CN101532513A - 喷射器 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种喷射器(16)，所述喷射器包括：喷嘴(16a)，将流体减压，所述流体处于气-液状态、液态和超临界状态中的任一状态；以及主体部分(16b)，具有流体吸入口(16d)和混合增压部分(16e)。所述喷射器设置有吸入通道(16i)，从流体吸入口抽吸的流体通过所述的吸入通道流入混合增压部分。吸入通道(16i)被改变以使从流体吸入口抽吸的流体在吸入通道被等熵减压。做为选择，吸入通道被改变以使从吸入通道流入混合与增压部分的流体的流速基本上等于从喷嘴喷射口流入混合与增压部分的流体的流速，或等于或大于声速。

Description

喷射器

技术领域

本发明涉及一种喷射器，所述的喷射器被配置用于通过从喷嘴喷射的高速流体喷射流来抽取流体。例如，适合用于制冷循环设备的喷射器。

背景技术

传统地，已知的喷射器包括喷嘴，所述的喷嘴用于减压和膨胀高压流体，以及被配置用于通过从喷嘴喷射的高速流体喷射流的抽吸作用从流体吸入口抽取流体。在喷射器内，来自喷嘴的喷射流体和来自流体吸入口的吸入流体在混合部分中被混合，并且通过将混合流体的动能转化成混合流体的压力能，混合流体的压力在扩散器部分内增加。因此，从喷射器出口流出的流体压力增加，且大于吸入流体的压力。

专利文献JP 2004-340136A(对应于US 2004/0206111 A1)公开一种喷射器，在所述的喷射器内，吸入通道入口侧的通道截面积等于或大于流体吸入口的通道截面积，由流体吸入口引入的吸入流体通过所述的吸入通道流入喷射器的混合部分。因此，当吸入流体从流体吸入口被抽吸时所造成的压力损耗可被降低，并且由流体吸入口流入的吸入流体的流量可被增加，从而可改善喷射器效率ηe，ηe为喷射器的能量转化效率。

专利文献JP 2003-14318A(对应于US 2002/0000095A1)公开一种适用于制冷循环设备的喷射器，在所述的喷射器内，扩散器部分的通道壁表面的扩张角被适当地设置在轴向截面内，所述的轴向截面包含喷嘴的中心轴线，以使得扩散器部分内的增压量增加，从而改善喷射器效率ηe。

专利文献JP 2004-116807A公开了另一种喷射器，在所述的喷射器内，扩散器部分的通道壁表面在轴向截面中被形成光滑覆盖线(smoothlycovered line)，所述的轴向截面包含喷嘴的中心轴线，以使得扩散器部分内的能量损耗(如滚动流动损耗)能够被抑制，从而改善喷射器效率ηe。

在下式(F1)中，喷射器效率ηe被定义为

ηe＝(1+Ge/Gnoz)×(△P/ρ)/△i               (F1)

式中，Ge为吸入流体的流量，Gnoz为喷射流体的流量，△P为扩散器部分内增压量，ρ为吸入流体的密度，以及△i为喷嘴入口与出口之间的焓差。

但是，专利文献JP 2004-340136A并未对位于流体吸入口的吸入通道中下游侧的压力损耗进行描述。如果吸入通道内的压力发生变化，通过吸入通道流入混合部分的吸入流体流量或流体流速被改变。此外，当流过混合部分和扩散器部分的流体为气—液两相状态时，由于气体流体和液体流体之间的密度差，在气体流体和液体流体内的惯性力是不同的，因此，在喷射器的混合部分内难以均匀地混合喷射流体和吸入流体。

这样，在喷射器的扩散器部分内，流体的动能被转化成不均匀状态的压力能，因此，喷射器效率ηe不能被充分地改善。这里，不均匀状态表示不同于均匀状态的一种状态，所述的均匀状态包括完全气态、完全液态和均匀混合状态，在所述的均匀混合状态内气体流体和液体流体均匀地被混合，具有近似相同的流速。在气体流体和液体流体的不均匀混合状态的示例中，气体流体的流速不同于液体流体的流速。

而且，在专利文献JP 2003-14318A或JP 2004-116807A中，在均匀状态的流体通过喷射器的混合部分和扩散器部分的情况下，喷射器被配置用于改善喷射器效率ηe。实际上，通过喷射器的混合部分和扩散器部分的气—液两相流体很难处于均匀状态。因此，当气—液两相制冷剂通过喷射器内的混合部分和扩散器部分时，难以充分地改善喷射器效率ηe。

发明内容

考虑到上述问题，本发明的目的是充分地改善在具有混合与增压部分的喷射器内的喷射器效率ηe，在所述的混合与增压部分内，气—液两相流体的动能被转化成压力能。

本发明的另一个目的是提供一种具有吸入通道的喷射器，所述的吸入通道被配置用于改善喷射器效率ηe。

根据以下的实验和研究，本申请的发明者设计了本发明的下列特征。通过在喷嘴处等熵减压和膨胀流体，喷射器回收在减压与膨胀中的能量损耗，并且将所回收的能量(回收能)转化成压力能以改善喷射器效率ηe。

如果可将所有的回收能转化成压力能，喷射器效率ηe可被最大化。本申请的发明者详细地检查和研究了关于喷射器内实际所用的回收能。即，在回收能中，能够用于对流体增压的能量被研究。

图28示出了本申请的发明者所审查和研究的结果。在具有图29示出的混合部分和扩散器部分的比较示例的喷射器内，混合部分入口处的全部回收能被分成E1～E4，如图28所示。在图28中，E1表示用于增压的能量，E2表示未被使用的剩余动能，E3表示能量传输损耗，以及E4表示其它损耗。由图28所示，用于增压的能量E1约为全部回收能的20％，并且其它能量E2、E3和E4不用于增压。剩余动能E2被保持为流出喷射器的扩散器部分的流体的流速，未被转化成压力能。

能量传输损耗E3包括将液体流体的动能传送给气体流体而导致的能量传输损耗，例如，当液体流体和气体制冷剂流过喷射器的扩散器部分时。如图28所示，与用于增压的能量E1相比，在未用于增压的能量E2、E3和E4中，能量传输损耗E3的比率相对较大。

本申请的发明者关于减小气体流体与液体流体之间的能量传输损耗E3进行了研究。当气体流体与液体流体之间能量传输损耗E3被减小和用于增压时，喷射器效率ηe能够被有效地改善。因此，发明者进行实验以有效地从液体流体向气体流体传送能量，所述的液体流体具有比所述气体流体更高的流速。

在自由下落刚体的情况下，在垂直向下方向上的流速由重力加速度进行增加。然后，根据与由周围空气接收的阻抗的平衡，所述自由下落刚体的流速达到一定的最终速度。

即，在达到最终速度之后，自由下落刚体的流速不会增加至大于所述最终速度。因此，当达到所述最终速度时，自由下落刚体的流速变为最大。这意味着，当刚体快速地达到最终速度时，刚体的动能能够很快地被传送给周围空气。在图29中，流过扩散器的液体流体颗粒(也就是，虚拟液体微粒)被假设为刚体，并且流过扩散器的气体流体被假设为周围空气。在图29的假设情况中，本申请的发明者关于在流过扩散器部分的气体流体与液体流体之间的有效能量传输进行了研究。

图29的上部为喷射器内气体流体的速度与液体流体的速度的变化图。实线LA1示出了在比较示例中的喷射器内液体流体(例如，液体制冷剂)的变化，以及实线GA1示出了在比较示例中的喷射器内气体流体(例如，气体制冷剂)的变化。如图29中实线LA1和GA1所示，在比较示例中的喷射器喷嘴内，由于气体流体与液体流体之间的密度不同而使惯性力存在差异，气体流体的流速远大于液体流体的流速。因此，在流入喷射器混合部分的喷射流体和吸入流体的混合流体中，气体流体的流速大于液体制冷剂的流速。

流入混合部分的液体流体的颗粒与周围气体流体一起被加速，然后液体流体颗粒的流速等于气体流体的流速。在液体流体颗粒的流速等于气体流体的流速之后，液体流体的流速不再被加速，并且达到最终流速。

在液体流体颗粒达到最终流速之后，在对周围气体流体施加对应于阻抗力的作用力时，液体流体颗粒的流速被降低。此时，热量从液体流体颗粒传送至气体流体，并且由液体流体颗粒施加于气体流体的整个脉冲值为气体流体的增压量(压力能)。

因此，如果流入喷射器的混合部分的液体流体颗粒快速地达到最终速度，则包含在液体流体内的动能能够快速地被传送至气体流体。这样，在液体流体的流速达到最终速度之后，液体流体的动能能够有效地传送至气体流体。而且，当液体流体颗粒本身的最终速度增加时，气体流体的增压量能够增加，从而改善喷射器效率ηe。

在图29中，链线LA2表示根据本发明的示例的喷射器的液体流体流速的变化，并且链线GA2表示根据本发明的示例的喷射器的气体流体流速的变化。如图29中链线LA2和GA2所示，当流入混合部分的气体流体的流速增加时，与实线LA1和GA1所示的示例相比较，液体流体颗粒的最终流速增加。因此，在图29中链线LA2和GA2所示的本发明示例中，因为大量动能能够被转化成压力能，气体流体与液体流体之间的能量传输损耗能够有效地被降低，从而显著地改善喷射器效率ηe。

根据本发明的一个方面，喷射器包括喷嘴和主体部分，所述的喷嘴被配置用于将流体减压和膨胀，所述流体处于气—液两相状态、液体状态和超临界状态中的任一种状态，喷嘴被布置在所述的主体部分内。主体部分具有流体吸入口以及混合与增压部分，流体从所述的流体吸入口通过由喷嘴喷射口喷射的喷射流被抽吸，在所述的混合与增压部分内，从喷嘴喷射口喷射的流体和从流体吸入口抽吸的流体被混合，并且在气—液两相状态下所混合的流体的动能被转化成其压力能。喷射器设置有吸入通道，从流体吸入口抽吸的流体通过所述的吸入通道流入混合与增压部分的入口，并且吸入通道的流体通道面积被配置改变，以使得从流体吸入口抽吸的流体在吸入通道内被大致等熵地减压。

因此，当吸入流体通过吸入通道时的能量损耗能够被降低。这样，从吸入通道流入混合与增压部分的流体流速能够增加，从而增加流入混合与增压部分的气体流体的流速。因此，流入混合与增压部分的液体流体颗粒的最终速度能够被增加，并且即使当在混合与增压部分内气—液两相流体的动能被转化为其压力能时，在喷射器内气体流体的增压量可被增加。因此，喷射器效率能够被有效地改善。

根据本发明的另一个方面，喷射器包括喷嘴和主体部分，所述的喷嘴被配置用于将流体减压和膨胀，所述流体处于气—液两相状态、液体状态和超临界状态中的任一种状态，喷嘴被布置在所述的主体部分内。主体部分具有流体吸入口以及混合与增压部分，流体从所述的流体吸入口由从喷嘴喷射口喷射的流体的喷射流抽吸，在所述的混合与增压部分内，从喷嘴喷射口喷射的流体和从流体吸入口抽吸的流体被混合，并且在气—液两相状态下所混合的流体的动能被转化成其压力能。喷射器设置有吸入通道，从流体吸入口抽吸的流体通过所述的吸入通道流入混合与增压部分的入口。在喷射器内，吸入通道的流体通道面积被配置改变，以使得从吸入通道流入混合与增压部分的流体流速基本上等于从喷嘴喷射口流入混合与增压部分的流体流速。因此，流入混合与增压部分的液体流体颗粒的最终速度能够被增加，并且即使当在混合与增压部分内气—液两相流体的动能被转化为其压力能时，在喷射器内气体流体的增压量可被增加。因此，喷射器效率能够被有效地改善。这里，“基本上等于”的含义包括从吸入通道流入混合与增压部分的流体流速完全对应于或略微不同于从喷嘴喷射口流入混合与增压部分的流体流速。

根据本发明的另一个方面，喷射器包括喷嘴和主体部分，所述的喷嘴被配置用于将流体减压和膨胀，所述流体处于气—液两相状态、液体状态和超临界状态中任一种状态，喷嘴被布置在所述的主体部分内。主体部分具有流体吸入口和以及混合与增压部分，流体从所述的流体吸入口由从喷嘴喷射口喷射的流体的喷射流被抽吸，在所述的混合与增压部分内，从喷嘴喷射口喷射的流体和从流体吸入口抽吸的流体被混合，并且在气—液两相状态下混合流体的动能被转化成其压力能。喷射器设置有吸入通道，从流体吸入口抽吸的流体通过所述的吸入通道流入混合与增压部分的入口。而且，吸入通道的流体通道面积被配置改变，以使得从吸入通道流入混合与增压部分的流体流速等于或大于声速。因此，流入混合与增压部分的液体流体颗粒的最终速度能够被增加，并且即使当在混合与增压部分中气—液两相流体的动能被转化为其压力能时，在喷射器内气体流体的增压量也能够被增加。

在本发明的任一方面中，吸入通道的流体通道面积朝着吸入通道内流体流动方向的下游逐渐减小。在这个情况中，在吸入通道入口侧处流体通道面积的减小程度可能会大于在吸入通道出口侧处流体通道面积的减小程度。

可选地，在吸入通道入口侧处吸入通道的流体通道面积朝着吸入通道内流体流动方向的下游逐渐减小，并且在吸入通道出口侧处吸入通道的流体通道面积朝着吸入通道内流体流动方向的下游逐渐增加。

吸入通道可被设置在喷嘴外周表面与主体部分的内周表面之间。做为选择，喷嘴和吸入通道可被布置，以使得喷嘴入口处流体的焓与喷嘴喷射口处流体的焓之间的焓差(△H)等于或大于吸入通道入口处流体的焓与吸入通道出口处流体的焓之间的焓差(△h)。

根据本发明的另一个方面，喷射器包括喷嘴和主体部分，所述的喷嘴被配置用于将流体减压和膨胀，所述流体处于气—液两相状态、液体状态和超临界状态中的任一种状态，喷嘴被布置在所述的主体部分内。主体部分具有流体吸入口以及混合与增压部分，流体从所述的流体吸入口由从喷嘴喷射口喷射的流体的喷射流抽吸，在所述的混合与增压部分内，从喷嘴喷射口喷射的流体和从流体吸入口抽吸的流体被混合，并且在气—液两相状态下混合流体的动能被转化成其压力能。混合与增压部分由平直部分和扩张部分构成，所述的平直部分从混合与增压部分的入口在一定范围内延伸，并且所述的扩张部分从平直部分的下游端延伸至混合与增压部分的出口。平直部分为圆柱形通道，所述圆柱形通道在整个范围内具有恒定的通道面积，并且配置扩张部分以使得扩张部分的通道截面积朝着流体流动方向的下游逐渐增加。因此，流入混合与增压部分的液体流体颗粒的最终流速能够被增加，并且即使当气—液两相流体的动能被转化成混合与增压部分内的其压力能时，能够增加在喷嘴内气体流体的增压量。

例如，平直部分的范围被设置，以使得在流入混合与增压部分的流体内，气体流体和液体流体的流速在范围内彼此相等。可选地，当平直部分在喷嘴轴向上的长度为L1且在轴向上从混合与增压部分的入口至混合与增压部分的出口的长度为L2时，混合与增压部分被配置以使0<L1/L2≤0.4。而且，混合与增压部分可被配置以使在混合与增压部分内流体被等熵地增压。

在喷射器内，截面内扩张部分的壁表面的截面形状为直线或曲线，所述的截面包含喷嘴的轴线。做为选择，通过组合多条直线或组合至少一条直线和曲线可构成截面内扩张部分的壁表面的截面形状，所述的截面包含喷嘴的轴线。做为选择，在扩张部分的入口侧处扩张部分的扩张度可大于在扩张部分出口侧处扩张部分的扩张度。

附图说明

本发明的其它的目的及优点将通过最佳实施例的以下详细描述及附图而变得更加容易理解。在所述附图中：

图1为根据本发明的第一实施例的具有喷射器的制冷循环设备的示意图；

图2A为根据第一实施例的包含有喷嘴轴线的喷射器轴向截面图，图2B为沿图2A中线IIB—IIB截取的横截面视图，以及图2C为沿图2A中线IIC—IIC截取的横截面视图；

图3为根据第一实施例在喷射器内吸入通道的制冷剂通道截面积与吸入通道入口处制冷剂通道截面积的比率变化图；

图4为根据第一实施例的喷射器的混合与增压部分的通道配置的示意图；

图5A为根据本发明的第一实施例在制冷循环设备的制冷剂循环中制冷剂状态的莫里尔图(Mollier diagram)，而图5B为图5A中部分VB的放大图；

图6为在第一实施例的喷射器内和在比较示例的喷射器内气体制冷剂的流速和液体制冷剂的流速的变化图；

图7A为根据第一实施例在喷射器内的制冷剂的流速和增压量(△P)的变化图，以及图7B为根据比较示例在喷射器内制冷剂的流速和增压量(△P)的变化图；

图8为根据第一实施例和比较示例的用于增压的能量(E1)、剩余动能(E2)、能量传输损耗(E3)和其它损耗(E4)的图；

图9为根据本发明的第二实施例在喷射器内吸入通道的制冷剂通道截面积与吸入通道入口处制冷剂通道截面积的比率变化图；

图10为根据本发明的第三实施例在喷射器内吸入通道的制冷剂通道截面积与吸入通道入口处制冷剂通道截面积的比率变化图；

图11为根据本发明的第四实施例在喷射器内混合与增压部分的通道配置的示意图；

图12为根据本发明的第五实施例在喷射器内混合与增压部分的通道配置示意图；

图13为根据本发明的第六实施例在喷射器内混合与增压部分的通道配置示意图；

图14为根据本发明的第七实施例在喷射器内混合与增压部分的通道配置示意图；

图15为根据本发明的第八实施例在喷射器内混合与增压部分的通道配置示意图；

图16为根据本发明的第九实施例的喷射器的轴向截面图；

图17为根据本发明的第十实施例的喷射器的轴向截面图；

图18为根据本发明的第十一实施例在制冷循环设备的制冷剂循环中制冷剂状态的莫里尔图；

图19为根据本发明的第十二实施例在制冷循环设备的制冷剂循环中制冷剂状态的莫里尔图；

图20为根据本发明的第十三实施例在制冷循环设备的制冷剂循环中制冷剂状态的莫里尔图；

图21为根据本发明的第十三实施例在制冷循环设备的制冷剂循环中另一种制冷剂状态的莫里尔图；

图22为根据本发明的第十四实施例的具有喷射器的制冷循环设备的示意图；

图23为根据本发明的第十四实施例在制冷循环设备的制冷剂循环中制冷剂状态的莫里尔图；

图24为根据本发明的第十五实施例的具有喷射器的制冷循环设备的示意图；

图25为根据本发明的第十五实施例在制冷循环设备的制冷剂循环中制冷剂状态的莫里尔图；

图26为根据本发明的另一实施例的具有喷射器的制冷循环设备的示意图；

图27A为根据本发明的另一实施例在制冷循环设备的制冷剂循环中制冷剂状态的莫里尔图，以及图27B为根据本发明的另一实施例在制冷循环设备的制冷剂循环中制冷剂状态的莫里尔图；

图28为在比较示例中喷射器混合部分的入口处回收能的能量划分图；以及

图29为喷射器内气体流体和液体流体的流速分布实验结果的图。

具体实施方式

(第一实施例)

本发明的第一实施例可参考图1～图8进行如下描述。在第一实施例中，本发明的喷射器16典型地用于图1所示的制冷循环设备10。例如，图1中所示的制冷循环设备10能够用于车载空调。

在制冷循环设备10中，压缩机11被配置用于抽吸制冷剂以压缩所抽吸的制冷剂和释放被压缩的高压和高温制冷剂。例如，压缩机11通过电磁离合器和皮带或类似机构被汽车发动机(未显示)驱动和旋转。

压缩机11可为可变排量的压缩机或固定排量的压缩机，在所述的可变排量压缩机中制冷剂的排量可连续被调节，在所述的固定排量压缩机器中通过改变压缩机运转比可调节制冷剂的排量。例如，在固定排量压缩机中，通过中断电磁离合器可改变压缩机运转比。做为选择，电压缩机可用作压缩机11，以使得通过调整电机的转速能够调节压缩机11的制冷剂排量。

用作适于散热的热交换器(如制冷剂冷却器)的制冷剂散热器12被布置在压缩机11的制冷剂排放侧处。散热器12被配置用于实现由压缩机11排放的高压制冷剂与吹风机12a吹入的外界空气(也就是，车厢外的空气)之间的热交换，从而冷却散热器12内的高压制冷剂。

由于可使用用于制冷循环设备10的制冷剂循环的制冷剂，诸如HFC134a的基于氟利昂(Freon)的制冷剂，因而使得在制冷剂循环中高压侧上的制冷剂压力不会超过制冷剂的临界压力。在这种情况下，散热器12用作冷凝器，在所述的冷凝器内制冷剂被冷却和凝结。

接收器12b位于散热器12的制冷剂出口侧。接收器12b为带有垂直细长水槽的气—液分离器。接收器12b被配置用于将在其内部流动的制冷剂分离成气体制冷剂和液体制冷剂，并在制冷剂循环中将多余的液体制冷剂储存在其中。接收器12b在水槽的下侧具有液体制冷剂出口，以使得液体制冷剂从液体制冷剂出口流出接收器12。做为本实施例的示例，接收器12b与散热器12构成在一起，如图1所示。但是，接收器12b的位置可与散热器12相分离，或省去接收器12b。

分支部分13与接收器12b的液体制冷剂出口相连，并被配置用于将从接收器12b来的液体制冷剂分成两个支流。例如，分支部分13为具有一个制冷剂入口和第一与第二制冷剂出口的三向连接构件。用作分支部分13的三向连接构件通过粘结具有不同管径的导管被配置，或通过在金属块构件或树脂块构件内提供多个制冷剂通道被配置。

在分支部分13处被分出的制冷剂支流中的其中一条流入第一制冷剂通道14a(喷嘴侧制冷剂通道)，并且在分支部分13处被分出的制冷剂支流中的另一条流入第二制冷剂通道14b(吸入侧制冷剂通道)。第一制冷剂通道14a的一端连到分支部分13的第一制冷剂出口，并且第一制冷剂通道14a的另一端连到喷射器16的喷嘴16a的入口，以使得在分支部分13处被分出的制冷剂流中的一条通过第一制冷剂通道14a流入喷嘴16a。第二制冷剂通道14b的一端连到分支部分13的第二制冷剂出口，并且第二制冷剂通道14b的另一端连到喷射器16的制冷剂吸入口16d，以使得在分支部分13处被分出的制冷剂流中的另一条通过第二制冷剂通道14b流入制冷剂吸入口16d。

膨胀阀15位于第一制冷剂通道14a内、在第一制冷剂通道14a的制冷剂流中喷射器16的喷嘴16a的上游侧处。膨胀阀15用作减压部分，被配置用于对从接收器12b流入第一制冷剂通道14a的高压液体制冷剂减压使其处于具有中间压的气—液两相状态。膨胀阀15也用作流量调节部分，用于调节流入喷嘴16a的制冷剂流量。

在本实施例中，膨胀阀15为热膨胀阀，在压缩机11的制冷剂吸入通道处具有温度感应部分15a，以检测被抽吸入压缩机11的制冷剂吸入侧的制冷剂的过热度。在这个实施例中，在压缩机11的制冷剂吸入侧上的制冷剂与第一蒸发器17的制冷剂出口侧处的制冷剂相对应。即，根据位于第一蒸发器17的制冷剂出口侧处制冷剂温度和压力的至少其中之一，温度感应部分15a检测位于第一蒸发器17的制冷剂出口侧处的制冷剂过热度，并且通过使用机械机构或电气结构调节膨胀阀15的阀开口度，以使得位于第一蒸发器17的制冷剂出口侧处制冷剂的过热度接近于预设值。因此，能够调节流到膨胀阀15下游的制冷剂流量。

其它节流阀结构或减压设备可代替热膨胀阀15被使用。例如，诸如电可调节的节流阀设备或固定节流阀设备的减压设备，或其它类型的膨胀阀可代替热膨胀设备15被使用。

喷射器16位于膨胀阀15的制冷剂出口侧。喷射器14适于作为减压部分以对从膨胀阀15流出的制冷剂进一步减压，以及作为制冷剂循环部分以通过对从喷嘴16a喷射的高速制冷剂流的抽吸作用来循环制冷剂。喷射器16的结构将参考图2A～图4进行描述。

图2A为沿包含轴线的截面截取的喷射器16的轴向截面图，图2B为在喷射器16的吸入通道16i的入口处沿图2A中线IIB—IIB截取的横截面视图，以及图2C为在喷射器16的吸入通道16i的出口处沿图2A中线IIC—IIC截取的横截面视图。

如图2A所示，喷射器16由喷嘴16a和主体部分16b构成。喷嘴16a由诸如不锈钢合金的金属构成，并形成具有锥形端部的近似圆柱形，所述的锥形端部朝着制冷剂流的下游逐渐变细。喷嘴16a的制冷剂通道截面积在制冷剂的流动方向上被改变，以使得流入喷嘴16a的制冷剂被等熵减压和膨胀。

制冷剂喷射口16c形成在喷嘴16a的锥形端部的末端处，来自喷嘴16a的制冷剂从所述的制冷剂喷射口16c喷射。喷嘴16a被布置在主体部分16b内，并连接在主体部分16b内，以使得能够防止制冷剂从喷嘴16a的固定部分和主体部分16b处泄漏。例如，喷嘴16a可被气密地安装在主体部分16b内，或通过使用连接方法，如焊接、挤压或铜焊等，被气密地连接在主体部分16b。

例如，喷嘴16a可为具有喉部的拉瓦尔(Laval)喷嘴，在所述喉部处通道截面积在喷嘴16a内部的制冷剂通道内为最小。喷嘴16a被配置用于使从喷嘴16a的制冷剂喷射口16c喷射的制冷剂的流速等于或大于声速。做为选择，喷嘴16a可配置有锥形喷嘴，以使得从喷嘴16a的制冷剂喷射口16c喷射的制冷剂的流速等于或大于声速。

主体部分16b可由金属(例如，铝或铝合金)构成，或由非金属材料构成，如树脂。主体部分16b设置有制冷剂吸入口16b，所述的制冷剂吸入口16b在垂直于喷嘴16a轴向的径向上穿透主体部分16b的内部和外部。在喷嘴16a外侧的径向部分处制冷剂吸入口16d在主体部分16b内是开放的。主体部分16b在其内部具有混合与增压部分16e，所述的混合与增压部分16e沿轴向方向(纵向方向)从制冷剂喷射口16c的位置延伸到制冷剂出口(下游端)。

制冷剂吸入口16d与第二蒸发器19的制冷剂出口侧相连接，以使得来自第二蒸发器19的制冷剂从制冷剂吸入口16d被抽吸入吸入通道16i。制冷剂吸入口16d被设置在喷嘴16a的外周侧，并且通过吸入通道16i与主体部分16b内制冷剂喷射口16c处的空间连通。

入口空间设置在环绕制冷剂吸入口16d的主体部分16b内，来自制冷剂吸入口16d的制冷剂流入所述的入口空间，并且吸入通道16i设置在喷嘴16a的锥形端部的外壁表面与主体部分16b的内壁表面之间。因此，从制冷剂吸入口16d流入主体部分16b的进口空间的制冷剂通过吸入通道16i被引入混合与增压部分16e的入口。这里，主体部分16b内混合与增压部分16e的入口基本上在轴向上与喷嘴16a的制冷剂喷射口16c的位置相一致。

图2B示出了在吸入通道16i入口处制冷剂通道截面积Ain，以及图2C示出了在吸入通道16i出口处的制冷剂通道截面积Aout。如图2B和图2C所示，在吸入通道16i出口处的制冷剂通道截面积Aout小于在吸入通道16i入口处的制冷剂通道截面积Ain。

图3示出了在制冷剂流动方向上吸入通道16i的制冷剂通道截面积与吸入通道16i入口处的制冷剂通道截面积的比率(通道面积比)的变化。如图3中实线所示，在吸入通道16i的制冷剂流动中，吸入通道16i的通道面积比从吸入通道16i的入口至出口逐渐减小。如图3所示，在吸入通道16i入口侧上的通道截面积的减小程度大于在吸入通道16i出口侧上的通道截面积的减小程度。

具体地，如图3中实线所示，在从吸入通道16i的入口至近似吸入通道16i的中间位置的范围内，吸入通道16i的通道截面积快速减小，以及在近似从吸入通道16i的中间位置至吸入通道16i的出口的范围内，吸入通道16i的通道截面积缓慢地减小。因此，与直接连接吸入通道16i的入口和出口的对比链线相比较，吸入通道16i的通道面积比的变化线(也就是，图3中的实线)位于对比链线下方，并且向下凸出。

在本实施例中，吸入通道16i的通道截面积依照如上所述被改变，以使得流过吸入通道16i的制冷剂的流速等于或大于声速。因此，能够使从吸入通道16i流入混合与增压部分16e的吸入制冷剂的流速近似等于从喷嘴16的喷射口16c喷射的喷射流进入混合与增压部分16e的流速。因此，在吸入通道16i内可等熵地减压吸入制冷剂。

如图2A所示，混合与增压部分16e刚好位于喷嘴16a和吸入通道16i的下游，以使得当从喷嘴16a喷射的喷射制冷剂和从制冷剂吸入口16d抽吸的吸入制冷剂在混合与增压部分16e内被混合时，气—液两相制冷剂的动能在混合与增压部分16e内被转换成其压力能。

混合与增压部分16e配置有从混合与增压部分16e的入口至预设范围的平直部分16g，以及从平直部分16g的下游侧至喷射器16的出口的扩张部分16h。混合与增压部分16e的平直部分16g为具有恒定的通道截面积的圆柱形通道。扩张部分16h的通道截面积从其入口下游侧逐渐增大。

平直部分16g所设置的范围起始于混合与增压部分16e的入口，以使得在流入混合与增压部分16e的制冷剂中气体制冷剂的流速和液体制冷剂的流速在平直部分16g内彼此近似相等。例如，当平直部分16g在喷嘴16轴向上的长度为L1和混合与增压部分16e在喷嘴16a轴向上的长度为L2时，L1/L2的比值近似设为0.2。

在包含中心线(轴线)的截面中，扩张部分16h的制冷剂通道形状以光滑的曲线变化，如图4所示。扩张部分16h的制冷剂通道截面积的增大程度依照如图4所示被改变。在扩张部分16h的制冷剂通道截面入口侧上的增大程度大于在扩张部分16h的制冷剂通道截面出口侧上的增大程度。即，与从扩张部分16h的入口至出口的平均增大程度相比，在扩张部分16h的制冷剂通道截面入口侧上的增大程度相对快速地增加，而在扩张部分16h的制冷剂通道截面出口侧的增大程度相对缓慢地增加。

如图4所示，扩张部分16h的通道壁表面在包含扩张部分16h轴线的截面上，在扩张部分16h的通道壁表面的入口侧的截面形状形成为具有朝内周侧轻微凸出的曲线101，并且在扩张部分16h的通道壁表面的出口侧的截面形状形成为具有朝外周侧轻微凸出的曲线102。混合与增压部分16e的平直部分16g和扩张部分16h连续延伸，并被配置，以使得当防止制冷剂在混合与增压部分16e出口处从混合与增压部分16e的通道壁表面分离时，在混合与增压部分16e内可对制冷剂大致等熵地增压。

因此，当制冷剂通过混合与增压部分16e时，制冷剂的能量损失能够被减小，并且当制冷剂流出混合与增压部分16e时，制冷剂的能量损失能够被减小。图4为仅用于解释混合与增压部分16e的内壁表面截面形状的示意图，并且图4中的黑点仅用于解释在混合与增压部分16e的截面形状内平直部分16g、曲线101和曲线102的位置。

如图1所示，第一蒸发器17与喷射器16的混合与增压部分16e的下游侧相连，即，混合与增压部分16e的扩张部分16h的出口侧。第一蒸发器17为热交换器，在所述的热交换器内，流出喷射器16的混合与增压部分16e的制冷剂与吹风机17a吹入的空气进行热交换，并通过从流过第一蒸发器17的空气中吸收热量被蒸发。

吹风机17a可为电吹风机，在所述的电吹风机中通过来自空调控制器(未显示)的控制电压输出来控制风扇转速，从而控制吹风量。第一蒸发器17的制冷剂出口连到压缩机11的制冷剂吸入口。

相反，第二通道14b的一端从分支部分13处的第一通道14a分支，并且另一端连到喷射器16的制冷剂吸入口16d。节流单元18和第二蒸发器19位于分支部分13与喷射器16的制冷剂吸入口16d之间的第二通道14b内。节流单元18被配置用作减压装置，用于对经第二通道14b流入第二蒸发器19的制冷剂减压，以及作为流量调整装置，用于调整流入第二蒸发器19的制冷剂的流量。诸如毛细管、节流孔等的固定节流阀或可变节流阀可被作为节流单元18使用。

第二蒸发器19位于节流单元18下游侧处的第二通道14b内，以使得在节流单元18内减压的制冷剂流入第二蒸发器19。第二蒸发器19为热交换器，在所述的热交换器内，流出节流单元18的制冷剂与吹风机19a吹入的空气进行热交换，并通过从流过第二蒸发器19的空气中吸收热量而被蒸发。吹风机19a可为电吹风机，类似于吹风机17a。

图5A示出了根据第一实施例在具有上述结构的制冷循环设备10的制冷剂循环中制冷剂状态的莫里尔图，以及图5B为图5A中部分VB的放大图。当压缩器11被动力源(如汽车发动机)驱动和操作时，高温高压制冷剂从压缩机100(图5A中点201)被排放，并且流入散热器12。高温高压制冷剂在散热器12(图5A中从点201至点202)内被冷却和凝结。

从散热器12流出的高压制冷剂流入接收器12b，并被分离为气体制冷剂和液体制冷剂。从接收器12b流出的被分离的液体制冷剂流入分支部分13(图5A中从点202至点203)，并被分支为流入第一通道14a的制冷剂支流以流向喷嘴16a，以及分支为流入第二通道14b的制冷剂支流以流向制冷剂吸入口16d。

根据膨胀阀15、喷射器16的喷嘴16a和节流单元18的流动特性(减压特性)，确定流过第二通道14b的制冷剂流量Ge与流过第一通道14a的制冷剂流量Gnoz之间的流量比Ge/Gnoz。

通过分支的第一通道14a流入膨胀阀15的制冷剂在膨胀阀15内被减压和膨胀，同时，流入喷射器16的喷嘴16a的制冷剂流量由膨胀阀15来调节(图5A中从点203至点204)。这里，制冷剂的流量被膨胀阀15调节，以使得在第一蒸发器17的制冷剂出口侧(图5A的点208)处制冷剂的过热度接近于预设值。如图5A中从点203至点204所示，制冷剂在膨胀阀15内被等焓地减压。

在膨胀阀15内被减压后，当制冷剂的焓减小时(图5A中从点204至点205)，制冷剂进一步在喷嘴16a内被大致等熵地减压。在喷嘴16a内制冷剂的压力能被转化成制冷剂的速度能，以使得制冷剂以高速从喷嘴16a的制冷剂喷射口16c被喷射。

通过来自喷嘴16a的制冷剂喷射口16c的高速制冷剂支流，在第二蒸发器19内被蒸发的制冷剂从制冷剂吸入口16d被抽吸入喷射器16。在图5A中，△H表示当制冷剂在喷嘴16a处被等熵减压和膨胀时焓的减小部分。

从喷嘴16a喷射的制冷剂和从制冷剂吸入口16d抽吸的制冷剂流入位于喷嘴16a下游的混合与增压部分16e。从喷嘴16a喷射的制冷剂和从制冷剂吸入口16d抽吸的制冷剂在混合与增压部分16e内被混合，并且制冷剂的速度能被转换成压力能，从而在混合与增压部分16e内使制冷剂的压力增加(图5A中从点205到点206到点207)。

从喷射器16的混合与增压部分16e流出的制冷剂流入第一蒸发器17。在第一蒸发器17内，通过从吹风机17a吹入的空气吸收热量使低压制冷剂蒸发，使得制冷剂的焓增加(图5A中从点207至点208)。因此，流过第一蒸发器17的空气被冷却，并且被冷却的空气能够被吹入待冷却的厢内(例如，车厢)。流出第一蒸发器17的气体制冷剂被压缩机11抽吸入压缩机11内以被再次压缩(图5A中从点208至点201)。

相反，从分支部分13流入第二通道14b的制冷剂支流被节流单元18减压和膨胀(图5A中从点203到点209)，并且被节流单元18减压的低压制冷剂流入第二蒸发器19。在第二蒸发器19内，通过从吹风机19a吹入的空气吸收热量使低压制冷剂蒸发，使得制冷剂的焓增加(图5A中从点209至点210)。因此，流过第二蒸发器19的空气被冷却，并且被冷却的空气能够被吹入待冷却的厢内(例如，车厢)。

流过第二蒸发器19之后，制冷剂从制冷剂吸入口16d被抽吸入喷射器16。从制冷剂吸入口16d被抽吸的制冷剂通过吸入通道16i流入喷射器16的混合与增压部分16e。在本实施例中，流过吸入通道16i的制冷剂的流速大于声速，并且流过吸入通道16i的制冷剂被等熵压缩，如图5B中点210至210’所示。当制冷剂在吸入通道16i内被等熵压缩时，制冷剂的焓减小△h。

从制冷剂吸入口16d通过吸入通道16i流入混合与增压部分16e的制冷剂在混合与增压部分16e内与从喷嘴16a喷射的制冷剂相混合(图5A中从点210’至点206)。然后，制冷剂在混合与增压部分16e内被增压(图5A中从点206至点207)，并且在流过混合与增压部分16e后被供给至第一蒸发器17。

在具有喷射器16的制冷循环设备10内，当在第二通道14b内被节流单元18减压的制冷剂通过节流单元18被供给至第二蒸发器19时，从喷射器16的混合与增压部分16e流出的制冷剂能够被供给至第一蒸发器17。因此，第一蒸发器17和第二蒸发器19能够同时被操作以具有冷却功能。

因为第一蒸发器17的制冷剂下游侧连到压缩机11的制冷剂吸入侧，所以在喷射器16的混合与增压部分16e内增压的制冷剂被抽吸入压缩机11。因而，能够提高压缩机11的吸入压力，以及减小压缩机11的驱动功率。因此，制冷循环设备10的制冷剂循环的性能系数(COP)能够被有效地改善。

在第一实施例的喷射器16内，吸入通道16i被提供用于等熵减压制冷剂，以使得从吸入通道16i流入混合与增压部分16e的制冷剂的流速等于或大于声速。因此，从吸入通道16i流入混合与增压部分16e的制冷剂的流速基本上等于从喷嘴16a的制冷剂喷射口16c喷射入混合与增压部分16e的制冷剂的流速。因此，能够增加从制冷剂吸入口16d抽吸的制冷剂的流速，同时能够降低流过吸入通道16i的制冷剂的能量损耗。

因此，能够增加流入混合与增压部分16e的平直部分16g的气体制冷剂的流速，从而能够增加液体制冷剂颗粒的最终速度。

这样，即使当气—液两相制冷剂流过喷射器16内的混合与增压部分16e时，气体制冷剂的增压量在混合与增压部分16e内可以被增加，从而改善喷射器效率ηe。即，即使在喷射器16内气—液两相制冷剂的动能转化成其压力能，气体制冷剂的增压量在混合与增压部分16e内能够被有效地增加。

在本实施例中，因为来自制冷剂吸入通道16d的制冷剂在吸入通道16i内被等熵减压，如图5B所示，与制冷剂被等焓减压的情况相比，用于增压的能量增加△h。因此，在混合与增压部分16e内增加的增压量与△h相一致。

本实施例中喷射器效率ηe’的定义如下式(F2)所示，公式(F2)不同于公式(F1)

ηe′＝((Gnoz+Ge)×(△P/ρ)/(Gnoz×△i+Ge×△h)     (F2)

式中，Ge为吸入通道16i内吸入制冷剂的流量，Gnoz为从喷嘴16a喷射的喷射制冷剂的流量，△P为混合与增压部分16e内的增压量，ρ为吸入流体的密度，△i为喷嘴入口和出口之间的焓差，以及△h为用于增压的能量。与上式(F1)相比，吸入通道16i内的扩展能量项(Ge×△h)被添加在公式(F2)中的分母项(回收能项)中。

这样，在本实施例中，如果喷射器16的不同配置被设定以使得在公式F1中可获得相同的喷射器效率ηe，回收能可使增压项△P增加，从而有效地改善喷射器效率。

在本实施例中，在吸入通道16i内被等熵减压和膨胀的制冷剂的焓减小部分△h与在喷嘴16a内被等焓减压和膨胀的制冷剂的焓减小部分△H具有公式F3中的如下关系：

△H≥△h                                          (F3)

即，在本实施例中，喷射器16的各个配置被设置以满足上式F3。即，△H为喷嘴16a入口处制冷剂的焓与喷嘴16a的制冷剂喷射口16c处制冷剂的焓之间的焓差，且△h为吸入通道16i入口处制冷剂的焓与吸入通道16i出口处制冷剂的焓之间的焓差。

根据本发明的第一实施例，因为制冷剂在吸入通道16i内被等熵减压和膨胀，所以能够增加从吸入通道16i流入混合与增压部分16e的制冷剂的流速。与从喷嘴16a喷射入混合与增压部分16e的制冷剂的流速相比，如果吸入通道16i内的制冷剂的等熵减压量增加到大于必需量，则从吸入通道16i流入混合与增压部分16e的制冷剂的流速不需要被增加。因此，当具有不同流速的气体制冷剂和液体制冷剂在混合与增压部分16e内被混合时，能量损耗可能增加，从而可能降低喷射器效率。

即，在吸入通道16i内所不需要增加的制冷剂的流速使具有不同低速的气体制冷剂在混合与增压部分16e内被混合，从而增加能量损耗和降低喷射器效率。

图6示出了当△H≥△h和当△H<△h时在喷射器16内气体制冷剂和液体制冷剂的流速变化。在图6的图形中，水平轴表示喷射器16内从喷嘴16a的入口至喷射器16出口的轴向位置。图6的上部图形表示△H≥△h的本实施例，在所述的图形中GJ2表示在从喷嘴16a喷射的喷射制冷剂中气体制冷剂的流速变化，GS2表示在从制冷剂吸入口16d抽吸的吸入制冷剂中气体制冷剂的流速变化，“液体”的链线表示液体制冷剂的流速变化。图6的下部图形表示△H<△h的比较示例，在所述的图形中GJ1表示在从喷嘴16a喷射的喷射制冷剂中气体制冷剂的流速变化，GS1表示在从制冷剂吸入口16d抽吸的吸入制冷剂中气体制冷剂的流速变化，“液体”的链线表示液体制冷剂的流速变化。

更具体地，图6的上部图形示出了本发明的第一实施例，在所述的图形中，在从吸入通道16i流入混合与增压部分16e的吸入制冷剂中气体制冷剂的流速GS2近似等于从喷嘴16a流入混合与增压部分16e的喷射制冷剂中气体制冷剂的流速GJ2，从而△H≥△h。

相反，图6的下部图形示出了比较示例，在所述的图形中，在从吸入通道16i流入混合与增压部分16e的吸入制冷剂中气体制冷剂的流速GS1远大于从喷嘴16a流入混合与增压部分16e的喷射制冷剂中气体制冷剂的流速GJ1，从而△H<△h。

如图6中的图形所示，如果从吸入通道16i流入混合与增压部分16e的吸入制冷剂中气体制冷剂的流速远大于从喷嘴16a流入混合与增压部分16e的喷射制冷剂中气体制冷剂的流速，喷射制冷剂中气体制冷剂的流动被吸入制冷剂中气体制冷剂的流动加速。当喷射制冷剂中气体制冷剂的流速等于吸入制冷剂中气体制冷剂的流速，喷射制冷剂中的气体制冷剂与吸入制冷剂中的气体制冷剂以相同流速相结合。然后，在喷射制冷剂中的气体制冷剂与吸入制冷剂中的气体制冷剂以相同流速相结合之后，喷射制冷剂中的液体制冷剂的颗粒被所结合的气体制冷剂加速。

因此，最终速度位于混合与增压部分16e内的下游侧，在所述的最终速度条件下，液体制冷剂的流速达到喷射制冷剂中气体制冷剂与吸入制???冷剂中气体制冷剂的结合流速，所以，液体制冷剂从入口至对应于混合与增压部分16e内最终速度的位置的移动距离被增加。因此，从对应于所述最终速度的位置至混合与增压部分16e的距离变得更短，在所述的距离内，在液体制冷剂颗粒达到混合与增压部分16e内的最终速度之后，动能在气体制冷剂与液体制冷剂之间传递，从而制冷剂在混合与增压部分16e内不能被充分地增压。

相反，根据本发明的第一实施例，包括喷射器16各个部分的尺寸的配置被设置以使△H≥△h。因此，可防止从吸入通道16i流入混合与增压部分16e的吸入制冷剂的流速被过度增加。

更具体地，从吸入通道16i的入口到出口(图5A、5B中点210至点210’)的气体制冷剂等熵线相对于水平线的倾斜小于从喷嘴的入口到出口(图5A中点204至点205)的气体制冷剂等熵线相对于水平线的倾斜。因此，在吸入通道16i内制冷剂的减压量可准确地被设定，使其小于喷嘴16a内制冷剂的减压量。这样，制冷剂在吸入通道16i内能够以适当的减压量被减压。

因此，在具有不同流速的气体制冷剂被混合时所产生的能量损耗能够被减少，并且制冷剂在混合与增压部分16e内能够被充分增加，从而有效地改善喷射器效率。

根据本发明的第一实施例，因为平直部分16g被提供在混合与增压部分16e的制冷剂入口侧的合适范围，气体制冷剂的能量力(energy force)能够被有效地施加于平直部分16g内的液体制冷剂颗粒，从而液体制冷剂颗粒的流速在平直部分16g内快速地达到最终速度。

而且，已达到所述最终速度的液体制冷剂的动能能够有效地被传送至扩张部分16h内的气体制冷剂。因此，在扩张部分16h内气体制冷剂与液体制冷剂之间的能量传输损耗能够被减少，从而能够充分地改善喷射器效率。

图7A示出了根据本实施例的在从喷射器16的混合与增压部分16e的入口至出口的各个位置上气体制冷剂的流速、液体制冷剂的流速和线P1给出的增压量△P。另一方面，图7B示出了在从对比示例的喷射器的混合部分的入口至扩散器部分的出口的各个位置上气体制冷剂的流速、液体制冷剂的流速和线P2给出的增压量△P。

如图7A所示，平直部分16g被设置在从混合与增压部分16e的入口开始的混合与增压部分16e的范围中，以使得在流入混合与增压部分16e的制冷剂中气体制冷剂和液体制冷剂的流速与平直部分16g下游端处的相等。即，最终速度产生在平直部分16g的下游端。因此，在达到最终速度之后，制冷剂的动能在扩张部分16h能够立即被转化成压力能。

因为液体制冷剂的流速在扩张部分16h的入口侧达到最终速度，在气体制冷剂与液体制冷剂之间的能量传输损耗能够有效地被减小。因此，在扩张部分16h的出口处液体制冷剂和气体制冷剂的流速能够充分地被减小，并且实际上用于增压的能量比能够被增加。

因此，与图7A和7B中图形P2示出的对比示例相比较，在本实施例中混合与增压部分16e内的制冷剂的增压量△P能够增加，如图7A中图形P1所示。

根据本申请的发明者的实验，当平直部分16g的长度L1与从混合与增压部分16e的入口至出口的混合与增压部分16e的长度L2之间的比率L1/L2被设定为约0.2时，在混合与增压部分16e内制冷剂的增压量△P可取最大。

当比率L1/L2被设定为约0.2时，流出平直部分16g的出口的气体制冷剂和液体制冷剂的流速可近似相等，并且在混合与增压部分16e内制冷剂的增压量△P可取最大。如果考虑到喷射器16的制造误差和在制冷循环设备10的制冷剂循环中制冷剂的流量变化，当0<L1/L2≤0.4时，喷射器效率能够被充分地增加。比率L1/L2最好设定为0.1≤L1/L2≤0.3。

在0<L1/L2≤0.4的情况下，即使当流过混合与增压部分16e的气—液两相制冷剂的气—液密度差在0.9～600kg/m³的较宽范围内变化，喷射器效率也能够被充分地改善。

在本发明的第一实施例中，制冷剂能够在混合与增压部分16e的整个范围内充分地等熵增压，并且混合与增压部分16e的截面形状被改变以在混合与增压部分16e的出口处减小制冷剂的分离形式。因此，流过混合与增压部分16e的制冷剂的能量损耗能够被降低，从而减少流出混合与增压部分16e的制冷剂的能量损耗。

因此，在喷射器16内的回收能中，实际用于增压的能量比能够增加。图8为根据第一实施例和比较示例示出了在喷射器16的混合与增压部分16e内的能量分布。在图8中，E1表示用于增压的能量，E2表示制冷剂的剩余能量，E3表示能量传输损耗，以及E4表示其他损耗。如图8所示，根据第一实施例，与对比示例比较，在混合与增压部分16e内用于增压的能量能够大幅增加。

(第二实施例)

本发明的第二实施例将参考图9进行描述。图9为对应于上述第一实施例的图3的图。在第二实施例中，吸入通道16i的通道截面积被改变，以使得吸入通道16i的通道截面积与吸入通道16i入口处通道截面积之间的比率(通道面积比)按图9所示的直线图形被改变。如图9所示，吸入通道16i的通道截面积以恒定的度从吸入通道16i的入口至出口被改变。在第二实施例中，喷射器16的其他部件类似于上述第一实施例的喷射器16中的部件。

根据本发明的第二实施例，喷射器16的吸入通道16i被配置，以使得从吸入通道16i流入混合与增压部分16e的平直部分16g的吸入制冷剂的流速可等于或大于声速，并且吸入制冷剂被等熵减压。因此，流入混合与增压部分16e内平直部分16g的液体制冷剂颗粒的最终流速可被增加，从而改善喷射器效率。在第二实施例中，喷射器16的其他部件类似于上述第一实施例的喷射器16中的部件。

(第三实施例)

本发明的第三实施例将参考图10进行描述。图10为对应于上述第一实施例的图3的图。在第三实施例中，吸入通道16i的通道截面积被改变，以使得吸入通道16i入口侧处通道截面积从吸入通道16i的入口朝制冷剂流动方向的下游逐渐减小，并且吸入通道16i出口侧处通道截面积朝制冷剂流动方向的下游逐渐增加。即，在吸入通道16i的入口与出口之间的预设部分，吸入通道16i的通道截面积变得最小，如图10所示。在吸入通道16i入口侧处通道截面积的减小比率大于在吸入通道16i出口侧处通道截面积的增大比率。在吸入通道的出口侧处，吸入通道16i的通道截面积逐渐增大，但并不超过吸入通道16i入口处的通道截面积。

在第三实施例中，喷射器16的其它部件类似于上述第一实施例的喷射器16中的部件。

根据本发明的第三实施例，喷射器16的吸入通道16i被配置，以使得在收缩位置处流过吸入通道16i的吸入制冷剂的流速等于或大于声速，在所述的收缩位置处制冷剂通道面积在吸入通道16i内最小。这样，在吸入通道16i内收缩位置的下游处吸入制冷剂的流速能够增加。因此，在混合与增压部分16e内流入平直部分16g的液体制冷剂颗粒的最终速度能够增加，从而改善喷射器效率。

(第四实施例)

本发明的第四实施例将参考图11进行描述。图11为对应于上述第一实施例的图4的示意图，其示出了截面内扩张部分16h的制冷剂通道截面形状，所述的截面包含喷射器16的喷嘴16a的中心轴线。如图11所示，扩张部分16h的通道壁表面通过组合多个直线部分103、104、105、106、107而被配置。即，扩张部分16h由多个圆柱形通道部分(103到107)构成，所述的每个圆柱形通道部分具有锥形表面。多个圆柱形通道部分(103到107)的所述锥形表面被适当地组合以在混合与增压部分16e内构成扩张部分16h。

在第四实施例中，喷射器16的其它部件类似于上述第一实施例的喷射器16中的部件。

根据第四实施例，在扩张部分16h的结构中，气体制冷剂与液体制冷剂之间的能量传输损耗能够被降低，从而充分地改善喷射器效率。在上述第四实施例的示例中，扩张部分16h的所述结构用于根据第一实施例的喷射器16。但是，第四实施例的扩张部分16h的结构能够用于根据本发明的第二和第三实施例中任一个实施例的喷射器16。

(第五实施例)

本发明的第五实施例将参考图12进行描述。图12为对应于上述第一实施例的图4的示意图，其示出了截面内扩张部分16h的制冷剂通道截面形状，所述的截面包含喷射器16的喷嘴16a的中心轴线。如图12所示，扩张部分16h的通道壁表面通过组合多个直线部分103、104、105和曲线部分102构成。即，扩张部分16h由多个圆柱形通道部分(103到105)和具有曲面(102)的圆柱形通道部分(102)构成，每个所述的圆柱形通道部分具有锥形表面。

在第五实施例中，喷射器16的其它部件类似于上述第一实施例的喷射器16中的部件。

根据第五实施例，在扩张部分16h的结构中，气体制冷剂与液体制冷剂之间的能量传输损耗能够被降低，从而充分地改善喷射器效率。在上述第五实施例的示例中，扩张部分16h的结构用于根据第一实施例的喷射器16。但是，第五实施例的扩张部分16h的结构能够用于根据本发明的第二和第三实施例中任一实施例的喷射器16。

(第六～八实施例)

本发明的第六实施例将参考图13进行描述。图13为对应于上述第一实施例的图4的示意图，其示出了截面内扩张部分16h的制冷剂通道截面形状，所述的截面包含喷射器16的喷嘴16a的中心轴线。如图13所示，扩张部分16h的通道壁表面由具有恒定锥角的单个直线部分108构成。即，在混合与增压部分16e内扩张部分16h的制冷剂通道截面积在扩张部分16h的整个长度上以恒定的扩张度朝着下游逐渐增加。

本发明的第七实施例将参考图14进行描述。图14为对应于上述第一实施例的图4的示意图，其示出了截面内扩张部分16h的制冷剂通道截面形状，所述的截面包含喷射器16的喷嘴16a的中心轴线。如图14所示，扩张部分16h的通道壁表面通过组合多个直线部分103、104、105、106、109而构成。多个直线部分103、104、105、106、109被适当地组合用于构成扩张部分16h以使得扩张部分16h的制冷剂通道截面积的扩张度逐渐增加。

本发明的第八实施例将参考图15进行描述。图15为对应于上述第一实施例的图4的示意图，其示出了截面内扩张部分16h的制冷剂通道截面形状，所述的截面包含喷射器16的喷嘴16a的中心轴线。如图15所示，扩张部分16h的通道壁表面由单个曲线部分110构成，在所述的单个曲线部分内扩张度朝着下游逐渐增加。

在本发明第六至第八实施例中，喷射器16的其它部件类似于根据上述第一实施例的喷射器16中的部件，并且喷射器效率能够被提高。在本发明的第六至第八实施例的上述示例中，扩张部分16h的结构用于根据第一实施例的喷射器16。但是，根据第六至第八实施例中的任一实施例，扩张部分16h的结构能够用于本发明的第二和第三实施例中任一实施例的喷射器16。即，根据第四至第八实施例中的任一实施例，混合与增压部分16e的扩张部分16h可适当地用于根据第一至第三实施例中任一实施例的喷射器16。

(第九实施例)

在本发明的上述实施例中，喷射器16包括混合与增压部分16e，所述的混合与增压部分16e由平直部分16g和扩张部分16h构成。但是，在本发明的第九实施例中，未使用平直部分16g构成喷射器16，以使得混合与增压部分16e仅由扩张部分16h构成，如图16所示。

图16示出了根据本发明的第九实施例的喷射器16的轴向截面图，所述的图形与第一实施例的图2A相对应。即，扩张部分16h的入口的所在位置在喷嘴16a的轴向上与喷嘴16a的制冷剂喷射口16c相对应。图16中示出的喷射器16的扩张部分16h的通道壁表面与图4中上述第一实施例的混合与增压部分16e内扩张部分16h的通道截面形状相同。因此，扩张部分16h的内周表面在扩张部分16h的入口侧处向内侧径向地凸起弯曲，并且在扩张部分16h的出口侧处向外侧径向地凸起弯曲。

因此，即使当平直部分16g在混合与增压部分16e内被省略时，混合与增压部分16e的入口侧可具有与平直部分16g相同的功能，从而改善喷射器效率。仅由根据第九实施例的扩张部分16h构成的混合与增压部分15e可用于根据第二或第三实施例的喷射器16。

而且，通过增加吸入通道16i内吸入制冷剂的流速能够充分地提高喷射器效率，在这种情况下，在上述任一实施例中所描述的平直部分16g可从混合与增压部分16e中省略。

例如，在图11～图15示出的上述第四至第八实施例中，混合与增压部分16e可仅由扩张部分16h构成，而不使用平直部分16g。在这种情况下，扩张部分16h的入口的所在位置与根据第四至第八实施例中任一实施例的喷射器16内喷嘴16a的制冷剂喷射口16c相对应。

(第十实施例)

在根据上述实施例中任一实施例的喷射器16内，在喷嘴16a的末端部分的外周表面与主体部分16b的内周表面之间设置有吸入通道16i。在第十实施例的喷射器16内，喷嘴16a用作第一喷嘴16a，并且第二喷嘴16j被提供用于构成吸入通道16i，通过所述的吸入通道16i，从制冷剂吸入口16d抽吸的制冷剂流入混合与增压部分16e，如图17所示。即，吸入通道16i被第二喷嘴16j限定，以及制冷剂吸入口16d被设置在第二喷嘴16j的入口处，以使得从吸入口16d抽吸的制冷剂通过吸入通道16i流入混合与增压部分16e。

作为第十实施例中第二喷嘴16j的示例，拉瓦尔喷嘴可被使用。第二喷嘴16j的吸入通道16i的制冷剂通道截面积能够被改变，与第三实施例中吸入通道16i的情况相类似。在这种情况下，在第三实施例中所述的吸入通道16i的优点能够被获得。

做为选择，第二喷嘴16j可由锥形喷嘴构成，以使得第二喷嘴16j的吸入通道16i的制冷剂通道截面积能够被改变，与上述第一或第二实施例的吸入通道16i的情况相类似。在这种情况下，能够获得在第一或第二实施例中所述的吸入通道16i的优点。

(第十一实施例)

在上述实施例中，例如，喷射器16被典型地用于制冷循环设备10，所述的制冷循环设备10设置有散热器12和接收器12b，如图1所示。在制冷循环设备10内，设置有接收器12b的散热器12为过冷型冷凝器的示例，在所述的冷凝器内制冷剂被冷却和凝结。

在第十一实施例中，根据上述实施例中任一实施例的喷射器16被用于具有过冷型冷凝器的制冷循环设备，所述的过冷型冷凝器由冷凝热交换部分、接收器部分和过冷热交换部分构成。这里，冷凝热交换部分被配置用于冷却和凝结来自压缩机11的高压制冷剂，所述接收器部分被配置用于将从冷凝热交换部分流出的制冷剂分离成气体制冷剂和液体制冷剂，以及过冷热交换部分被配置用于对来自接收器部分的饱和液体制冷剂进行过冷。即使在这种情况下，在过冷热交换部分内被过冷的液体制冷剂可以被引入分支部分13并在分支部分13处进行分流。在第十一实施例的制冷循环设备中制冷循环结构的其它部件与图1示出的制冷循环设备10的部件相类似。

图18为根据第十一实施例在制冷循环设备的制冷剂循环内制冷剂状态的莫里尔图，在所述莫里尔图内使用由冷凝热交换部分、接收器部分和过冷热交换部分构成的过冷型冷凝器以替代设置有接收器12b的接收器12。在这种情况下，如图18所示，过冷状态的液体制冷剂(图18中点203’)在分支部分13处被分流。

因此，从膨胀阀15流入喷射器16的喷嘴16a的制冷剂状态可为气—液两相状态(图18中点204)或液体状态(图18中点204’)。在图18中，与图5A中部件相对应或类似的部件被标识以相同的参考号，且其中详细的解释被省略。

即使在具有如图18所示的莫里尔图的制冷循环设备内，喷射器16被配置，以使得流过喷射器16的吸入通道16i的吸入制冷剂的流速增加，液体制冷剂颗粒的流速通过混合与增压部分16e的平直部分16g可快速地达到最终速度，并且制冷剂的流速在扩张部分16h内充分地减小。因此，喷射器效率能够被改善。

因此，即使在制冷剂循环内气—液两相制冷剂流入喷嘴16a或仅液体制冷剂流入喷嘴16a的情况下，当混合制冷剂在喷射器16内为气—液两相状态时，喷射器效率能够被有效地改善，在所述的混合制冷剂内从喷嘴16a喷射的喷射制冷剂与从吸入通道16i流动的吸入制冷剂相混合。

(第十二实施例)

在上述实施例中，喷射器16被用于制冷剂循环，例如，在所述的制冷剂循环中膨胀阀15被设置在喷射器16的喷嘴16a上游侧处的第一通道14a内，如图1所示。但是，在第十二实施例中，喷射器16用于制冷循环设备的制冷循环，在所述的制冷循环设备内膨胀阀15从图1示出的制冷循环设备10中被省略。第十二实施例的制冷循环设备的其它部件与图1示出的制冷循环设备10的部件相类似。当根据第十二实施例的制冷循环设备被操作时，制冷剂循环的制冷剂状态依照图19的莫里尔图被改变。

因为图1示出的制冷循环设备中未设置有膨胀阀15，在分支部分13处被分流的制冷剂通过第一通道14a流入喷射器16的喷嘴16a，并且在喷嘴16a内(图19中从点203至点205)被大致等熵地减压和膨胀。即使当本发明的喷射器16用于制冷循环设备时，在所述的制冷循环设备中来自分支部分13未被减压的制冷剂在喷射器16的喷嘴16a内首先被减压和膨胀，喷射器效率也可类似于上述第一实施例被有效地改善。

做为选择，接收器12b和膨胀阀15可从图1示出的制冷循环设备10中被省略。在这种情况下，流出散热器12的气—液两相制冷剂直接在分支部分13处(图19的点202)被分流，并通过第一通道14a流入喷射器16的喷嘴16a以在喷射器16的喷嘴16a内被大致等熵地减压和膨胀。做为选择，当膨胀阀15在图1示出的制冷循环设备10中被省略时，过冷型冷凝器可类似于上述第十一实施例被用作散热器12。在这种情况下，流出散热器12的过冷液体制冷剂(图19的点203’)在分支部分13处被分流，并且一部分被分流的制冷剂通过第一通道14a流入喷射器16的喷嘴16a以在喷嘴16a内被大致等熵地减压。

(第十三实施例)

在上述实施例中，喷射器16用于制冷剂循环，在所述的制冷剂循环中，从分支部分13流入第一通道14a的制冷剂状态和从分支部分13流入第二通道14b的制冷剂状态相同。但是，喷射器16可用于制冷剂循环，在所述的制冷剂循环中，从分支部分13流入第一通道14a的制冷剂状态和从分支部分13流入第二通道14b的制冷剂状态彼此不同。

做为第十三实施例的制冷循环设备的示例，图1示出的接收器被省略，膨胀阀15位于分支部分13的上游，并且分支部分13被配置用于改变流入第一和第二通道14a、14b的制冷剂状态(例如，干燥度)。

例如，分支部分13可被配置具有内部空间，在所述的内部空间内产生制冷剂的滚动流动，以使得由于制冷剂的滚动流动，通过离心力可在分支部分13的内部空间内造成制冷剂的干燥度分布。

第一通道14a和第二通道14b与分支部分13相连，以使得具有预设干燥度的制冷剂可分别被引入第一通道14a和第二通道14b。因此，从分支部分13流入第一通道14a的制冷剂的干燥度和从分支部分13流入第二通道14b的制冷剂的干燥度能够被适当地改变。专利文献US2007/028630(对应于JP2007-46806)公开的结构通过可引用的方式并入本文，作为分支部分13的结构。

当根据第十三实施例的制冷循环设备被操作时，在制冷剂循环中被循环的制冷剂状态可被设置成按照图20或图21示出的莫里尔图被改变。在图20中，从分支部分13通过第一通道14a流入喷射器16的喷嘴16a的制冷剂为气—液两相状态(图20中点203”)。另一方面，在图21中，从分支部分13通过第一通道14a流入喷射器16的喷嘴16a的制冷剂为液体状态(图22中点203’)。

即使在制冷剂循环中具有图20或图21示出的工作状态，通过使用根据第一至第十实施例中任一实施例的喷射器16可有效地改善喷射器效率。

(第十四实施例)

在上述实施例中，本发明的喷射器16用于亚临界制冷剂循环，在所述的亚临界制冷剂循环中，高压侧上减压之前的制冷剂压力小于制冷剂的临界压力。但是，在本发明的第十四实施例中，喷射器16用于超临界制冷剂循环，在所述的超临界制冷剂循环中高压侧上减压之前的制冷剂压力大于制冷剂的临界压力。例如，二氧化碳用作制冷剂，以使得从压缩机11排放的制冷剂压力高于制冷剂的临界压力。

图22示出了根据本发明的第十四实施例的制冷循环设备10的示例。在图22的致冷循环设备10中，接收器12b和膨胀阀15从图1示出的制冷循环设备10中被省略，并且与图1示出的制冷循环设备10比较，压力控制阀用作节流单元18。节流单元18的阀开口度被调节，以使得在制冷循环设备10的制冷剂循环的高压侧上的制冷剂压力接近于目标压力，所述的目标压力根据位于散热器12的制冷剂出口侧处制冷剂的温度来确定。

例如，节流单元18在散热器12的制冷剂出口侧处设置有温度感应部分18a。温度感应单元18a被配置用于在其内部产生与散热器12的制冷剂出口侧上的制冷剂的温度相对应的内压，以使得节流单元18的阀开口度在温度感应部分18a的内压与散热器12的制冷剂出口侧上制冷剂的压力之间平衡地被调节。因此，在制冷剂循环的高压侧上的制冷剂压力可被调节至目标压力，从而制冷剂循环的COP可取得最大值。

在第十四实施例中，如图22所示，用作低压侧气—液分离器的贮存器20位于第一蒸发器17的制冷剂出口侧，以使得在制冷剂循环中多余的制冷剂被存储在贮存器20内。气体制冷剂出口设置在贮存器20内，并与压缩机11的制冷剂吸入侧相连，以使得在贮存器20内从液体制冷剂所分离的气体制冷剂被供给至压缩机11。在图22中示出的制冷循环设备10的构件中，其它部件类似于图1中示出的制冷循环设备10中的部件。

当本实施例的制冷循环设备10被操作时，制冷剂状态按照图23示出的莫里尔图被改变。如图23所示，制冷剂在压缩机11内被压缩以使压力高于制冷剂的临界压力(图23的点201)，并被排放到散热器12。

在散热器12内制冷剂通过与外界空气进行的热交换被冷却，同时保持制冷剂的压力高于临界压力(图23中从点201至点202)。流出散热器12的高压制冷剂在分支部分13处被分流为流入第一通道14a的制冷剂支流和流入第二通道14b的制冷剂支流。

从分支通道13流入第一通道14a的制冷剂依次流过喷嘴16a、第一蒸发器17和贮存器20(图23中从点202至点205至点206至点207至点208)。在贮存器20处被分离的气体制冷剂被抽吸入压缩机11内。

另一方面，流入第二通道14b的制冷剂依次流过节流单元18(也就是，高压控制阀)和第二蒸发器19，并从制冷剂吸入口16d被抽吸入喷射器16(图23中从点202至点209至210至点210’至点206)。节流单元18被调节以调整从压缩机11的制冷剂排放侧至喷射器16的喷嘴16a入口的高压侧上的制冷剂压力，以使得制冷剂循环的COP为目标压力。

因此，即使在制冷循环设备10的制冷剂循环中，在所述的制冷循环设备10内，超临界制冷剂流入喷射器16的喷嘴16a，喷射器效率也可被改善。

即使在超临界制冷剂流入喷射器16的喷嘴16a的情况下，当混合制冷剂在喷射器16内为气—液两相状态时，在所述的混合制冷剂内从喷嘴16a喷射的喷射制冷剂和从制冷剂吸入口16d抽吸的吸入制冷剂被混合，制冷剂效率也可被明显地改善。

即，当喷射器16用于超临界制冷剂循环时，在所述的超临界制冷剂循环内至少从喷嘴16a喷射的喷射制冷剂为气—液两相状态或喷嘴16a的喉部的制冷剂下游为气—液两相状态，制冷剂效率可被更为明显地改善。

(第十五实施例)

本发明的第十五实施例将参考图24和25被描述。如图24所示，在第十五实施例的制冷循环设备10内，压缩机11被用作第一压缩机11，并且第二压缩机21被加入第二蒸发器19的制冷剂出口与喷射器16的制冷剂吸入口16d之间的第二通道14b内。因此，第二压缩机21压缩从第二蒸发器19流出的制冷剂，并将被压缩的制冷剂排放至喷射器16的制冷剂吸入口16d。第十五实施例的制冷循环设备10的其它部件类似于图1示出的制冷循环设备10的部件。

例如，在本发明的第十五实施例中，第一蒸发器17可用于冷却汽车乘客室的内部，以及第二蒸发器19可用于冷却安装在汽车内的冷却箱(冰箱)。即，被第一蒸发器17冷却的空间为汽车的乘客室，以及被第二蒸发器19冷却的空间为冷却箱的内部空间。

第二压缩机21的基本结构可能类似于第一压缩机11的基本结构，并且众所周知的压缩机可用作第二压缩机21。

图25为根据第十五实施例的莫里尔图，其示出了制冷循环设备10的制冷剂循环的制冷剂工作状态。如图25所示，制冷剂在第一压缩机11内被压缩为高压高温状态(图25中点201)，并被排放至散热器12。高压高温制冷剂通过与外界空气进行的热交换在散热器12内被冷却(图25中从点201至点202)。流出散热器12的高压制冷剂在接收器12b内被分离为气体制冷剂和液体制冷剂，并且被分离的液体制冷剂流入分支部分13(图25中从点202至点203)，类似于第一实施例的图5A。然后，制冷剂在分支部分13处被分流为流入第一通道14a的制冷剂支流和流入第二通道14b的制冷剂支流。

通过被分流的第一通道14a流入膨胀阀15的制冷剂被膨胀阀15等焓减压和膨胀(图25中从点203至点204)。然后，在膨胀阀15处被减压后，当制冷剂的焓降低时，制冷剂进一步在喷嘴16a内被大致等熵地减压(图25中从点204至点205)。制冷剂的压力能在喷嘴16a内被转化成制冷剂的速度能，以使得制冷剂以高速从制冷剂喷射口16c被喷射。接下来，从喷嘴16的制冷剂喷射口16c喷射的制冷剂与从制冷剂吸入口16d抽吸的制冷剂在混合与增压部分16e内被混合，以使得所混合的制冷剂在混合与增压部分16e内被增压(图25中从点206至207)。

从喷射器16的混合与增压部分16e流出的制冷剂流入第一蒸发器17。在第一蒸发器17内，低压制冷剂通过从鼓风机17a吹入的空气中吸收热量而被蒸发，以使得制冷剂的焓被增加(图25中从点207至点208)。因此，流过第一蒸发器17的空气被冷却，且被冷却的空气可被吹入乘客室内。流过第一蒸发器17的气体制冷剂被抽吸入第一压缩机11内以再次被第一压缩机11压缩(图25中从点208至点201)。

相反，从分支部分13流入第二通道14b的制冷剂支流被节流单元18等焓减压和膨胀(图25中从点203至点209)，并且被节流单元18减压的低压制冷剂流入第二蒸发器19内。在第二蒸发器19内，低压制冷剂通过从鼓风机19a吹入的空气中吸收热量而被蒸发，以使得制冷剂的焓被增加(图25中从点209至点210)。因此，流过第二蒸发器19的空气被冷却以对冷却箱的内部进行冷却。

在本发明的第十五实施例中，节流单元18的节流通道面积可被设置为小于第一实施例中节流单元的节流通道面积，从而在节流单元18处增加制冷剂的减压量。因此，与第一实施例相比，在第二蒸发器19内的制冷剂蒸发压力(制冷剂蒸发温度)可被设置得更小。

如图24所示，流出第二蒸发器19的制冷剂被抽吸入第二压缩机21，并且在第二压缩机21内被压缩(图25中从点210至点211)。然后，被压缩的制冷剂从第二压缩机21被排放入喷射器16的制冷剂吸入口16d，并从制冷剂吸入口16d被抽吸入喷射器16的混合与增压部分16e。类似于第一实施例，当制冷剂流过吸入通道16i时(图25中从点211至点210’)，制冷剂被等熵减压。制冷循环设备10的其它操作类似于上述第一实施例。

在具有根据第十五实施例的喷射器16的制冷循环设备10中，流出喷射器16的混合与增压部分16e的制冷剂可被供给至第一蒸发器17，同时在第二通道14b内被节流单元18显著减压的制冷剂可通过节流单元18被供给至第二蒸发器19内。因此，第一蒸发器17和第二蒸发器19能够同时被操作以具有大不相同的冷却能力，从而第二蒸发器19可被用于对冷却箱的内部进行冷却，所述的冷却箱比乘客厢需要更低的冷却温度。

在低的外界空气温度下，高压侧制冷剂压力与低压侧制冷剂压力之间的压力差在制冷循环设备10的制冷剂循环中变得更小。在这种情况下，流过喷射器16的喷嘴16a的制冷剂的流量可被减小，从而喷射器13的吸入容量可被减小。即使在这种情况下，因为第二压缩机21位于第十五实施例的制冷循环设备10内，从制冷剂吸入口16d进入喷射器16的制冷剂吸入容量可被增加，以使得制冷剂循环能够被稳定地操作。

而且，因为通过使用第一和第二压缩机11、21对制冷剂进行增压，在各个压缩机11、21内吸入压力与排放压力之间的压力差能够被减小。因此，第一和第二压缩机11、21中每一个的压缩效率能够被改善，从而在制冷循环设备10的制冷剂循环中改善COP。

压缩机11、21内的压缩效率为制冷剂在压缩机11、21内被等熵压缩时焓的增加量△E1与制冷剂在压缩机11、21内被实际压缩时焓的增加量△E2之间的比率△E1/△E2。例如，当压缩机11、21的转速或增压量被增加时，摩擦力使制冷剂的温度增加，因此，增加量△E2被增加，且压缩效率被降低。

因此，在制冷循环设备10内，如果高压侧制冷剂压力与低压侧制冷剂压力之间的压力差需要被增加，则制冷剂循环中的COP效应能够被明显地改善。

根据本发明的第十五实施例，即使当喷射器16用于制冷循环设备10时，所述的制冷循环设备10设置有第一蒸发器11和第二蒸发器21，则喷射器效率能够被充分地改善。而且，通过使用第二压缩机21可适当地增加喷射器16的制冷剂吸入容量，从而能够方便地设置喷射器16的配置。

因此，在本实施例中，喷射器16能够被方便地设置，以用于防止从吸入通道16i流入混合与增压部分16e的吸入制冷剂的流速被不需要地增加。即，在本实施例中，因为从吸入通道16i流入混合与增压部分16e的制冷剂的流速不仅可通过吸入通道16i的减压特性来改变，而且可通过第二压缩机21的排放制冷剂压力来改变，所以喷射器16的吸入通道16i能够被方便地形成。因此，通过调节喷射器16的制冷剂吸入口16d处的制冷剂压力可方便地调节从吸入通道16i流入混合与增压部分16e的吸入制冷剂的流速。

根据第十五实施例，通过调节第二压缩机21的制冷剂排放容量，相对于从喷嘴16的制冷剂喷射口16c喷射的喷射制冷剂的流速，从吸入通道16i流入混合与增压部分16e的吸入制冷剂的流速能够方便地被调节在适当的速度。因此，在喷射器16内各个部件的配置能够方便地被设置，从而可方便地形成喷射器16。

(其它实施例)

尽管结合参考的优选实施例及附图，本发明已被充分地描述，但要指出对于那些熟悉本领域的人员而言各种变化和修改是显而易见的。

根据本发明的任一实施例，喷射器16设置有吸入通道16i，从制冷剂吸入口16d抽吸的制冷剂(流体)通过所述的吸入通道16i流入混合与增压部分16e的入口。吸入通道16i的通道截面积可被配置改变，以使得从制冷剂吸入口16d抽吸的制冷剂(流体)在吸入通道16i内被大致等熵地减压。做为选择，吸入通道16i的通道截面积可被配置改变，以使得从吸入通道16i流入混合与增压部分16e的制冷剂的流速与从喷嘴16a的喷射口16c流入混合与增压部分16e的制冷剂(流体)的流速基本上相等。做为选择，吸入通道16i的通道截面积被设置改变，以使得从吸入通道16i流入混合与增压部分16e的流体的流速等于或大于声速。在这种情况下，喷射器效率能够被有效地改善。喷射器16内的其它配置可适当地被改变或组合，并不局限于上述实施例。

根据本发明的任一实施例，混合与增压部分16e由平直部分16g和扩张部分16h构成，所述的平直部分16g从混合与增压部分16e的入口在轴向的范围内延伸，所述的扩张部分从平直部分16g的下游端连续延伸至混合与增压部分16e的出口。平直部分16g为圆柱形通道，在其整个范围内具有恒定的通道面积，并且延伸部分16h被配置，以使得扩张部分16h的通道截面积朝着制冷剂流动方向的下游逐渐增加。在喷射器16内，其它的配置可适当地被改变或组合，并不局限于上述实施例。例如，平直部分16g在喷嘴16a轴向上的范围被设置以使得在流入混合与增压部分16e的制冷剂内气体制冷剂和液体制冷剂的流速在该范围内彼此相等。做为选择，当平直部分16g在喷嘴轴向上的长度为L1，以及从混合与增压部分16e的入口到混合至增压部分16e的出口在轴向上的长度为L2，混合与增压部分16e被配置以使0<L1/L2≤0.4。做为选择，混合与增压部分16e可被配置，以使得制冷剂可在其内被等熵增压。

在本发明的上述实施例中，喷射器16用于制冷循环设备10，在所述的制冷循环设备10中，在来自散热器12的制冷剂流中制冷剂被位于喷嘴16a上游侧的分支部分13分流。但是，本发明的喷射器16可用于制冷循环设备，但并不局限于上述实施例的示例。

例如，本发明的喷射器16可用于图26示出的制冷循环设备。在图26示出的制冷循环设备中，贮存器20位于喷射器16出口的下游，以使得流出喷射器16的制冷剂可直接地流入贮存器20。贮存器20具有与压缩机11的制冷剂吸入侧相连接的气体制冷剂出口以及与蒸发器19的制冷剂入口相连接的液体制冷剂出口，以使得在贮存器20内与气体制冷剂分离的液体制冷剂流入蒸发器19。在蒸发器19中被蒸发的气体制冷剂被抽吸入喷射器16的制冷剂吸入口16d。在图26示出的制冷循环设备中，来自散热器12的制冷剂在喷嘴16a内被减压，并且来自蒸发器19的气体制冷剂通过来自喷嘴16a的高速喷射流从制冷剂吸入口16d被抽吸入喷射器16。即使当根据第一至第十实施例中任一实施例的喷射器16被用于图26示出的制冷循环设备时，喷射器效率也能够被改善。

在图5A和5B示出的示例中，吸入气体制冷剂在吸入通道16i内被等熵减压，但是，吸入气体制冷剂并不局限于被等熵减压。

图27A和27B为图5B的修改示例。图27A和27B中的X和Y对应于图5A中的放大部分VB。如图27A所示，气—液两相制冷剂从制冷剂吸入口16b被抽吸，并且在喷射器16的吸入通道16i内被等熵减压。做为选择，如图27B所示，气体制冷剂从制冷剂吸入口16b被吸入，并能够被等熵减压为气—液两相状态。

在上述实施例中，基于氟里昂的制冷剂或二氧化碳被典型地用作制冷剂。但是，众所周知的制冷剂或众所周知的液体都可用作为制冷剂。例如，基于碳氢化合物的制冷剂可用作制冷剂。

在上述实施例中，制冷循环设备可用于汽车空调或汽车冰箱。但是，制冷循环设备可用于固定的冷却器、固定的冰箱、具有冷却功能的箱子，适于自动贩卖机的冷却设备等。

在上述实施例中，第一和第二蒸发器17、19被用作用于冷却空气的内部热交换器，以及散热器12被用作向外界空气辐射热量的外部热交换器。但是，第一和第二蒸发器17、19可用作从外界空气吸收热量的外部热交换器，以及散热器12可被用作对待加热的液体(如水或空气)进行加热的内部热交换器。即，本发明的喷射器16能够用于具有加热功能或/和冷却功能的热泵循环系统。

在如所附权利要求所限定的本发明范围内变化和修改都是可以被理解的。

Claims (22)

1.一种喷射器，包括：

喷嘴(16a)，所述的喷嘴被配置用于减压和膨胀流体，所述流体处于气—液两相状态、液态和超临界状态中的任一种状态；

主体部分(16b)，所述喷嘴被布置在所述的主体部分内，所述主体部分具有流体吸入口(16d)和混合与增压部分(16e)，其中由从所述喷嘴的喷射口(16c)喷射的流体喷射流从所述的流体吸入口抽吸流体，在所述的混合与增压部分内，从所述喷嘴的喷射口喷射的流体与从流体吸入口抽吸的流体被混合，并且处于气—液两相状态的所混合的流体的动能被转化成其压力能；以及

吸入通道(16i)，从所述流体吸入口被抽吸的流体通过所述的吸入通道流入所述混合与增压部分的入口，

其中所述吸入通道的流体通道面积被配置进行改变，以使得从所述流体吸入口抽吸的流体在所述吸入通道内被大致等熵地减压。

2.一种喷射器，包括：

喷嘴(16a)，所述的喷嘴被配置用于减压和膨胀流体，所述流体处于气—液两相状态、液态和超临界状态中的任何一种状态；

主体部分(16b)，所述喷嘴被布置在所述的主体部分内，所述主体部分具有流体吸入口(16d)和混合与增压部分(16e)，其中由从所述喷嘴的喷射口(16c)喷射的流体喷射流从所述的流体吸入口抽吸流体，在所述的混合与增压部分内，从所述喷嘴的喷射口喷射的流体与从所述流体吸入口抽吸的流体被混合，并且处于气—液两相状态的所混合的流体的动能被转化成其压力能；以及

吸入通道(16i)，从所述流体吸入口被抽吸的流体通过所述的吸入通道流入所述混合与增压部分的入口，

其中所述吸入通道的流体通道面积被配置进行改变，以使得从所述吸入通道流入所述混合与增压部分的流体的流速与从所述喷嘴的所述喷射口流入所述混合与增压部分的流体的流速基本相等。

3.一种喷射器，包括：

喷嘴(16a)，所述的喷嘴被配置用于减压和膨胀流体，所述流体处于气—液两相状态、液态和超临界状态中任何一种状态；

主体部分(16b)，所述喷嘴被布置在所述的主体部分内，所述主体部分具有流体吸入口(16d)和混合与增压部分(16e)，其中由所述喷嘴的喷射口(16c)喷射的流体喷射流从所述的流体吸入口抽吸流体，在所述的混合与增压部分内，从所述喷嘴的所述喷射口喷射的流体与从所述流体吸入口抽吸的流体被混合，并且处于气—液两相状态的所混合的流体的动能被转化成压力能；以及

吸入通道(16i)，从所述流体吸入口抽吸的流体通过所述的吸入通道流入所述混合与增压部分的入口，

其中所述吸入通道的流体通道面积被配置进行改变，以使得从所述吸入通道流入所述混合与增压部分的流体的流速等于或大于声速。

4.根据权利要求1～3中的任一项所述的喷射器，其中，所述吸入通道的流体通道面积在所述吸入通道内流动的流体的流动方向上朝着下游逐渐减小。

5.根据权利要求4所述的喷射器，其中，所述吸入通道的入口侧处流体通道面积的减小程度大于所述吸入通道出口侧处流体通道面积的减小程度。

6.根据权利要求1～3中的任一项所述的喷射器，其中，

在所述吸入通道的入口侧处所述吸入通道的流体通道面积在所述吸入通道内流动的流体的流动方向上朝着下游逐渐减小；以及

在所述吸入通道的出口侧处所述吸入通道的流体通道面积在所述吸入通道内流动的流体的流动方向上朝着下游逐渐增加。

7.根据权利要求1～3中的任一项所述的喷射器，其中，所述吸入通道设置在所述喷嘴的外周表面与所述主体部分的内周表面之间。

8.根据权利要求1～3中的任一项所述的喷射器，其中，所述吸入通道由设置在其内部的另一个喷嘴构成。

9.根据权利要求1～3中的任一项所述的喷射器，其中，所述喷嘴和所述吸入通道被配置，以使得在所述喷嘴的入口处流体的焓与所述喷嘴的所述喷射口处流体的焓之间的焓差(△H)等于或大于在所述吸入通道的入口处流体的焓与所述吸入通道的出口处流体的焓之间的焓差(△h)。

10.根据权利要求1～3中的任一项所述的喷射器，其中，

所述混合与增压部分由平直部分(16g)和扩张部分(16h)构成，所述的平直部分从所述混合与增压部分的入口在一定范围内延伸，所述的扩张部分从所述平直部分的下游端延伸至所述混合与增压部分的出口；

平直部分(16g)为圆柱形通道，在其整个范围内具有恒定的通道面积；以及

扩张部分(16h)被配置，以使得所述扩张部分的通道截面积在流体流动方向上朝着下游逐渐增加。

11.根据权利要求10所述的喷射器，其中，所述平直部分的范围被设置，以使得在流入所述混合与增压部分的流体内的气体流体和液体流体的流速在所述范围内彼此相等。

12.根据权利要求10所述的喷射器，其中，

当所述平直部分在所述喷嘴的轴向上的长度为L1，且在轴向上从所述混合与增压部分的入口至所述混合与增压部分的出口的长度为L2，所述混合与增压部分被配置以使0<L1/L2≤0.4。

13.根据权利要求10所述的喷射器，其中，所述混合与增压部分被配置以使得流体被等熵增压。

14.一种喷射器，包括：

喷嘴(16a)，所述的喷嘴被配置用于减压和膨胀流体，所述流体处于气—液两相状态、液态和超临界状态中的任一种状态；

主体部分(16b)，所述喷嘴被布置在所述的主体部分内，所述主体部分具有流体吸入口和混合与增压部分(16e)，其中由从所述喷嘴的喷射口

(16c)喷射的流体喷射流从所述的流体吸入口被抽吸流体，在所述的混合与增压部分内从所述喷嘴的所述喷射口喷射的流体与从所述流体吸入口抽吸的流体被混合，并且处于气—液两相状态的所混合的流体的动能被转化成其压力能，其中

所述混合与增压部分由平直部分(16g)和扩张部分(16h)构成，所述的平直部分从所述混合与增压部分的入口在一定范围内延伸，所述的扩张部分从所述平直部分的下游端延伸至所述混合与增压部分的出口；

所述平直部分为圆柱形通道，在其整个范围内具有恒定的通道面积；以及

所述扩张部分被配置，以使得所述扩张部分的通道截面积在流体流动方向上朝着下游逐渐增加。

15.根据权利要求14所述的喷射器，其中，所述平直部分的范围被设置，以使得在流入所述混合与增压部分的流体内气体流体和液体流体的流速在所述范围内彼此相等。

16.根据权利要求14所述的喷射器，其中，

当所述平直部分在喷嘴轴向上的长度为L1，且在轴向上从所述混合与增压部分的入口至所述混合与增压部分的出口的长度为L2，所述混合与增压部分被配置以使0<L1/L2≤0.4。

17.根据权利要求14所述的喷射器，其中，所述混合与增压部分被配置，以使得流体在所述混合与增压部分内被等熵增压。

18.根据权利要求14～17中的任一项所述的喷射器，其中，在包含所述喷嘴的轴线的截面内，所述扩张部分的壁表面的截面形状为直线。

19.根据权利要求14～17中的任一项所述的喷射器，其中，在包含所述喷嘴的轴线截面内，所述扩张部分的壁表面的截面形状为曲线。

20.根据权利要求14～17中的任一项所述的喷射器，其中，在包含所述喷嘴的轴线截面内，所述扩张部分的壁表面的截面形状通过组合多条直线而形成。

21.根据权利要求14～17中的任一项所述的喷射器，其中，在包含所述喷嘴的轴线截面内，所述扩张部分的壁表面的截面形状通过组合至少一条直线和曲线而形成。

22.根据权利要求14～17中的任一项所述的喷射器，其中，在所述扩张部分的入口侧处所述扩张部分的扩张度大于在所述扩张部分的出口侧处所述扩张部分的扩张度。

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