CN100414221C - 喷射器循环装置 - Google Patents

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Abstract

一种喷射器循环装置，所述喷射器循环装置包括压缩机(11)、致冷剂散热器(13)、具有喷嘴部分(14a)以及致冷剂吸入口(14b)的喷射器(14)、以及用于将在喷射器(14)的喷嘴部分(14a)的上游侧分支出来的致冷剂引入流入致冷剂吸入口(14b)的致冷剂中的分支通道。此外，第一蒸发器(15)设置在所述致冷剂流中的喷射器(14)的下游侧，并且第二蒸发器(18)设置在分支通道(16)内。另外，在所述喷射器循环装置中，在第二蒸发器(18)内流动的致冷剂的流量(Ge)与从压缩机(11)排出的致冷剂的流量(Gn)的致冷剂流量比(α)被设定在从0.07或更大至0.93或更小的一范围内。在这种情况下，可以有效地改善所述喷射器循环装置的COP。

Description

喷射器循环装置
技术领域
本发明涉及一种包括用于抽取致冷剂的喷射器以及多个蒸发器的喷射器循环装置。所述喷射器循环装置有效地应用于空调或者用于冷冻和/或致冷的制冷装置(举例而言)中。
背景技术
已知的这种类型的喷射器循环装置在日本专利第3322263号(对应于美国专利第6,477,857号、美国专利第6,574,987号)中披露。在这个喷射器循环装置中，第一蒸发器设置在蒸气/液体分离器与喷射器的致冷剂流下游侧之间，其中所述喷射器的作用如用于减小致冷剂压力的装置以及用于使致冷剂循环的装置，以及第二蒸发器设置在蒸气/液体分离器的液体致冷剂的出口与喷射器的致冷剂吸入口之间。
根据这个喷射器循环装置，从第二蒸发器排出的气相致冷剂利用致冷剂膨胀时的高速流动所造成的压降被吸入喷射器内，并且膨胀的致冷剂的速度能量在一扩散器部分(压力增加部分)转换成压力能，以增加要吸入压缩机内的致冷剂的压力。因此，可以减小压缩机的驱动功率。
这两个蒸发器可以发挥吸收相分离的空间或相同空间内的热量的作用(冷却作用)。进一步而言，日本专利第3322263号说明这两个蒸发器冷却一个房间。
然而，在这个喷射器循环装置中，分支到第二蒸发器的致冷剂的质量流量(在下文中，质量流量仅被称作“流量”)视喷射器的致冷剂抽取功能而定，并因此无法独立地调节分支到第二蒸发器的致冷剂的流量。
发明内容
考虑到前述问题，本发明的第一个目的是增加一种至少具有第一和第二蒸发器的喷射器循环装置的性能系数(COP)。
本发明的另一个目的是提供一种喷射器循环装置，所述喷射器循环装置通过用于适当地设定供应到设置在所述喷射器上游侧与所述喷射器的一吸入口之间的蒸发器的致冷剂的流量的装置能够提供高COP。
所述实施例的一种喷射器循环装置包括：用于抽取并压缩致冷剂的压缩机；用于散发从所述压缩机排出的高压致冷剂的热量的致冷剂散热器；具有喷嘴部分以及致冷剂吸入口的喷射器，其中所述喷嘴部分用于使来自所述致冷剂散热器的致冷剂减压，所述致冷剂吸入口用于通过从所述喷嘴部分喷出的致冷剂的高速流动来抽取致冷剂；分支通道，所述分支通道用于将在所述喷射器的喷嘴部分的上游侧分支出来的致冷剂引入流入致冷剂吸入口的致冷剂中；第一蒸发器，所述第一蒸发器设置在所述致冷剂流中的所述喷射器的下游侧并用于蒸发致冷剂；以及第二蒸发器，所述第二蒸发器设置在分支通道内并用于蒸发致冷剂。
根据本发明的一个方面，在所述第二蒸发器内流动的致冷剂的流量(Ge)与从所述压缩机排出的致冷剂的流量(Gn)的致冷剂流量比(α)被设定在从0.07或更大至0.93或更小的范围内。在这种情况下，所述喷射器循环装置的冷却能力和COP被有效地增加，同时使所述压缩机的驱动功率减小。举例而言，致冷剂流量比(α)被设定在从0.1或更大至0.82或更小的范围内，或者设定在从0.2或更大至0.6或更小的范围内。在这个实例中，进一步增加了所述喷射器循环装置的COP。
根据本发明的另一个方面，所述第一蒸发器包括具有作为第一芯体部分容积(Ce1)的致冷剂通道容积的热交换芯体部分，以及所述第二蒸发器包括具有作为第二芯体部分容积(Ce2)的致冷剂通道容积的热交换芯体部分。此外，当所述第一蒸发器的热交换芯体部分的第一芯体部分容积(Ce1)与所述第二蒸发器的热交换芯体部分的第二芯体部分容积(Ce2)的总和被假定为总容积(Cn)时，第二芯体部分容积(Ce2)与总容积(Cn)的容积比(β)被设定在从0.09或更大至0.89或更小的范围内。在这种情况下，所述第一蒸发器和所述第二蒸发器的冷却能力均提高，并且可以有效地增加所述喷射器循环装置的COP。举例而言，容积比(β)被设定在从0.13或更大至0.8或更小的范围内，或者被设定在从0.22或更大至0.6或更小的范围内。
根据本发明的又进一步的方面，致冷剂流量比(α)与容积比(β)之间的流量比差值(α-β)被设定在从-0.3或更大至0.3或更小的范围内。在这种情况下，致冷剂在所述第一蒸发器和所述第二蒸发器内均可以适当地蒸发，从而增加所述喷射器循环装置的COP。举例而言，比率差值(α-β)被设定在从-0.2或更大至0.2或更小的范围内或者设定在从-0.1或更大至0.1或更小的范围内。
根据本发明的再进一步的方面，所述第一蒸发器包括具有致冷剂通道面积(Fer1)的热交换芯体部分，所述第二蒸发器包括具有致冷剂通道面积(Fer2)的热交换芯体部分，并且所述第一蒸发器的热交换芯体部分中的致冷剂通道面积(Fer1)大于所述第二蒸发器的热交换芯体部分中的致冷剂通道面积(Fer2)。在这种情况下，可以有效地减小所述第一蒸发器中的致冷剂压力损失，从而减小所述压缩机的驱动功率并增加COP。
根据本发明又进一步的方面，所述第一蒸发器具有空气侧传热面积(Hea1)以及致冷剂侧传热面积(Her1)，所述第二蒸发器具有空气侧传热面积(Hea2)以及致冷剂侧传热面积(Her2)，并且所述第二蒸发器中的空气侧传热面积(Hea2)与致冷剂侧传热面积(Her2)的传热面积比(γ2)大于所述第一蒸发器中的空气侧传热面积(Hea1)与致冷剂侧传热面积(Her1)的传热面积比(γ1)。在这种情况下，可以改善所述第二蒸发器的传热效率，从而减小所述压缩机的驱动功率并使COP增加。
在所述喷射器循环装置中，所述第二蒸发器被设置在经过所述第一蒸发器的气流的下游侧。此外，所述第一蒸发器被定位成冷却第一空间，所述第二蒸发器被定位成冷却与所述第一空间不同的第二空间。另外，平行于致冷剂流设置多个所述第一蒸发器，平行致冷剂流设置多个所述第二蒸发器。
附图说明
本发明的另外目的及优点从以下结合附图对优选实施例的详细说明将更容易清楚呈现。
图1为用于说明本发明的第一至第五实施例的喷射器循环装置的示意图。
图2为图1中的第一和第二蒸发器中的一部分的放大图。
图3为图中的喷射器循环装置的p-h图。
图4为显示图1中的喷射器循环装置中的致冷剂流量比α与COP增加效果之间的相关性的曲线图。
图5为显示图1中的喷射器循环装置中的容积比β与COP增加效果之间的相关性的曲线图。
图6为根据本发明的第六实施例的喷射器循环装置的示意图。
图7为根据本发明的第七实施例的喷射器循环装置的示意图。
具体实施方式
(第一实施例)
在下文中，将根据图1至图4说明本发明的第一实施例。图1显示一个实例，其中根据第一实施例的喷射器循环装置10应用于用于车辆的制冷装置中。在这个实施例的喷射器循环装置10中，用于抽取并压缩致冷剂的压缩机11由通过滑轮12、皮带或类似装置来驱动车辆(图中未示)的发动机驱动并转动。
可变排量压缩机或者固定排量压缩机被用作这个压缩机11，其中所述可变排量压缩机通过改变排出速率来调节致冷剂排出量，所述固定排量压缩机通过间歇地操作电磁离合器来改变压缩机的运转率以调节致冷剂排出量。此外，当以电气方式运转的压缩机被用作压缩机11时，通过调节电动机的转数来调节致冷剂排出量。
致冷剂散热器13被设置在这个压缩机11的致冷剂排出侧。致冷剂散热器13用于交换从压缩机11排出的高压致冷剂与外部空气(车辆隔室外的空气)之间的热量，其中所述外部空气由冷却风扇(图中未示出)吹送以冷却高压致冷剂。
在这个实施例中，R404A被用作喷射器循环装置10的致冷剂。当喷射器循环装置使用氟利昂基致冷剂(flon-based refrigerant)(例如R404A)时，喷射器循环装置变成亚临界循环，其中高压不会超过临界压力，因此使致冷剂散热器13的作用如用于使致冷剂凝结的冷凝器。相反地，当喷射器循环装置使用具有高于临界压力的高压的致冷剂(例如二氧化碳(CO2))时，喷射器循环装置变成超临界循环，因此致冷剂仅当其处于超临界状态时散发热量，从而使其不会凝结。
喷射器14与致冷剂散热器13相比被设置在致冷剂流的更下游侧的一部分处。这个喷射器14为用于减小致冷剂压力的减压装置以及通过抽取以高速喷出的致冷剂流的动作来输送致冷剂的动量输送泵。
喷射器14具有喷嘴部分14a以及致冷剂吸入口14b，其中所述喷嘴部分在从致冷剂散热器13流出的高压致冷剂的通道区域中进行节流以减小高压致冷剂的压力并使其以等熵方式膨胀，所述致冷剂吸入口被设置在与喷嘴部分14a的致冷剂喷射口相同的空间内并从稍后所述的第二蒸发器18吸入气相致冷剂。
用于混合从喷嘴部分14a喷出的高速流动的致冷剂以及从致冷剂吸入口14b抽取的致冷剂的混合部分14c与喷嘴部分14a和致冷剂吸入口14b相比设置在致冷剂流的更下游侧的一部分处。形成增压部分的扩散器部分14d与混合部分14c相比设置在致冷剂流的更下游侧。这个扩散器部分14d形成使致冷剂通道区域逐渐增大的形状，并执行减小致冷剂流的速度以增加致冷剂压力的动作，即，将致冷剂的速度能量转换成压力能的动作。
第一蒸发器15连接到喷射器14的扩散器部分14d的下游侧，并且这个第一蒸发器15的致冷剂流的下游侧连接到压缩机11的吸入侧。
致冷剂分支通道16在分支点Z处分支出来，其中所述分支点位于致冷剂散热器13与喷射器14之间的一部分的喷射器14的喷嘴部分14a的上游侧。这个致冷剂分支通道16的下游侧连接到喷射器14的致冷剂吸入口14b。
节流机构17设置在这个致冷剂分支通道16中，第二蒸发器18与这个节流机构17相比设置在致冷剂流的更下游部分处。节流机构17为用于调节流到第二蒸发器18的分支致冷剂的流量Ge的减压装置。具体地，节流机构17由固定节流阀(例如节流孔)构成。此外，通过以电气方式运转的致动器能够调节阀的开口程度(通道的节流程度)的电动调节阀可以用作节流机构17。
由于致冷剂分支通道16在分支点Z处分支出来，所以从压缩机11排出的致冷剂的质量流量(mass flow rate )Gn被分成在第二蒸发器18内流动的致冷剂的流量Ge以及在喷射器14的喷嘴部分14a中流动的致冷剂的流量(Gn-Ge)。
此处，假定在第二蒸发器18内流动的分支致冷剂的流量Ge与从压缩机11排出的排出致冷剂的流量Gn的比率Ge/Gn为致冷剂流量比α。在这个实施例中，节流机构17的节流程度设定成使致冷剂流量比α在从0.07或更大至0.93或更小的范围内。
顺便提及，在这个实施例中，两个蒸发器15、18被容纳在一个壳体19内。连接到喷射器14下游侧的主通道的第一蒸发器15被设置在壳体19内的气流A的上游侧，连接到喷射器14的致冷剂吸入口14b的第二蒸发器18在气流A中设置于第一蒸发器15的下游侧。
图2为第一和第二蒸发器15和18的一部分的放大图。众所周知，两个蒸发器15、18中的每一个由热交换芯体部分15a、18a以及将致冷剂分配到多个管子21并收集流出多个管子21的致冷剂的容器部分(图中未示)。热交换芯体部分15a、18a形成于波状传热散热片22的层状结构以及多个管子21内。
在这个实施例中，构成第一蒸发器15和第二蒸发器18的管子21、传热散热片22以及容器由具有极好热传导和硬焊能力的铝制成。由这种铝材制成的各部分互相硬焊成一体，从而分别一体地装配在第一和第二蒸发器15、18内。
第一和第二蒸发器15、18在结构上彼此相分离，并且第一蒸发器15设置在气流A中的上游侧，而第二蒸发器18设置在气流A的下游侧。
如箭头A所示，空气(即，要冷却的流体)由普通的以电气方式运转的鼓风机20吹送到壳体19内所限定出的空气通道，并且这个所吹送的空气A被两个蒸发器15、18冷却。已被两个蒸发器15、18冷却的空气被吹送到要冷却的公共空间23。
当这个实施例的喷射器循环装置10应用于用于冷藏车的致冷装置中时，冷藏车的致冷/冷藏箱内的空间变成要冷却的空间23。此外，当这个实施例的喷射器循环装置10应用于用于车辆空调的致冷循环装置中时，车辆隔室内的空间变成要冷却的空间23。
接着，将根据图3的p-h图说明喷射器循环装置10的操作。此处，图3中的操作点“a”至“h”对应于图1中的位置“a”至“h”。当压缩机11起动时，气相致冷剂被从第一蒸发器15抽入压缩机11内，并且已压缩的致冷剂的流量Gn排出到致冷剂散热器13(f→a)。在致冷剂散热器13中，高温致冷剂由外部空气冷却并凝结(a→b)。
流出致冷剂散热器13的高压致冷剂的流量Gn在支点Z处分成流到分支致冷剂通道16的致冷剂的流量Ge以及流到喷射器14的喷嘴部分14a的致冷剂的流量(Gn-Ge)。
流入喷射器14的致冷剂的流量(Gn-Ge)压力被减小并在喷嘴部分14a处近于等熵地膨胀(b→c)。因此，致冷剂通过喷嘴部分14a使其压力能转换成速度能量并以高速从这个喷嘴部分14a的喷射口喷出。此时，气相致冷剂的流量Ge通过以高速从喷嘴部分14a喷出的致冷剂流的压降被从第二蒸发器18抽取到致冷剂吸入口14b。
从喷嘴部分14a喷出的致冷剂与被抽入致冷剂吸入口14b内的致冷剂在位于喷嘴部分14a下游侧的混合部分14c内相混合(c→d，h→d)，并且混合致冷剂流入扩散器部分14d。在这个扩散器部分14d中，致冷剂的速度(膨胀)能量通过通道面积的增加而转换成压力能，并因此而使致冷剂的压力增加(d→e)。
流出喷射器14的扩散器部分14d的致冷剂的流量Gn流入第一蒸发器15。在第一蒸发器15中，低温低压致冷剂从箭头A方向上所吹送的空气吸收热量并在热交换芯体部分15a处蒸发(e→f)。蒸发后的此气相致冷剂被压缩机11抽取并再次被压缩。
相反地，流入分支致冷剂通道16的致冷剂的流量Ge通过节流机构17使其压力减小并变成低压致冷剂(b→g)并流入第二蒸发器18。在第二蒸发器18中，致冷剂从箭头A方向上所吹送的空气吸入热量并在热交换芯体部分15a处蒸发(g→h)。蒸发后的气相致冷剂的流量Ge经由致冷剂吸入口14b被抽入喷射器14内。
如上所述，致冷剂的流量Gn被供应到第一蒸发器15，分支通道16侧上的致冷剂的流量Ge经由节流机构17供应到第二蒸发器18。因此，第一和第二蒸发器15、18可以同时实施冷却动作。因此，被第一和第二蒸发器15、18两者冷却的空气被吹出而进入要冷却的空间23，从而能够有效地冷却空间23。
在图1中所示的喷射器循环装置10中，从压缩机11排出的致冷剂的流量Gn在位于致冷剂流中的喷射器14上游侧的分支点Z处分支成流过第二蒸发器18的致冷剂的流量Ge以及流过喷嘴部分14a的致冷剂的流量(Gn-Ge)。第二蒸发器18所蒸发的致冷剂的流量Ge被喷射器14抽取，并且在喷射器14的混合部分14c中与流过喷嘴部分14a的致冷剂的流量(Gn-Ge)相混合。这个混合致冷剂在混合部分14c和喷射器14的扩散器部分14d中具有增加的压力并流入第一蒸发器15。因此，致冷剂的流量Gn流过第一蒸发器15。
顺便提及，图3中所标示的参考符号ΔPeje显示通过喷射器14所增加的压力量，即，流入第一蒸发器15的致冷剂的压力P1与流入第二蒸发器18的致冷剂的蒸发压力P2之间的压力差(P1-P2)。参考符号ΔPeba1显示致冷剂在第一蒸发器15中的压力损失。
如上所述，第二蒸发器18内的致冷剂的蒸发压力P2低于第一蒸发器15出口处的致冷剂的蒸发压力(P1-ΔPeba1)。因此，第二蒸发器18内的致冷剂的蒸发温度变得低于第一蒸发器15内的致冷剂的蒸发温度。
具有较高的致冷剂蒸发温度的第一蒸发器15被设置在吹送空气的流动方向A的上游侧，具有较低的致冷剂蒸发温度的第二蒸发器18在吹送空气的流动方向A的上设置于第一蒸发器15的下游侧。因此，可以确保第一蒸发器15内的致冷剂蒸发温度与吹送空气温度之间的差值以及第二蒸发器18内的致冷剂蒸发温度与吹送空气温度之间的差值。
因此，第一和第二蒸发器15、18可以有效地实施它们的冷却能力。因此，通过第一和第二蒸发器15、18的结合可以有效地提高冷却要冷却的空间23的能力。
压缩机11的吸入压力通过扩散器部分14d增加压力的动作而增加(由ΔPeje来表示)，并因此使压缩机11的驱动功率减小。
在图3中，流入第一蒸发器15的致冷剂的压力P1与流入第二蒸发器18的致冷剂的压力P2之间的压力差(P1-P2)为喷射器14所造成的压力增加量。此外，压力损失ΔPeba1显示致冷剂在第一蒸发器15内的压力损失。如从图3清楚呈现，第二蒸发器18内的致冷剂蒸发压力P2低于第一蒸发器15内的致冷剂蒸发压力(P1-ΔPeba1)。因此，第二蒸发器18内的致冷剂蒸发温度低于第一蒸发器15内的致冷剂蒸发温度。因此，当在具有较低致冷剂蒸发温度的第二蒸发器18内流动的分支致冷剂的流量Ge增加时，会增加喷射器循环装置中的整个致冷剂循环的致冷能力(Qer)。
然而，因为在第二蒸发器18内流动的分支致冷剂的流量Ge增加，所以在喷射器14的喷嘴部分14a内流动的喷嘴部分致冷剂的流量(Gn-Ge)会减小，并因此使喷射器14所造成的压力增加量ΔPeje减小，从而增加压缩机11的驱动功率L。因此，当在第二蒸发器18内流动的分支致冷剂的流量Ge过度增加时，由整个致冷剂循环的致冷能力(Qer)与压缩机11的驱动功率L之间的比率所表示的COP(Qer/L)会减小。相反地，甚至当在第二蒸发器18内流动的分支致冷剂的流量Ge过度减小时，整个致冷剂循环的致冷能力(Qer)也会降低，并因此也会使COP(Qer/L)减小。
因此，如图4中所示，本申请的发明人揭示了致冷剂流量比α与COP增加效果之间的相关性。此处，致冷剂流量比α表示在第二蒸发器18内流动的分支致冷剂的流量Ge与从压缩机11排出的排出致冷剂的流量Gn之间的比率(α＝Ge/Gn)。
图4显示COP增加效果在致冷剂流量比α于喷射器循环装置10内从0变到1时的变化。此处，COP增加效果表示喷射器循环装置10在膨胀阀循环的COP被设定成1时的COP值。即，当COP增加效果的数值大于1时，喷射器循环装置10的COP增加效果比膨胀阀循环的COP增加的更多。此处，膨胀阀循环为由一闭合回路构成的致冷循环，压缩机、致冷剂散热器、膨胀阀以及蒸发器在所述闭合回路中连续地彼此相连。
根据图4，发现当致冷剂流量比α小于一较小的预定值(第一值)时，以及当致冷剂流量比α大于一较大的预定值(第二值)时，COP增加效果变得小于1。COP增加效果在第一值与第二值之间的区域内变得大于1，并且当致冷剂流量比α被适当地设定在中间范围内的预定范围内时，可以设定一最佳致冷剂流量比α，其中COP增加效果在所述最佳致冷剂流量比处变得最大。
原因如下：由于第二蒸发器18内的致冷剂蒸发温度低于第一蒸发器15内的致冷剂蒸发温度，所以增加在第二蒸发器18内流动的分支致冷剂的流量Ge容许提高整个致冷剂循环的致冷能力Qer，并因此便COP增加。
然而，因为在第二蒸发器18内流动的分支致冷剂的流量Ge增加，所以在喷射器14的喷嘴部分14a内流动的致冷剂的流量(Gn-Ge)会减小，并因此使喷射器14所造成的压力增加量ΔPeje减小。因此，当在第二蒸发器18内流动的分支致冷剂的流量Ge过度增加时，压缩机11的驱动功率会增加，并因此使COP减小。
因此，发现如果如这个实施例，通过设定节流机构17的开口程度使致冷剂流量比α被设定在从0.07或更大至0.93或更小的范围内，则COP与膨胀阀循环的COP相比会增加大约10％或更多。
如果致冷剂流量比α被设定在这个设定范围的从0.1或更大至0.82或更小的范围内，则COP与膨胀阀循环的COP相比会以大约20％或更大增加得更多。
此外，如果致冷剂流量比α被设定在这个设定范围的从0.2或更大至0.6或更小的范围内，则COP与膨胀阀循环的COP相比仍然会以大约50％或更大增加得更多。
致冷剂流量比α可以设定在从0.3或更大至0.5或更小的范围内。此外，致冷剂流量比α可以设定在以大约0.4为中心的范围内。另外，致冷剂流量比α可以设定在0.07-0.93内的任意设定范围的任何理想范围内。致冷剂流量比α的理想范围可以根据装置所需的效率来确定。
致冷剂流量比α的理想范围通过设定装置中所需的效率被设定在一范围内。举例而言，致冷剂流量比α的理想范围可以设定在从约0.14或更大至约0.75或更小的范围内、从约0.17或更大至约0.58或更小的范围内或者从约0.28或更大至约0.52或更小的范围内。
致冷剂流量比α可以设定成使在第二蒸发器18内流动的分支致冷剂的流量Ge为从压缩机11排出的排出致冷剂的流量Gn的一半或更小。此外，致冷剂流量比α可以设定成使在第二蒸发器18内流动的分支致冷剂的流量Ge小于在喷嘴部分14a内流动的致冷剂的流量(Gn-Ge)。
在各蒸发器的容积值、表面积及类似数值被设定成发挥在循环的组件(例如压缩机11)的能力限度内的循环所需的能力的条件下，致冷剂流量比α的范围变得有效。
这些致冷剂流量比α可以通过流量比设定装置(例如节流机构17)来设定。通过用于调节至喷嘴部分14a的流量的开口变化阀或可调喷嘴、具有设定成获得特定流量比的尺寸的通道、具有设定成获得特定流量比的形状的分支部分或者用于调节各通道面积的多个开口变化阀以及用于控制这些阀的控制装置可以提供流量比设定装置。
还可以采用一种循环结构，其中代替节流机构17或者除节流机构之外，节流机构被设置在分支部分的上游侧。进一步而言，也可以采用一种循环结构，其中连续地设置可变节流机构和毛细管(capillarytube)以作为固定式节流机构。
(第二实施例)
现在将参照图1、图2以及图5来说明本发明的第二实施例。
在第一实施例中，通过将致冷剂流量比α设定在预定范围内使COP增加。然而，在第二实施例中，当第一芯体部分容积Ce1和第二芯体部分容积Ce2的总和被设定成总容积Cn时，其中所述第一芯体部分容积为第一蒸发器15的热交换芯体部分15a中的致冷剂通道容积，所述第二芯体部分容积为第二蒸发器18的热交换芯体部分18a中的致冷剂通道容积，通过将第二芯体部分容积Ce2与总芯体容积Cn之间的容积比β(β＝Ce/Cn)设定在预定范围内使COP增加。
此处，蒸发器的热交换芯体部分中的致冷剂通道容积具体地表示构成蒸发器的热交换芯体部分的管子21的空腔21a(图2)的总容积。
在这个实施例中，具体地，第一芯体部分容积Ce1和第二芯体部分容积Ce2通过增加或减少第一实施例中的第一和第二蒸发器15、18的管子21的数量而增加或减小。由此，第二芯体部分容积Ce2与总芯体容积Cn之间的容积比β被设定在预定范围内。在这个实施例中，第二芯体部分容积Ce2与总容积Cn的容积比β被设定在从0.09或更大至0.89或更小的范围内。
当容积比β过小时，即，当第二芯体部分容积Ce2过小时，致冷剂在第二蒸发器18内无法充分地蒸发，因此无法获得对应于流量Ge的冷却能力。结果，整个致冷循环的致冷能力Qer降低，并因此使COP减小。
当容积比β过大时，即，当第一芯体部分容积Ce1过小时，致冷剂在第一蒸发器15内无法充分地蒸发，因此无法获得对应于流量Gn的冷却能力。结果，整个致冷循环的致冷能力Qer降低，并因此使COP减小。
换句话说，COP根据容积比β而变化，因此可以获得能够使COP增加的容积比β范围。
图5为显示COP增加效果在容积比β于喷射器循环装置10内从0变到1时的变化的曲线图。此处，COP增加效果表示喷射器循环装置10在一膨胀阀循环的COP被设定成1时的COP值。即，当COP增加效果的数值大于1时，喷射器循环装置10的COP增加效果比膨胀阀循环的COP增加的更多。
此处，膨胀阀循环为由一闭合回路构成的致冷剂循环，其中如上所述，压缩机、致冷剂散热器、膨胀阀以及蒸发器在所述闭合回路中以连续方式彼此相连。
根据图5，当容积比β小于一较小的预定值(第一值)时，以及当容积比β大于一较大的预定值(第二值)时，COP增加效果变得小于1。COP增加效果在第一值与第二值之间的范围内变得大于1，并且中间范围内存在最佳容积比β，其中COP增加效果在所述最佳容积比处变得最大。
因此，如果如这个实施例，容积比β被设定在从0.09或更大至0.89或更小的范围内，则致冷剂在第一蒸发器15和第二蒸发器18中均被适当地蒸发。因此，发现整个致冷循环的致冷能力Qer提高，并因此使COP增加。
发现如果容积比β被设定在这个设定范围的从0.13或更大至0.8或更小的范围内，则COP可以增加得更多。
发现如果容积比β被设定在这个设定范围的从0.22或更大至0.6或更小的范围内，则COP仍然会增加得更多。
在第二实施例中，喷射器循环装置的致冷剂循环结构被制成与图1中所示的喷射器循环装置10的致冷剂循环结构相似。此外，第二实施例的特征可以与第一实施例的特征相结合。
(第三实施例)
在第一实施例中，通过将致冷剂流量比α设定在一预定范围内使COP增加。在第二实施例中，通过将容积比β设定在一预定范围内使COP增加。然而，在这个实施例中，通过将为致冷剂流量比α与容积比β之间的差值的流量比/容积比差值(α-β)设定在预定范围内使COP增加。即，第三实施例为上述的第一和第二实施例的组合。
在这个实施例中，具体地，致冷剂流量比α与容积比β被设定成使差值(α-β)在从-0.3或更大至0.3或更小的范围内。
当致冷剂流量比α相对于容积比β过大时，即，当在第二蒸发器18中流动的致冷剂的流量Ge相对于第二芯体部分容积Ce2过大时，致冷剂在第二蒸发器18内无法充分地蒸发，并因此使COP减小。
当致冷剂流量比α相对于容积比β过小时，即，当在第一蒸发器15中流动的致冷剂的流量Gn相对于第一芯体部分容积Ce1过大时，致冷剂在第一蒸发器15内无法充分地蒸发，并使COP减小。换句话说，COP根据流量比/容积比差值(α-β)而变化，并且可以获得使COP增加的流量比/容积比差值(α-β)的范围。
因此，发现如这个实施例，当流量比/容积比差值(α-β)被设定在从-0.3或更大至0.3或更小的范围内时，致冷剂在第一蒸发器15和第二蒸发器18中均被适当地蒸发，并因此使COP增加。
当流量比/容积比差值(α-β)被设定在这个设定范围的从-0.2或更大至0.2或更小的范围内时，COP可以增加得更多。
此外，当流量比/容积比差值(α-β)被设定在这个设定范围的从-0.1或更大至0.1或更小的范围内时，COP仍然会增加得更多。
在第三实施例中，喷射器循环装置的致冷剂循环结构与图1中所示的喷射器循环装置10的致冷剂循环结构相似。此外，第三实施例的特征可以与第一和第二实施例中的任一个的特征相结合。
(第四实施例)
在第一实施例中，通过将致冷剂流量比α设定在预定范围内使COP增加。然而，在这个实施例中，通过使第一蒸发器15的热交换芯体部分15a中的致冷剂通道面积Fer1大于第二蒸发器18的热交换芯体部分18a中的致冷剂通道面积Fer2(Fer1＞Fer2)使COP增加。
此处，蒸发器的热交换芯体部分中的致冷剂通道面积具体地表示构成蒸发器15、18的热交换芯体部分15a、18a的管子21的空腔21a的横截面面积的总和，并且可以根据每一个管子21的空腔的横截面面积与管子21的数量的乘积来确定。
在这个实施例中，具体地，通过增加第一实施例中的第一蒸发器15的管子21的数量来增加第一蒸发器15的致冷剂通道面积Fer1。由此，使第一蒸发器15的致冷剂通道面积Fer1大于第二蒸发器18的致冷剂通道面积Fer2。
可以通过增加第一蒸发器15的每一个管子21的空腔横截面面积来增加第一蒸发器15的致冷剂通道面积Fer1。
在图1中所示的喷射器循环装置中，不仅通过致冷剂散热器13而凝结的致冷剂而且在第二蒸发器18内蒸发并与所述致冷剂相混合的致冷剂流入第一蒸发器15，并因此使流入第一蒸发器15的致冷剂的干燥程度变高。即，由于致冷剂的特定体积变大，并且致冷剂的流动速度变大，所以第一蒸发器15中的致冷剂的压力损失ΔPeba1变大。
如图3中所示，当第一蒸发器15中的致冷剂的压力损失ΔPeba1变大时，压缩机11的吸入压力减小以增加压缩机11的驱动功率，从而造成COP减小。
因此，在这个实施例中，使第一蒸发器15的致冷剂通道面积Fer1大于第二蒸发器18的致冷剂通道面积Fer2以减小第一蒸发器15中的致冷剂的压力损失ΔPeba1。因此，在第四实施例中，压缩机11的驱动功率L减小，并因此使COP增加。
在第四实施例中，喷射器循环装置的致冷剂循环结构被制成与图1中所示的喷射器循环装置10的致冷剂循环结构相似。此外，第四实施例的特征可以与第一至第三实施例中的任一个的特征相结合。
(第五实施例)
在上述的第一实施例中，通过将致冷剂流量比α设定在预定范围内使COP增加。然而，在这个实施例中，通过使传热面积比γ2(＝Hea2/Her2)大于传热面积比γ1(＝Hea1/Her1 )使COP增加，其中传热面积比γ2为第二蒸发器18内的空气侧传热面积Hea2与致冷剂侧传热面积Her2之间的比率，传热面积比γ1为第一蒸发器15内的空气侧传热面积Hea1与致冷剂侧传热面积Her1之间的比率。即，第二蒸发器18中的传热面积比γ2被设定成大于第一蒸发器15中的传热面积比γ1。
此处，蒸发器中的空气侧传热面积表示通过其使空气与蒸发器的热交换芯体部分相接触的部分的总面积。具体地，蒸发器中的空气侧传热面积为管子21的外周边区域的表面积与传热散热片22的表面积的总和。此外，蒸发器中的致冷剂侧传热面积表示通过其等使致冷剂与蒸发器的热交换芯体部分相接触的部分的总面积。具体地，蒸发器中的致冷剂侧传热面积为管子21的内周边区域的总表面积。
在这个实施例中，具体地，通过使第一实施例中的第二蒸发器18的波状传热散热片22的散热片间距P(图2)变窄使第二蒸发器18的空气侧传热面积Hea2增加。由此，使第二蒸发器18中的传热面积比γ2大于第一蒸发器15中的传热面积比γ1。
顺便提及，在图1中所示的喷射器循环装置10中，第二蒸发器18被设置在第一蒸发器15的气流A的下游侧，并因此使第二蒸发器18的吸入空气的温度变得低于第一蒸发器15的吸入空气的温度。因此，第二蒸发器18的吸入空气的特定体积会减小，并且致冷剂的流量减小，由此使第二蒸发器18的传热系数减小。结果，第二蒸发器18的致冷能力降低，并因此使COP减小。
因此，在这个第五实施例中，使第二蒸发器18的传热面积比γ2大于第一蒸发器15的传热面积比γ1以提高第二蒸发器18的致冷能力。由此，可以提高整个致冷循环的致冷能力Qer，并因此使COP增加。
尽管波状散热片式蒸发器被用作这个实施例中的蒸发器(见图2)，然而各种类型的热交换器均可以用作蒸发器15、18。举例而言，使用波状散热片的层叠类型的热交换器、使用波状散热片的集管(header)及管子类型的热交换器以及使用板状传热散热片或者波形板状传热散热片的板式散热片类型的热交换器均可以用作蒸发器15、18。
再进一步，尽管通过使传热散热片22的散热片间距P变窄可以增加COP，然而通过在传热散热片22内密集地形成许多切除(放热孔(louver)，图中未示)也可以产生形同效果。
即，传热散热片22内形成许多切除以增加蒸发器的传热能力，并且密集地形成这些切除以增加切除的数量。由此，可以增加第二蒸发器18的传热能力。结果，第二蒸发器18的致冷能力会增加，并因此使COP增加。
此外，第五实施例的特征可以与第一至第四实施例中的任一个的特征相结合。
(第六实施例)
在第一实施例中，由一组第一和第二蒸发器15、18来冷却一个要冷却的空间23。然而，在这个实施例中，由两组第一和第二蒸发器15、18各自冷却两个要冷却的空间23、24。
图6为这个实施例的喷射器循环装置10的示意图。两个第一蒸发器15平行地连接在喷射器14的扩散器部分14d与压缩机11的吸入侧之间。此外，两个第二蒸发器18平行地连接在节流机构17与喷射器14的致冷剂吸入口14b之间。
这两个第一蒸发器15以及两个第二蒸发器18在一一对应的壳体的基础上分别容纳在两个壳体19、25内。即，一组第一蒸发器15及第二蒸发器18位于一个壳体19内，而另一组第一蒸发器15及第二蒸发器18位于另一个壳体25内。以电气方式运转的鼓风机20分别设置在这些壳体19、25内。由此，两个壳体19、25中的一个壳体19内产生第一气流A，另一个壳体25内产生第二气流B。
在容纳在一个壳体19内的两个蒸发器15、18中，连接到喷射器14的扩散器部分14d下游侧的第一蒸发器15被设置在气流A的上游侧，连接到喷射器14的致冷剂吸入口14b的第二蒸发器18被设置在气流A的下游侧。
这两个第一及第二蒸发器15、18正如第一实施例被构造成互成一体或者可以构造成相分离。
同样地，在容纳在另一个壳体25内的两个蒸发器15、18中，连接到喷射器14下游侧的第一蒸发器15被设置在气流B的上游侧，连接到喷射器14的致冷剂吸入口14b的第二蒸发器18被设置在气流B的下游侧。
均被容纳在壳体19内的第一和第二蒸发器15、18所冷却的冷却空气被吹到要冷却的空间23内。此外，均被容纳在壳体25内的第一和第二蒸发器15、18所冷却的冷却空气被吹到与要冷却的空间23不同的要冷却的空间24内。
根据所述构造，要冷却的两个单独空间23、24由两组第一及第二蒸发器15、18冷却。
同样地，三组或更多组第一及第二蒸发器15、18可以设置成相同的构造。由此，可以冷却三个或更多个要冷却的单独空间。
此外，第一至第五实施例中的任一个中所述的特征均可以应用于第六实施例的喷射器循环装置10中。
(第七实施例)
在第一实施例中，由容纳在一个壳体19内的第一和第二蒸发器15、18来冷却公共空间23。然而，在这个实施例中，如图7中所示，第一蒸发器15和第二蒸发器18分别容纳在两个单独壳体19、25内，并且第一蒸发器15和第二蒸发器18分别冷却两个单独空间23、24。
图7为第七实施例的喷射器循环装置10的示意图。在这个实施例中，第一蒸发器15和第二蒸发器18被构造成相分离，并且分别单独地套在两个壳体19、25内。具体地，第一蒸发器15被套在一个壳体19内，第二蒸发器18被容纳在另一个壳体25内。
以电气方式运转的鼓风机20分别设置在这两个壳体19、25内。由此，两个壳体19、25的一个壳体19内产生第一气流A，并且另一个壳体19内产生第二气流B。
容纳在壳体19内的第一蒸发器15所冷却的冷却空气被吹到要冷却的空间23内。此外，容纳在壳体25内的第二蒸发器18所冷却的冷却空气被吹到与要冷却的空间23不同的要冷却的空间24内。
根据所述构造，要冷却的两个单独空间23、24分别由第一和第二蒸发器15、18冷却。
此外，第一至第五实施例的任一个中所述的特征均可以应用于第七实施例的喷射器循环装置10中。
(其它实施例)
尽管通过参照附图连同优选实施例已充分地说明了本发明，然而要提及地是，各种变更和修改对本领域普通技术人员是显而易见的。
举例而言，在各实施例中，通过节流机构17来调节分支到第二蒸发器18的分支致冷剂的流量Ge。然而，可以通过将喷嘴开口可变类型的可变喷射器用作喷射器14调节在喷嘴部分14a中流动的喷嘴部分致冷剂的流量(Gn-Ge)来调节分支到第二蒸发器18的分支致冷剂的流量Ge。由此，可以除去节流机构17。
在这点上，可变喷射器为一喷射器，所述喷射器具有通过来自外部的信号能够以可变方式控制喷嘴部分的致冷剂通道面积的通道面积可变机构。
在所述实施例中，已说明了致冷剂为R404A的实例。然而，致冷剂可以变成各种类型的致冷剂，例如CO2、HC、R134a、R410A或R407A。
此外，根据上述第一至第七实施例中的任一个的致冷循环装置可以设有气液分离器，所述气液分离器位于第一蒸发器15与压缩机11之间或者致冷剂散热器13与喷射器14的喷嘴部分14a之间。此处，气液分离器用于使气体致冷剂和液体致冷剂相互分离，并用于将多余的致冷剂储存在喷射器循环装置的致冷循环中。
在所述实施例中，本发明的喷射器循环装置应用于用于车辆的致冷装置中。然而，本发明的喷射器循环装置可以应用于蒸气压缩式循环中，例如用于固定式冷藏、固定式致冷器、空调以及热水器的热泵循环。
这种变更和修改被理解为在随附权利要求所限定的本发明的范围内。

Claims (22)

1. 一种喷射器循环装置，包括：
用于抽取并压缩致冷剂的压缩机(11)；
用于散发从压缩机(11)排出的高压致冷剂的热量的致冷剂散热器(13)；
具有喷嘴部分(14a)以及致冷剂吸入口(14b)的喷射器(14)，其中所述喷嘴部分用于使来自致冷剂散热器(13)的致冷剂减压，所述致冷剂吸入口用于通过从喷嘴部分(14a)喷出的致冷剂的高速流动来抽取致冷剂；
分支通道(16)，所述分支通道用于将在喷射器(14)的喷嘴部分(14a)的上游侧分支出来的致冷剂引入流入致冷剂吸入口(14b)的致冷剂中；
第一蒸发器(15)，所述第一蒸发器被设置在所述致冷剂流中的喷射器(14)的下游侧并用于蒸发致冷剂；以及
第二蒸发器(18)，所述第二蒸发器被设置在分支通道(16)内并用于蒸发致冷剂，
其中在第二蒸发器(18)内流动的致冷剂的流量(Ge)与从压缩机(11)排出的致冷剂的流量(Gn)的致冷剂流量比(α)被设定在从0.07至0.93的范围内。
2. 根据权利要求1所述的喷射器循环装置，其中致冷剂流量比(α)被设定在从0.1至0.82的范围内。
3. 根据权利要求2所述的喷射器循环装置，其中致冷剂流量比(α)被设定在从0.2至0.6的范围内。
4. 根据权利要求1所述的喷射器循环装置，其中：
第一蒸发器(15)包括具有作为第一芯体部分容积(Ce1)的致冷剂通道容积的热交换芯体部分(15a)；
第二蒸发器(18)包括具有作为第二芯体部分容积(Ce2)的致冷剂通道容积的热交换芯体部分(18a)；并且
当第一蒸发器(15)的热交换芯体部分(15a)的第一芯体部分容积(Ce1)与第二蒸发器(18)的热交换芯体部分(18a)的第二芯体部分容积(Ce2)的总和被假定为总容积(Cn)时，第二芯体部分容积(Ce2)与总容积(Cn)的容积比(β)被设定在从0.09至0.89的范围内。
5. 根据权利要求4所述的喷射器循环装置，其中致冷剂流量比(α)与容积比(β)之间的流量比差值(α-β)被设定在从-0.3至0.3的范围内。
6. 根据权利要求1所述的喷射器循环装置，其中：
第一蒸发器(15)包括具有致冷剂通道截面积(Fer1)的热交换芯体部分(15a)；
第二蒸发器(18)包括具有致冷剂通道截面积(Fer2)的热交换芯体部分(18a)；并且
第一蒸发器(15)的热交换芯体部分(15a)中的致冷剂通道截面积(Fer1)大于第二蒸发器(18)的热交换芯体部分(18a)中的致冷剂通道截面积(Fer2)。
7. 根据权利要求1所述的喷射器循环装置，其中：
第一蒸发器(15)具有空气侧传热面积(Hea1)以及致冷剂侧传热面积(Her1)；
第二蒸发器(18)具有空气侧传热面积(Hea2)以及致冷剂侧传热面积(Her2)；并且
第二蒸发器(18)中的空气侧传热面积(Hea2)与致冷剂侧传热面积(Her2)的传热面积比(γ2)大于第一蒸发器(15)中的空气侧传热面积(Hea1)与致冷剂侧传热面积(Her1)的传热面积比(γ1)。
8. 根据权利要求1至7中任一项所述的喷射器循环装置，其中第二蒸发器(18)被设置在经过第一蒸发器(15)的气流(A)的下游侧。
9. 根据权利要求1至7中任一项所述的喷射器循环装置，其中：
第一蒸发器(15)被定位成冷却第一空间(23)；以及
第二蒸发器(18)被定位成冷却与第一空间(23)不同的第二空间(24)。
10. 根据权利要求1至7中任一项所述的喷射器循环装置，其中平行于致冷剂流设置多个第一蒸发器(15)，并且其中平行致冷剂流设置多个第二蒸发器(18)。
11. 一种喷射器循环装置，包括：
用于抽取并压缩致冷剂的压缩机(11)；
用于散发从压缩机(11)排出的高压致冷剂的热量的致冷剂散热器(13)；
具有喷嘴部分(14a)以及致冷剂吸入口(14b)的喷射器(14)，其中所述喷嘴部分用于使来自致冷剂散热器(13)的致冷剂减压，所述致冷剂吸入口用于通过从喷嘴部分(14a)喷出的致冷剂的高速流动来抽取致冷剂；
分支通道(16)，所述分支通道用于将在喷射器(14)的喷嘴部分(14a)的上游侧分支出来的致冷剂引入流入致冷剂吸入口(14b)的致冷剂中；
第一蒸发器(15)，所述第一蒸发器被设置在所述致冷剂流中的喷射器(14)的下游侧并用于蒸发致冷剂；以及
第二蒸发器(18)，所述第二蒸发器被设置在分支通道(16)内并用于蒸发致冷剂，其中：
第一蒸发器(15)包括具有作为第一芯体部分容积(Ce1)的致冷剂通道容积的热交换芯体部分(15a)；
第二蒸发器(18)包括具有作为第二芯体部分容积(Ce2)的致冷剂通道容积的热交换芯体部分(18a)；并且
当第一蒸发器(15)的热交换芯体部分(15a)的第一芯体部分容积(Ce1)与第二蒸发器(18)的热交换芯体部分(18a)的第二芯体部分容积(Ce2)的总和被假定为总容积(Cn)时，第二芯体部分容积(Ce2)与总容积(Cn)的容积比(β)被设定在从0.09至0.89的范围内。
12. 根据权利要求11所述的喷射器循环装置，其中容积比(β)被设定在从0.13至0.8的范围内。
13. 根据权利要求12所述的喷射器循环装置，其中容积比(β)被设定在从0.22至0.6的范围内。
14. 一种喷射器循环装置，包括：
用于抽取并压缩致冷剂的压缩机(11)；
用于散发从压缩机(11)排出的高压致冷剂的热量的致冷剂散热器(13)；
具有喷嘴部分(14a)以及致冷剂吸入口(14b)的喷射器(14)，其中所述喷嘴部分用于使来自致冷剂散热器(13)的致冷剂减压，所述致冷剂吸入口用于通过从喷嘴部分(14a)喷出的致冷剂的高速流动来抽取致冷剂；
分支通道(16)，所述分支通道用于将在喷射器(14)的喷嘴部分(14a)的上游侧分支出来的致冷剂引入流入致冷剂吸入口(14b)的致冷剂中；
第一蒸发器(15)，所述第一蒸发器被设置在所述致冷剂流中的喷射器(14)的下游侧并用于蒸发致冷剂；以及
第二蒸发器(18)，所述第二蒸发器被设置在分支通道(16)内并用于蒸发致冷剂，其中：
第一蒸发器(15)包括具有作为第一芯体部分容积(Ce1)的致冷剂通道容积的热交换芯体部分(15a)；
第二蒸发器(18)包括具有作为第二芯体部分容积(Ce2)的致冷剂通道容积的热交换芯体部分(18a)；并且
当在第二蒸发器(18)内流动的致冷剂的流量(Ge)与从压缩机(11)排出的致冷剂的流量(Gn)的比率被设定成致冷剂流量比(α)时，以及当第一蒸发器(15)的热交换芯体部分(15a)的第一芯体部分容积(Ce1)与第二蒸发器(18)的热交换芯体部分(18a)的第二芯体部分容积(Ce2)的总和被假定为总容积(Cn)时，并且当第二芯体部分容积(Ce2)与总容积(Cn)的比率被设定成容积比(β)时，致冷剂流量比(α)与容积比(β)之间的比率差值(α-β)被设定在从-0.3至0.3的范围内。
15. 根据权利要求14所述的喷射器循环装置，其中比率差值(α-β)被设定在从-0.2至0.2的范围内。
16. 根据权利要求15所述的喷射器循环装置，其中比率差值(α-β)被设定在从-0.1至0.1的范围内。
17. 一种喷射器循环装置，包括：
用于抽取并压缩致冷剂的压缩机(11)；
用于散发从压缩机(11)排出的高压致冷剂的热量的致冷剂散热器(13)；
具有喷嘴部分(14a)以及致冷剂吸入口(14b)的喷射器(14)，其中所述喷嘴部分用于使来自致冷剂散热器(13)的致冷剂减压，所述致冷剂吸入口用于通过从喷嘴部分(14a)喷出的致冷剂的高速流动来抽取致冷剂；
分支通道(16)，所述分支通道用于将在喷射器(14)的喷嘴部分(14a)的上游侧分支出来的致冷剂引入流入致冷剂吸入(14b)的致冷剂中；
第一蒸发器(15)，所述第一蒸发器被设置在所述致冷剂流中的喷射器(14)的下游侧并用于蒸发致冷剂；以及
第二蒸发器(18)，所述第二蒸发器被设置在分支通道(16)内并用于蒸发致冷剂，其中：
第一蒸发器(15)包括具有致冷剂通道截面积(Fer1)的热交换芯体部分(15a)；
第二蒸发器(18)包括具有致冷剂通道截面积(Fer2)的热交换芯体部分(18a)；并且
第一蒸发器(15)的热交换芯体部分(15a)中的致冷剂通道截面积(Fer1)大于第二蒸发器(18)的热交换芯体部分(18a)中的致冷剂通道截面积(Fer2)。
18. 一种喷射器循环装置，包括：
用于抽取并压缩致冷剂的压缩机(11)；
用于散发从压缩机(11)排出的高压致冷剂的热量的致冷剂散热器(13)；
具有喷嘴部分(14a)以及致冷剂吸入口(14b)的喷射器(14)，其中所述喷嘴部分用于使来自致冷剂散热器(13)的致冷剂减压，所述致冷剂吸入口用于通过从喷嘴部分(14a)喷出的致冷剂的高速流动来抽取致冷剂；
分支通道(16)，所述分支通道用于将在喷射器(14)的喷嘴部分(14a)的上游侧分支出来的致冷剂引入流入致冷剂吸入口(14b)的致冷剂中；
第一蒸发器(15)，所述第一蒸发器被设置在所述致冷剂流中的喷射器(14)的下游侧并用于蒸发致冷剂；以及
第二蒸发器(18)，所述第二蒸发器被设置在分支通道(16)内并用于蒸发致冷剂，其中：
第一蒸发器(15)具有空气侧传热面积(Hea1)以及致冷剂侧传热面积(Her1)；
第二蒸发器(18)具有空气侧传热面积(Hea2)以及致冷剂侧传热面积(Her2)；并且
第二蒸发器(18)中的空气侧传热面积(Hea2)与致冷剂侧传热面积(Her2)的传热面积比(γ2)大于第一蒸发器(15)中的空气侧传热面积(Hea1)与致冷剂侧传热面积(Her1)的传热面积比(γ1)。
19. 根据权利要求11至18中任一项所述的喷射器循环装置，其中第二蒸发器(18)被设置在经过第一蒸发器(15)的气流(A)的下游侧。
20. 根据权利要求11至18中任一项所述的喷射器循环装置，其中：
第一蒸发器(15)被定位成冷却第一空间(23)；以及
第二蒸发器(18)被定位成冷却与第一空间(23)不同的第二空间(24)。
21. 根据权利要求11至18中任一项所述的喷射器循环装置，其中平行于致冷剂流设置多个第一蒸发器(15)，并且其中平行于致冷剂流设置多个第二蒸发器(18)。
22. 根据权利要求1至7以及11至18中任一项所述的喷射器循环装置，其中所述喷射器进一步包括
增压部分，从喷嘴部分(14a)喷出的致冷剂与从致冷剂吸入口(14b)抽入的致冷剂在所述增压部分中相混合，同时被引导至压缩机(11)的致冷剂的压力增加。
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