方向Ｌに対向配置されている。また、出力部材４０は、変速装置５０を構成するリングギヤ連結部材５７と一体回転するように連結されている。
【００３２】
変速装置５０は、入力部材３０と出力部材４０との間の変速比を変更するための装置である。なお、本実施形態では、「変速比」は、入力回転速度（入力部材３０の回転速度）に対する出力回転速度（出力部材４０の回転速度）の比を表す概念として用いる。本実施形態では、変速装置５０は、入力部材３０に伝達されるエンジン１０の回転を変速して出力部材４０から出力する第一出力状態と、エンジン１０の回転を同速で出力する第二出力状態とを選択的に実現可能に構成されている。すなわち、本実施形態の変速装置５０は、変速比が互いに異なる２つの変速段を有するステップ式変速装置として構成されている。
【００３３】
変速装置５０は、入力部材３０及び出力部材４０と同軸に配置されている。変速装置５０は、入力部材３０の径方向外側に、入力部材３０及び出力部材４０と重なるように配置されている。このような変速装置５０は、遊星歯車機構ＰＧを含んで構成されている。本実施形態では、変速装置５０は、３要素の遊星歯車機構ＰＧを含んで構成されており、外歯のサンギヤＳと、サンギヤＳに噛み合う複数のピニオンＰを支持するキャリヤＣと、複数のピニオンＰに噛み合う内歯のリングギヤＲとを有する。また、本実施形態では、遊星歯車機構ＰＧは、シングルピニオン式に構成されている。
【００３４】
さらに具体的構造について言及すると、変速装置５０は、キャリヤケース５１と、シャフト部材５２と、サンギヤ連結部材５４と、リングギヤ連結部材５７とを備えている。キャリヤケース５１は、複数のピニオンＰを支持するキャリヤＣの実部材であり、入力部材３０を構成する第一ドラム３１と一体回転するように連結されている。また、キャリヤケース５１は、第一ドラム３１との連結部とは反対側の端部で、連結ピン３４を介して第二ドラム３２に連結されている。
【００３５】
シャフト部材５２は、キャリヤケース５１を貫通する状態で変速装置５０の軸心Ｘに沿って配置されている。シャフト部材５２は、キャリヤケース５１と一体回転するように連結されている。こうして、シャフト部材５２は、キャリヤケース５１を介して入力部材３０と一体回転する。シャフト部材５２は、軸方向Ｌにおけるエンジン１０とは反対側に向かって、駆動側回転体２１を回転可能に支持する非回転部材としての回転体支持部材２５に連結された連結部材２６付近まで延びている。そして、シャフト部材５２は、第二軸受Ｂ２及び第三軸受Ｂ３を介して、連結部材２６に固定された固定ピストン６１に対して回転可能に支持されている。第二軸受Ｂ２としては例えばスラスト型のボールベアリングを用いることができ、第三軸受Ｂ３としては例えばラジアル型のボールベアリングを用いることができる。
【００３６】
シャフト部材５２には、軸受フランジ５２Ａと皿バネ５２Ｂとが設けられている。軸受フランジ５２Ａは、シャフト部材５２に外嵌されているとともに軸方向Ｌの一方側（以下、「軸方向一方側Ｌ１」と表記する。）から第二軸受Ｂ２を軸方向Ｌに押さえる。皿バネ５２Ｂは、シャフト部材５２の軸端部にボルト固定されているとともに軸方向Ｌの他方側（以下、「軸方向他方側Ｌ２」と表記する。）から第三軸受Ｂ３を軸方向Ｌに押さえる。軸方向Ｌにおける第二軸受Ｂ２と第三軸受Ｂ３との間には、固定ピストン６１の内向き突起６１Ｃが径方向に突出する状態に配置されている。シャフト部材５２及びそれに連結されたキャリヤケース５１は、軸受フランジ５２Ａと皿バネ５２Ｂとによって互いに近接する向きに押圧された２つの軸受Ｂ２，Ｂ３によって内向き突起６１Ｃを挟持する状態で、軸方向Ｌに位置決めされている。
【００３７】
サンギヤ連結部材５４には、ピニオンＰに噛み合う外歯のサンギヤＳが形成されている。サンギヤ連結部材５４は、中心孔を有する筒状に形成されている。サンギヤ連結部材５４は、その中心孔に挿通されるシャフト部材５２の径方向外側に、当該シャフト部材５２と同軸に配置されている。サンギヤ連結部材５４は、第四軸受Ｂ４を介して、シャフト部材５２に対して相対回転可能に支持されている。第四軸受Ｂ４としては、例えばラジアル型のニードルベアリングを用いることができる。サンギヤ連結部材５４は、固定ピストン６１の円筒状部６１Ａよりも径方向外側まで延びるように延出する外向きフランジ５４Ａを有する。外向きフランジ５４Ａは、可動シリンダ６２の第一径方向延在部６２Ａ（図３を参照）に対して、間に第一摩擦プレート５５を配する状態で、軸方向Ｌに対向配置されている。
【００３８】
リングギヤ連結部材５７には、ピニオンＰに噛み合う内歯のリングギヤＲが形成されている。リングギヤ連結部材５７は、出力部材４０（第一カバー４１及び第二カバー４２）と一体回転するように連結されている。
【００３９】
こうして、本実施形態の遊星歯車機構ＰＧにおいては、キャリヤＣに入力部材３０が連結され、リングギヤＲに出力部材４０が連結され、サンギヤＳにサンギヤ連結部材５４が連結されている。
【００４０】
切替機構６０は、変速装置５０を介した動力伝達経路に作用して、当該変速装置５０による変速比を切り替えるための機構である。切替機構６０は、変速装置５０よりも軸方向他方側Ｌ２において、当該変速装置５０に対して軸方向Ｌに隣接して配置されている。本実施形態では切替機構６０は、固定側部材としての固定ピストン６１と、可動側部材としての可動シリンダ６２とを有するクラッチ機構ＣＬを含んで構成されている。クラッチ機構ＣＬは、入力部材３０の径方向外側に、入力部材３０及び出力部材４０と重なるように配置されている。
【００４１】
図２及び図３に示すように、固定ピストン６１は、連結部材２６を介して回転体支持部材２５に固定されている。固定ピストンは、回転体支持部材２５や連結部材２６と同じく、回転しない非回転部材となっている。固定ピストン６１は、円筒状部６１Ａと、区画体６１Ｂと、内向き突起６１Ｃとを有する。円筒状部６１Ａは、シャフト部材５２よりも大径で、且つ、第二ドラム３２よりも小径の円筒状に形成されている。円筒状部６１Ａは、間に第二軸受Ｂ２及び第三軸受Ｂ３が配置された状態で、シャフト部材５２の径方向外側に当該シャフト部材５２と同軸に配置されている。区画体６１Ｂは、円筒状部６１Ａから径方向外側に向かって延びるフランジ状に形成されている。この区画体６１Ｂは、可動シリンダ６２の内部空間に進入している。
【００４２】
可動シリンダ６２は、固定ピストン６１の径方向外側に当該固定ピストン６１と同軸に配置されている。可動シリンダ６２は、固定ピストン６１の外周面に摺接しながら軸方向Ｌに往復移動可能となっている。可動シリンダ６２は、第一径方向延在部６２Ａと、第二径方向延在部６２Ｂと、軸方向延在部６２Ｃとを有する。第一径方向延在部６２Ａは、径方向に延びる円環板状に形成されており、固定ピストン６１の区画体６１Ｂに対して軸方向一方側Ｌ１に配置されている。第二径方向延在部６２Ｂは、径方向に延びる円環板状に形成されており、区画体６１Ｂに対して軸方向他方側Ｌ２に配置されている。軸方向延在部６２Ｃは、軸方向Ｌに延びる円筒状に形成されており、区画体６１Ｂの径方向外側で第一径方向延在部６２Ａと第二径方向延在部６２Ｂとを連結している。
【００４３】
こうして、可動シリンダ６２の内部空間が、固定ピストン６１に対して軸方向Ｌの両側に位置する２つの圧力室（すなわち、第一圧力室Ｋ１及び第二圧力室Ｋ２）に区画形成されている。これら２つの圧力室Ｋ１，Ｋ２は、いずれも密封空間として形成されている。円筒状部６１Ａと第一径方向延在部６２Ａ及び第二径方向延在部６２Ｂのそれぞれとの間、並びに区画体６１Ｂと軸方向延在部６２Ｃとの間には、例えばＯリングやＸリング等のシール部材が配置されている。
【００４４】
第二径方向延在部６２Ｂは、その径方向内側の端部に、軸方向他方側Ｌ２に向かって突出する円筒状のボス部６２ｄを有する。このボス部６２ｄの外周面に支持される状態で、軸方向Ｌにおける第二径方向延在部６２Ｂと第二ドラム３２の内向きフランジ３２Ａとの間に第五軸受Ｂ５が配置されている。第五軸受Ｂ５としては、例えばスラスト型のボールベアリングを用いることができる。ボス部６２ｄと固定ピストン６１との係合部は、例えばスプライン係合部とすることができる。こうして、可動シリンダ６２が、固定ピストン６１に対して相対回転が規制された状態で軸方向Ｌに移動可能となっていることが好ましい。
【００４５】
図４に模式的に示すように、切替機構６０は、可動シリンダ６２の内部の第一圧力室Ｋ１及び第二圧力室Ｋ２に対して選択的に圧力流体を供給するための圧力流体供給機構６３を備えている。圧力流体供給機構６３は、コンプレッサ６４と、接続流路６５と、流路切換弁６６とを含む。コンプレッサ６４は、当該コンプレッサ６４に供給される空気を圧縮して所定圧に高めて出力する。接続流路６５は、コンプレッサ６４とクラッチ機構ＣＬ（具体的には２つの圧力室Ｋ１，Ｋ２）とを接続しており、コンプレッサ６４からの圧縮空気（圧力流体の一例）をクラッチ機構ＣＬに供給する。流路切換弁６６は、接続流路６５に設けられ、コンプレッサ６４からの圧縮空気を第一圧力室Ｋ１及び第二圧力室Ｋ２のいずれか一方に選択的に導入する。流路切換弁６６は、例えば三方弁で構成される。
【００４６】
圧縮空気が第一圧力室Ｋ１に導入されると、第一径方向延在部６２Ａが受圧面として機能し、可動シリンダ６２が軸方向一方側Ｌ１に移動する。すると、第一摩擦プレート５５を介して、サンギヤ連結部材５４と可動シリンダ６２とが互いに圧接される。可動シリンダ６２は、非回転部材としての固定ピストン６１に対して相対回転が規制されているので、結果的にサンギヤ連結部材５４の回転が停止される。このサンギヤ連結部材５４が回転停止した状態を、本実施形態では「第一状態」と言う。切替機構６０は、圧縮空気を第一圧力室Ｋ１に導入して、可動シリンダ６２を軸方向一方側Ｌ１に移動させることにより、サンギヤ連結部材５４を回転停止させて第一状態を実現する。なお、第一状態では、第二摩擦プレート４４を介した入力部材３０と出力部材４０との圧接が解除されて、入力部材３０と出力部材４０とは相対回転可能となる。
【００４７】
第一状態では、図５に示すように、サンギヤ連結部材５４及びサンギヤＳが回転停止された状態で、入力部材３０及びキャリヤＣに伝達されるエンジン１０の回転速度が、増速されてリングギヤＲ及び出力部材４０から出力される。その際、エンジン１０の回転速度は、（１＋λ）倍に増速されて出力部材４０から出力される。なお、「λ」は、遊星歯車機構ＰＧのギヤ比であり、具体的にはリングギヤＲの歯数に対するサンギヤＳの歯数の比である。こうして、変速装置５０は、切替機構６０によって実現される第一状態で、エンジン１０の回転を変速（本例では増速）して出力する第一出力状態となる。この第一出力状態は、本例では、２段変速式の変速装置５０が増速段を形成している状態である。
【００４８】
一方、圧縮空気が第二圧力室Ｋ２に導入されると、第二径方向延在部６２Ｂが受圧面として機能し、可動シリンダ６２が軸方向他方側Ｌ２に移動する。すると、第五軸受Ｂ５を介して入力部材３０が軸方向他方側Ｌ２に押圧される。このとき、入力部材３０を構成する第一ドラム３１は軸方向Ｌの位置を保ったまま、第二ドラム３２だけが、スプリング３５の付勢力に抗して軸方向他方側Ｌ２に移動する。これにより、第二摩擦プレート４４を介して、入力部材３０と出力部材４０とが互いに圧接され、両者が一体回転する状態となる。この入力部材３０と出力部材４０とが一体回転する状態を、本実施形態では「第二状態」と言う。切替機構６０は、圧縮空気を第二圧力室Ｋ２に導入して、可動シリンダ６２を軸方向他方側Ｌ２に移動させることにより、入力部材３０と出力部材４０とを一体回転させて第二状態を実現する。なお、第二状態では、第一摩擦プレート５５を介したサンギヤ連結部材５４と可動シリンダ６２との圧接が解除されて、サンギヤ連結部材５４及びサンギヤＳは回転可能な状態となる。
【００４９】
第二状態では、図６に示すように、サンギヤ連結部材５４及びサンギヤＳが回転可能な状態で、入力部材３０及びキャリヤＣに伝達されるエンジン１０の回転速度が、変速されることなく同速で、リングギヤＲ及び出力部材４０から出力される。こうして、変速装置５０は、切替機構６０によって実現される第二状態で、エンジン１０の回転を同速で出力する第二出力状態となる。この第二出力状態は、本例では、２段変速式の変速装置５０が直結段を形成している状態である。
【００５０】
このように、本実施形態の切替機構６０は第一状態と第二状態とを切替自在に構成されており、それに伴い、変速装置５０は第一出力状態と第二出力状態とに切替自在となっている。切替機構６０が第一状態を実現することで変速装置５０が第一出力状態（本例では増速段を形成する図５の状態）となり、切替機構６０が第二状態を実現することで変速装置５０が第二出力状態（本例では直結段を形成する図６の状態）となる。切替機構６０は、単一の可動シリンダ６２を軸方向Ｌに往復移動させるだけで、簡単に、変速装置５０の第一出力状態と第二出力状態とを切り替えることができるようになっている。
【００５１】
図１に示すように、本実施形態の制御装置８０は、変速制御部８１と、運転モード受付部８２と、冷媒循環量算出部８３と、回転速度制御部８４とを備えている。運転モード受付部８２は、例えばヒートポンプシステム１のリモートコントローラへのユーザの操作指令に基づいて、ヒートポンプシステム１の運転モード（冷房運転モード／暖房運転モード）を受け付ける（図７における＃１１）。冷媒循環量算出部８３は、ヒートポンプ回路７０で要求されている熱負荷（要求負荷）を賄うために必要な冷媒の循環量である必要冷媒循環量を算出する。なお、熱負荷は、例えば外気温や室内温度、冷媒の圧力、冷媒の流量等に基づいて算出され、それに応じて必要冷媒循環量が算出される。回転速度制御部８４は、算出された必要冷媒循環量を確保するのに必要なエンジン１０の目標回転速度を設定し、回転速度センサ１９で検出されるエンジン１０の実回転速度が目標回転速度となるように、スロットル弁１６の開度を調整する。
【００５２】
変速制御部８１は、ヒートポンプ回路７０の運転状態に応じて変速装置５０の状態を第一出力状態と第二出力状態との間で切替制御する。上述したように、本実施形態のヒートポンプ回路７０は、冷媒の流通経路に応じて冷房運転モードと暖房運転モードとを切り替えて運転可能となっている。変速制御部８１は、ヒートポンプ回路７０が冷房運転モード及び暖房運転モードのうちいずれの運転モードで運転されているかに応じて、変速装置５０の状態を第一出力状態と第二出力状態との間で切替制御する（＃１２〜＃１４）。
【００５３】
ヒートポンプシステム１では、通常、冷房運転モードに比べて暖房運転モードの方が、同じ空調能力（例えば定格能力や中間能力等の所定空調能力）を出力するために必要なエンジン１０の回転速度が高くなる傾向にある。また、ヒートポンプシステム１は、冷房運転モードでの運転時に高いエネルギー効率が達成されることを優先した仕様とされている場合が多い。このため、仮に冷房運転モードと暖房運転モードとで変速比が同じであれば、暖房運転モードでの運転時には、エンジン１０の動作点が冷房運転モードでの運転時の高効率な動作点からずれてしまい、システム全体としてのエネルギー効率が低下してしまう。
【００５４】
これに対して本実施形態では、変速制御部８１は、図７に示すように、暖房運転モードでの運転時には変速装置５０を第一出力状態として増速段を形成し（＃１３）、冷房運転モードでの運転時には変速装置５０を第二出力状態として直結段を形成する（＃１４）。当初よりヒートポンプシステム１が冷房運転モードでの運転時のエネルギー効率を優先した仕様とされていれば、冷房運転モードでの運転時には、変速装置５０で直結段を形成して、その狙い通りの高いエネルギー効率を達成することができる。また、そのような冷房優先仕様の場合でも、暖房運転モードでの運転時には変速装置５０で増速段を形成することで、エンジン１０の回転速度を低下させてその動作点を冷房運転モードでの運転時の高効率な動作点に近づけることができる（図８を参照）。なお、エンジン１０の回転速度領域次第では、暖房運転モードにおいてより高いエネルギー効率を達成することも可能である。よって、冷房運転モード及び暖房運転モードの両方の運転モードで、それぞれ極力高いエネルギー効率を達成することができる。
【００５５】
〔第２実施形態〕
エンジン駆動式ヒートポンプシステムの第２実施形態について、図面を参照して説明する。本実施形態では、変速制御部８１が変速装置５０の状態を第一出力状態と第二出力状態との間で切替制御する具体的態様が、上述した第１実施形態とは異なっている。以下、本実施形態に係るヒートポンプシステム１について、主に第１実施形態との相違点について説明する。なお、特に明記しない点に関しては、第１実施形態と同様であり、同一の符号を付して詳細な説明は省略する。
【００５６】
図９に示すように、本実施形態の制御装置８０は、変速制御部８１と、冷媒循環量算出部８３と、回転速度制御部８４と、効率算出部８５とを備えている。冷媒循環量算出部８３は、ヒートポンプ回路７０で要求されている熱負荷（要求負荷）を賄うために必要な冷媒の循環量である必要冷媒循環量を算出する（図１０における＃２１）。回転速度制御部８４は、必要冷媒循環量を確保するのに必要なエンジン１０の目標回転速度を算出する（＃２２）とともに、スロットル弁１６の開度を調整しつつエンジン１０の回転速度制御を実行する。効率算出部８５は、その時点でのヒートポンプシステム１のエネルギー効率を算出する（＃２３）。効率算出部８５は、例えばエンジン１０の回転速度とトルクとに基づき、それらに応じたエネルギー効率を算出する。
【００５７】
本実施形態の変速制御部８１は、効率算出部８５によって算出されたエネルギー効率に基づき、運転モードとは無関係に、相対的に高いエネルギー効率が達成されるように、変速装置５０の状態を第一出力状態と第二出力状態との間で切替制御する。ここで、必要冷媒循環量に応じてエンジン１０の目標回転速度が設定されることは上述したとおりであるが、本実施形態のように変速装置５０を具備する構成では、必要冷媒循環量を確保するためのエンジン１０の動作点には複数の選択肢が存在する（図１１を参照）。例えば図１４の例において、必要冷媒循環量Ｇａを確保するために必要なエンジン１０の動作点として、エンジン１０の回転速度が「Ｎａ」，「Ｎｂ」となる２つの動作点が選択可能となる。
【００５８】
この点に注目し、変速制御部８１は、図１０に示すように、変速装置５０を第一出力状態及び第二出力状態とした場合における必要冷媒循環量を確保するのに必要なエンジン１０の回転速度及びその際のエネルギー効率を、回転速度制御部８４及び効率算出部８５からそれぞれ取得する（＃２２，＃２３）。そして、変速制御部８１は、変速装置５０のそれぞれの出力状態でのエネルギー効率を比較して、高い方のエネルギー効率を与える出力状態とするように、変速装置５０の状態を制御する（＃２４，＃２５）。このようにすれば、常時、相対的に高いエネルギー効率を達成することができる。
【００５９】
〔第３実施形態〕
エンジン駆動式ヒートポンプシステムの第３実施形態について、図面を参照して説明する。本実施形態では、ヒートポンプ回路７０及び動力伝達機構２０の具体的構成が上述した各実施形態とは異なり、それに伴い、変速制御部８１が変速装置５０の状態を切替制御する具体的態様が、上述した第２実施形態とは一部異なっている。以下、本実施形態に係るヒートポンプシステム１について、主に第２実施形態との相違点について説明する。なお、特に明記しない点に関しては、第２実施形態と同様であり、同一の符号を付して詳細な説明は省略する。
【００６０】
本実施形態のヒートポンプ回路７０は、互いに容量の異なる複数（本例では２つ）の圧縮機７１を備えており、これら複数の圧縮機７１は、それぞれクラッチ２４を介して対応する従動側回転体２２に接続されている。そして、図１２に示すように、駆動伝達体２３が、駆動側回転体２１と複数の従動側回転体２２とに亘って巻回されている。図１３に示すように、制御装置８０はクラッチ制御部８６を備え、このクラッチ制御部８６は複数の圧縮機７１にそれぞれ対応するクラッチ２４の係合の状態（係合状態／解放状態）を制御する。
【００６１】
ここで、一例として、ヒートポンプ回路７０に第１の圧縮機７１（以下、「第一圧縮機７１Ａ」と言う。）と第一圧縮機７１Ａよりも大容量の第２の圧縮機７１（以下、「第二圧縮機７１Ｂ」と言う。）とが具備されているとする。クラッチ制御部８６は、第一圧縮機７１Ａ及び第二圧縮機７１Ｂにそれぞれ対応するクラッチ２４の係合の状態を個別に制御することで、第一圧縮機７１Ａだけが機能する小容量状態と、第二圧縮機７１Ｂだけが機能する中容量状態と、第一圧縮機７１Ａ及び第二圧縮機７１Ｂの両方が機能する大容量状態とを切り替える。このように、実際に働く圧縮機７１の合計容量を変更可能に構成することで、ヒートポンプ回路７０において必要冷媒循環量を確保するために必要なエンジン１０の動作点の選択肢の幅が広がっている。
【００６２】
さらに本実施形態では、変速装置５０を具備することにより、小容量状態、中容量状態、及び大容量状態毎に、上述した第２実施形態に倣い、必要冷媒循環量を確保するためのエンジン１０の動作点に複数の選択肢が存在することになる。その結果、圧縮機７１の合計容量を可変とすることと、変速装置５０の変速比を可変とすることとの相乗効果により、ヒートポンプ回路７０において必要冷媒循環量を確保するために必要なエンジン１０の動作点の選択肢の幅が大幅に広がる（図１４を参照）。例えば図１４の例において、必要冷媒循環量Ｇｂを確保するために必要なエンジン１０の動作点として、エンジン１０の回転速度が「Ｎｃ」，「Ｎｄ」，「Ｎｅ」，「Ｎｆ」，「Ｎｇ」，「Ｎｈ」となる６つの動作点が選択可能となる。
【００６３】
そこで、変速制御部８１は、実際に駆動される圧縮機７１の組み合わせ毎に、変速装置５０のそれぞれの出力状態でのエネルギー効率を比較して、最も高いエネルギー効率を与える出力状態とするように、変速装置５０の状態を制御する。その際、クラッチ制御部８６は、協働的に、最も高いエネルギー効率を与える出力状態とするように複数のクラッチ２４の係合の状態を制御する。このようにすれば、常時、相対的により高いエネルギー効率を達成することができる。
【００６４】
〔第４実施形態〕
エンジン駆動式ヒートポンプシステムの第４実施形態について、図面を参照して説明する。本実施形態は、基本的には上述した第２実施形態又は第３実施形態を前提とするものではあるが、変速制御部８１が変速装置５０の状態を切替制御する具体的態様が、それらとは一部異なっている。以下、本実施形態に係るヒートポンプシステム１について、主に第２実施形態との相違点について説明する。なお、特に明記しない点に関しては、第２実施形態と同様であり、同一の符号を付して詳細な説明は省略する。
【００６５】
図１５に示すように、本実施形態の制御装置８０は、変速制御部８１と、冷媒循環量算出部８３と、回転速度制御部８４と、効率算出部８５と、エンジン負荷算出部８７と、高負荷状態判定部８８とを備えている。エンジン負荷算出部８７は、エンジン１０の負荷（エンジン１０のトルク）を算出する（図１６における＃４２）。ヒートポンプシステム１には、燃料調整弁１４の開度やスロットル弁１６の開度に応じたエンジン１０の出力が予め記憶されている。また、エンジン１０の出力が推定されれば、それをエンジン１０の回転速度で除算してエンジン１０のトルクを推定することができる。そこで、エンジン負荷算出部８７は、スロットル弁１６の実開度と燃料調整弁１４の実開度とエンジン１０の実回転速度とに基づいて、エンジン１０の負荷を算出する。
【００６６】
高負荷状態判定部８８は、エンジン１０が高負荷状態となっているか否かを判定する（＃４３）。高負荷状態判定部８８は、エンジン負荷算出部８７で算出されたエンジン１０の負荷と、予め定められた基準負荷（基準トルク）とに基づいて、高負荷状態となっているか否かを判定する。基準負荷は、例えばエンジン１０が過負荷となるトルク域の下限値以下であって当該下限値付近の値に設定されている。
【００６７】
図１６に示すように、エンジン負荷算出部８７での算出結果と高負荷状態判定部８８での判定結果とに基づいて、エンジン１０が高負荷状態であると判定された場合に、変速制御部８１は、エネルギー効率とは無関係に、変速装置５０を第二出力状態として直結段を形成する（＃４４）。変速装置５０の状態を第一出力状態（増速段）から第二出力状態（直結段）へと変更して変速比を小さくすることで、図１７に示すように、必要冷媒循環量に応じて定まる駆動側回転体２１の出力部材４０の回転速度を維持したまま、入力部材３０に連結されたエンジン１０の回転速度を上昇させることができる。これにより、必要冷媒循環量を確保しつつ（図１８を参照）、エンジン１０のトルクを低下させてエンジン負荷を軽減させることができる。よって、ヒートポンプ回路７０での要求負荷を賄いつつ、エネルギー効率は多少低下する場合があるものの、エンジン１０の保護を図ることができる。
【００６８】
なお、変速装置５０が当初より第二出力状態となっている（すなわち、低速段（２つの変速段のうち、変速比が小さい方の変速段であり、本例では直結段）が形成されている）場合には、変速装置５０の状態を変更することによってでは、エンジン１０の回転速度を上昇させることはできない。このため、上述した変速制御（エンジン過負荷回避制御）は、図１６に示すように、変速装置５０が第一出力状態となっている（すなわち、高速段（変速比が大きい方の変速段であり、本例では増速段）が形成されている）こと（＃４１：Ｙｅｓ）を条件として実行されると好適である。
【００６９】
〔その他の実施形態〕
（１）上記の各実施形態では、変速装置５０がシングルピニオン式の遊星歯車機構ＰＧを含む構成を例として説明した。しかし、そのような構成に限定されることなく、例えば変速装置５０がダブルピニオン式の遊星歯車機構ＰＧを含んで構成されても良い。この場合、各要素の連結関係が上記の各実施形態と同じであれば、サンギヤ連結部材５４が回転停止される第一状態で、変速装置５０は、エンジン１０の回転を減速（変速の一例）して出力する第一出力状態となる。また、サンギヤＳが回転可能な状態で入力部材３０と出力部材４０とが一体回転する第二状態で、変速装置５０は、エンジン１０の回転を同速で出力する第二出力状態となる。つまり、変速装置５０は、減速段と直結段とを切替可能となる。
【００７０】
このような構成では、ヒートポンプシステム１を暖房運転モードでの運転時のエネルギー効率を優先した仕様に設計するとともに、冷房運転モードでの運転時にエネルギー効率の低下が小さく抑えられるように変速装置５０の状態を制御すると良い。そして、例えば上記の第１実施形態のように運転モードに応じて変速装置５０の状態を切替制御する場合には、制御装置８０は、暖房運転モードでの運転時に変速装置５０を第二出力状態として直結段を形成し、冷房運転モードでの運転時には変速装置５０を第一出力状態として減速段を形成すると良い。すなわち、いずれの仕様においても、制御装置８０は、冷房運転モードでは変速装置５０で低速段を形成し、暖房運転モードでは変速装置５０で高速段を形成すると良い。なお、低速段が形成された状態が「第一出力状態及び第二出力状態のうちエンジンの回転に対する駆動側回転体の相対回転速度が低い方の出力状態」に相当し、高速段が形成された状態が「第一出力状態及び第二出力状態のうちエンジンの回転に対する駆動側回転体の相対回転速度が高い方の出力状態」に相当する。
【００７１】
（２）上記の各実施形態では、変速装置５０が３要素の遊星歯車機構ＰＧを含む構成を例として説明した。しかし、そのような構成に限定されることなく、変速装置５０が４要素以上の遊星歯車機構ＰＧを含んで構成されても良い。例えば変速装置５０が、回転要素として第一サンギヤと第二サンギヤと共通キャリヤとリングギヤとを有するラビニヨ型の遊星歯車機構ＰＧを含んで構成されても良い。また、複数の遊星歯車機構ＰＧを組み合わせて変速装置５０が構成されても良い。これらの構成では、３段以上の多段変速が可能となる。
【００７２】
（３）上記の各実施形態では、サンギヤ連結部材５４が切替機構６０によって第一状態で非回転部材である固定ピストン６１に圧接されて回転停止される構成を例として説明した。しかし、そのような構成に限定されることなく、例えばサンギヤ連結部材５４が、ヒートポンプシステム１に別途具備される発電機の駆動軸と一体回転するように連結されていても良い。かかる構成では、変速装置５０としての遊星歯車機構ＰＧは動力分配装置としても機能し、発電機が主に発電する状態で、エンジン１０の回転を無段階に変速して出力する。すなわち、駆動側回転体２１は、電気式ＣＶＴ（Continuously Variable Transmission）型の変速装置５０を内蔵して備えていても良い。かかる変速装置５０は、第一出力状態と第二出力状態とに加え、エンジン１０の回転を無段階に変速して出力する第三出力状態をさらに切替可能に構成される。この場合、主に負トルクを出力してサンギヤＳに伝達される駆動力の反力を支持する発電機が、切替機構６０として機能する。
【００７３】
（４）上記の各実施形態では、単一の切替機構６０で変速装置５０の第一出力状態と第二出力状態とを切替可能な構成を例として説明した。しかし、そのような構成に限定されることなく、例えばサンギヤＳを選択的に固定するためのブレーキと、入力部材３０と出力部材４０とを一体回転させるためのクラッチとを、個別に備えても良い。この場合、サンギヤ固定用ブレーキの係合状態且つ入出力一体化クラッチの解放状態で変速装置５０の第一出力状態が実現され、サンギヤ固定用ブレーキの解放状態且つ入出力一体化クラッチの係合状態で変速装置５０の第二出力状態が実現される。
【００７４】
（５）上記の各実施形態では、切替機構６０を構成するクラッチ機構ＣＬが、固定側部材としての固定ピストン６１と可動側部材としての可動シリンダ６２とを有する構成を例として説明した。しかし、そのような構成に限定されることなく、クラッチ機構ＣＬが、固定シリンダと、その固定シリンダの内周面に摺接しながら軸方向Ｌに往復移動可能な可動ピストンとを有して構成されても良い。
【００７５】
（６）上記の各実施形態では、切替機構６０が空圧駆動式のクラッチ機構ＣＬを含む構成を例として説明した。しかし、そのような構成に限定されることなく、例えばクラッチ機構ＣＬが、油圧駆動式や電磁駆動式、或いはモータ駆動式等に構成されても良い。また、クラッチ機構ＣＬが、摩擦プレート４４，５５を介した摩擦係合式ではなく、例えばドグクラッチ等のような噛み合い式等に構成されても良い。
【００７６】
（７）上記の各実施形態では、動力伝達機構２０を構成する駆動側回転体２１及び従動側回転体２２がプーリであるとともに、駆動伝達体２３がベルトである構成を例として説明した。しかし、そのような構成に限定されることなく、例えば駆動側回転体２１及び従動側回転体２２としてスプロケットを用いるとともに、駆動伝達体２３として２つのスプロケットに亘って巻回されたチェーンを用いても良い。
【００７７】
（８）上述した各実施形態（上記の各実施形態及びその他の実施形態を含む；以下同様）で開示される構成は、矛盾が生じない限り、他の実施形態で開示される構成と組み合わせて適用することも可能である。その他の構成に関しても、本明細書において開示された実施形態は全ての点で例示であって、本開示の趣旨を逸脱しない範囲内で適宜改変することが可能である。
【符号の説明】
【００７８】
１        ヒートポンプシステム
１０      エンジン
１１      燃焼室
１４      燃料調整弁
１６      スロットル弁
１７      出力軸
２１      駆動側回転体
２２      従動側回転体
３０      入力部材
４０      出力部材
４４      第二摩擦プレート
５０      変速装置
５４      サンギヤ連結部材
５５      第一摩擦プレート
６０      切替機構
６１      固定ピストン
６２      可動シリンダ
６６      流路切換弁
７０      ヒートポンプ回路
７１      圧縮機
８０      制御装置
Ｇ        燃料ガス
Ａ        空気
ＰＧ      遊星歯車機構
Ｓ        サンギヤ
Ｐ        ピニオン
Ｃ        キャリヤ
Ｒ        リングギヤ
ＣＬ      クラッチ機構
Ｂ５      第五軸受
Ｋ１      第一圧力室
Ｋ２      第二圧力室
Ｌ        軸方向
Ｌ１      軸方向一方側
Ｌ２      軸方向他方側
【図１】
2017181002.tif 000003
【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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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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