CN103477160A - 减压装置和制冷循环装置 - Google Patents

Abstract

减压装置的主体部件(140)具有用于使从制冷剂入口(141，142)流入的制冷剂涡旋的涡旋空间(SS)，和被设置在制冷剂的涡旋中心线(CL)的延长线上并起节流阀作用的制冷剂出口(142，242)。此外，制冷剂入口(141，241)的通道横截面面积(Ain)被配置成小于制冷剂出口(142，242)的通道横截面面积(Aout)的十二倍值，从而涡旋空间(SS)中的制冷剂的涡旋速度提高，以使制冷剂在涡旋中心线周围减压沸腾。通过这种方式，气液混合相制冷剂确实地流入制冷剂出口，并且限制朝下游侧流动的制冷剂的流量的波动，而无需使循环的结构变复杂。

Description

减压装置和制冷循环装置

相关申请的交叉引用

本申请基于2011年3月28日提交的第2011-069537号日本专利申请并要求其优先权，上述文件公开的内容通过引用被合并于此。

技术领域

本发明大致涉及一种用于制冷循环装置的减压装置和一种制冷循环装置。

背景技术

通常，已知蒸汽压缩型制冷循环装置至少包括作为其部件的：用于压缩和排放制冷剂的压缩机；用于在从压缩机排放的制冷剂与外部空气之间执行热交换的散热器；用于使从散热器流出的制冷剂减压的减压装置；和通过使制冷剂和将被送入空气调节空间的吹送空气之间进行热交换从而使来自减压装置的减压后的制冷剂蒸发的蒸发器。

在这种制冷循环装置中，理想的是，当减压装置的入口侧和出口侧上的制冷剂的两个压力之间的压力差具有恒定值时，使从减压装置流出的制冷剂的流量具有恒定的值，而与流入减压装置的制冷剂的状态无关。这是因为，如果从减压装置流出的制冷剂的流量变化，那么流量的这种变化将导致制冷剂循环中的制冷剂循环量的变化，从而导致用于冷却吹送空气的蒸发器的冷却能力发生变化。

然而，例如当使在散热器处与制冷剂换热的外部空气发生温度变化时，制冷剂的状态可能从气液两相状态变为液态，或从液相变为气液两相状态，这是跨越饱和气体线的变化。制冷剂跨越饱和气体线的这种状态变化导致制冷剂密度的剧烈变化，从而在某些情况下会导致从减压装置中流出的制冷剂流量的剧烈变化。

考虑到这种变化，已知一种散热器(即，所谓的亚冷型冷凝器)或类似装置，其在将制冷剂朝向减压装置排放之前将制冷剂冷却为过冷的液相状态，以稳定从减压装置流出的制冷剂的流量。此外，由于这种亚冷型冷凝器将制冷剂冷却为过冷的液相状态，蒸发器的制冷剂入口侧处的制冷剂的焓降低，并且从而蒸发器的制冷能力提高。

此外，专利文件1和2公开了一种构造，其中，气相和液相制冷剂流入用作减压装置的喷射器的喷嘴。此外，在专利文件1中，使气液两相状态的制冷剂流入喷射器的喷嘴以促进在喷嘴处的制冷剂的沸腾，从而喷嘴效率提高。在这种情况下，喷嘴效率被定义为将喷嘴处的压力能转化为动能的能量转换效率。

然而，即使当上述亚冷型冷凝器被用作散热器时，如果由于例如相对高的外部温度或类似原因导致制冷剂的冷却不充分，那么流入减压装置的制冷剂也可能具有气液两相状态。换言之，从减压装置流出的制冷剂的流量的稳定有时可能很困难。

相反，当制冷循环装置被构造为如专利文件1和2中所示那样，液相制冷剂和气相制冷剂两者都流入喷嘴，则从减压装置流出的制冷剂流量的稳定总是可以预期的，这是因为，在这种制冷循环装置中，无论外部温度如何，流向减压装置的制冷剂的状态被确定地控制为气液两相状态。

然而，专利文件1和2中的制冷循环装置的结构作为整体是复杂的，因为需要对上述需要专用冷却剂通道以允许液相制冷剂和气相制冷剂流入喷嘴的构造进行折衷。

现有技术文件

专利文件

(专利文件1)第4306739号日本专利

(专利文件2)第2010-210111号日本专利公开文件

发明内容

综上所述，本发明的第一目的是提供一种具有简单结构的减压装置，其能够防止朝下游侧流动的制冷剂的流量发生波动。

此外，本发明的另一目的是提供一种具有减压装置的制冷循环装置，所述减压装置能够以简单的结构防止朝下游侧流动的制冷剂的流量发生波动。

根据本发明的第一方面，一种用于制冷循环装置的减压装置包括：制冷剂入口，制冷剂流入该制冷剂入口；制冷剂出口，制冷剂在被减压之后从该制冷剂出口流出；和形成涡旋空间的主体部件，从制冷剂入口流入的制冷剂在所述涡旋空间内涡旋。在该减压装置中，制冷剂出口被配置成具有节流阀，节流阀中的制冷剂通道面积被减小以使所述制冷剂减压；并且当涡旋空间中的涡旋中心线被定义为连接制冷剂的涡流的中心点的线时，所述涡旋空间被配置成使得所述制冷剂以一涡旋速度涡旋，使得更大量的气相制冷剂被分配到相对于涡旋中心线的涡旋空间的径向内侧而不是径向外侧。此外，制冷剂出口被设置在所述涡旋中心线的延长线上。

因此，通过使从制冷剂入口流入涡旋空间的制冷剂以一涡旋速度涡旋以使得更大量的气相制冷剂被分配到相对于涡旋中心线的涡旋空间的径向内侧而不是径向外侧，并且通过将制冷剂出口设置在所述涡旋中心线的延长线上，具有富气相的气液混合状态的制冷剂在减压装置的制冷剂出口处被减压的同时被从制冷剂出口排出。

换言之，当从制冷剂入口流入涡旋空间的制冷剂处于气液两相状态时，根据离心力的作用，具有更大密度的液相制冷剂被分配到相对于涡旋中心线的涡旋空间的径向外侧，这导致与径向外侧相比，气相制冷剂在涡旋中心线处或附近富集。因此，气液两相状态下的制冷剂从设置在涡旋中心线的延长线上的制冷剂出口排出，同时在所述制冷剂出口处被减压。

此外，即使当从制冷剂入口流入涡旋空间的制冷剂为液相制冷剂时，由于离心力的作用，涡旋中心线处或附近的制冷剂的压力被降低到能够实现制冷剂的减压沸腾的水平(即，导致气穴现象的水平)，从而导致气相制冷剂被大量地分配到围绕涡旋中心线的径向内侧而非径向外侧。

因此，与制冷剂以气液两相状态从制冷剂入口流入涡旋空间的情况类似，气液混合状态下的制冷剂从制冷剂出口排出，同时被制冷剂出口减压。此外，该气液混合状态下的制冷剂不仅仅表示处于气液两相状态的制冷剂，还表示包含气泡的处于过冷液相状态的制冷剂。

无论从制冷剂入口流入涡旋空间的制冷剂是什么状态，气液混合状态的制冷剂被从制冷剂出口排出。结果，在无需使制冷循环的结构变复杂的情况下，或在保持简单的制冷循环结构的情况下，减压装置能够防止将被朝向制冷剂的下游侧排放的制冷剂的流量的波动。

此外，涡旋中心线不一定要被配置成直线。即，取决于涡旋空间的形状或正在涡旋的制冷剂的涡旋速度，涡旋中心线可以是曲线。

此外，由于涡旋中心线处于制冷剂压力最低的位置，因此涡旋空间中的涡旋中心线还可以被表示为连接与制冷剂出口的打开方向垂直的横截面平面上的最低压力点的线。

此外，涡旋速度是在与涡旋中心线垂直的横截面上的位置处的涡旋方向上的制冷剂的分量速度。例如，涡旋速度可以是在涡旋方向上的径向最外侧处的涡旋制冷剂的分量速度。因此，取决于涡旋空间的横截面形状、横截面的尺寸等，涡旋速度可以变化。

根据本公开的第二方面，所述涡旋空间可以包括锥形空间，所述锥形空间的横截面面积朝向所述制冷剂出口的打开方向逐渐减小。

根据本公开的第三方面，减压装置还包括加宽锥形部分，该加宽锥形部分被连接到制冷剂出口的下游制冷剂侧并具有朝向下游制冷剂侧逐渐增大的制冷剂通道横截面面积；和主体部分。所述主体部分包括：制冷剂吸入口，制冷剂由从加宽锥形部分喷射的喷射制冷剂从该制冷剂吸入口抽吸，和扩散器部分，在该扩散器部分中作为喷射制冷剂和从所述制冷剂吸入口抽吸的吸入制冷剂的混合物的混合制冷剂的压力被增加。

即，减压装置被形成为具有拉瓦尔(Laval)喷嘴的形状并具有主体部分，拉瓦尔(Laval)喷嘴是一种锥形空间、制冷剂出口和加宽锥形部分的组合，以改变制冷剂通道的通道横截面积。因此，减压装置可以被用作喷射器。

根据本公开的第四方面，毛细管可以被连接到所述制冷剂出口。

此外，根据本公开的第五方面，当制冷剂入口的通道横截面面积被指定为Ain并且制冷剂出口的通道横截面面积被指定为Aout时，下面的表达式可以被满足：

1＜Ain/Aout＜12。

因此，涡旋中心线处或周围的制冷剂的压力被降低到能够导致减压沸腾的水平。

根据本公开的第六方面，减压装置可包括用于调节涡旋速度的涡旋速度调节器。

通过设计这种结构，从制冷剂出口排出的气液混合状态的制冷剂中的气相(即，气泡的质量或量)的比率可通过使用涡旋速度调节器调节。因此，从减压装置排向下游侧的制冷剂的流量的波动可以被有效地防止。

例如，根据本公开的第七方面，所述涡旋速度调节器可以由调节从制冷剂入口流入涡旋空间的制冷剂的流量的入口侧流量调节阀构成。

此外，根据本公开的第八方面，所述主体部件可具有使制冷剂流入涡旋空间的辅助制冷剂入口，并且从制冷剂入口流入涡旋空间的制冷剂的流向与从辅助制冷剂入口流入涡旋空间的制冷剂的流向可以分别不同。在这种情况下，涡旋速度调节器可由用于调节从制冷剂入口流入涡旋空间的制冷剂的流量的入口侧流量调节阀和用于调节从辅助制冷剂入口流入涡旋空间的制冷剂的流量的辅助入口侧流量调节阀中的至少一个构成。

此外，根据本公开的第九方面，所述涡旋速度调节器由调节从制冷剂出口流出的制冷剂的流量的出口侧流量调节阀构成。

此外，制冷循环装置可包括前述减压装置。在这种情况下，制冷循环装置可以配有减压装置，所述减压装置可通过简单的结构防止被排向减压装置下游侧的制冷剂的流量出现波动。

附图说明

通过下面结合附图做出的详细描述，本发明的其他目的、特征和优点将变得更加显而易见，其中：

图1是第一实施例中的制冷循环装置的构造示意图；

图2(a)是第一实施例中的减压装置的轴向横截面视图，并且图2(b)是沿图2(a)中的线A-A截取的减压装置的横截面视图；

图3是示出了Ain/Aout和Ass/Aout的适当范围的图；

图4是示出了从减压装置的制冷剂出口流出的制冷剂的流量变化与流入减压装置的制冷剂入口的制冷剂的状态的变化之间的关系的图；

图5是第二实施例中的减压装置的侧视图；

图6是第三实施例中的减压装置的侧视图；

图7是第四实施例中的减压装置的侧视图；

图8是第五实施例中的制冷循环装置的减压装置的示意图；

图9是第六实施例中的制冷循环装置的减压装置的示意图；

图10是第七实施例中的制冷循环装置的减压装置的示意图；

图11是第八实施例中的制冷循环装置的减压装置的示意图；

图12是第九实施例中的制冷循环装置的构造图；

图13是示出了第九实施例中的减压装置的轴向横截面视图；

图14是示出了第十实施例中的制冷循环装置的构造图；

图15是示出了第十一实施例中的制冷循环装置的构造图；

图16是示出了第十二实施例中的制冷循环装置的构造图；以及

图17是示出了第十三实施例中的制冷循环装置的构造图。

具体实施方式

(第一实施例)

本发明的第一实施例是参照图1至图4加以描述的。图1是蒸汽压缩型制冷循环装置10的构造图，制冷循环装置10包括当前实施例中的减压装置14。制冷循环装置10被应用于车辆空调器，并且被配置为用于冷却被吹送空气调节空间(例如，车厢)的吹送空气。

首先，压缩机12抽吸制冷剂并对它加压，以提高制冷剂压力，并将加压后的制冷剂作为高压制冷剂排出。更具体地，当前实施例中的压缩机12是电力压缩机，其被配置成在一个壳体中容纳定容量型压缩机构12a和用于驱动压缩机构12a的电动机12b。

对于压缩机构12a而言，诸如涡旋式压缩机构、叶轮式压缩机构等各种压缩机构都可以采用。此外，电动机12b可根据来自下文中将要描述的、用于控制其操作(即，转数)的控制器的控制信号而被操作。因此，电动机12b可以是交流电动机或直流电动机。

散热器13的冷凝部13d的制冷剂入口侧被连接到压缩机12的排放口。散热器13是通过在从压缩机12排出的高压制冷剂与被冷却风扇13a吹送的车厢外部的空气(即，外部空气)之间的热交换从高压制冷剂散热的换热器。

更具体地，作为所谓的亚冷型冷凝器的散热器13被配置成包括：冷凝部分13d，其通过在由压缩机12排出的高压制冷剂与由冷却风扇13a吹送的外部空气之间的换热从高压制冷剂散热并冷凝它；接收部分13b，其通过使从冷凝部分13d流出的制冷剂气液分离而存储液相制冷剂；和过冷部分13c，其通过在从接收部分13b中流出的液相制冷剂与由冷却风扇13a吹送的外部空气之间换热而过冷却所述液相制冷剂。

此外，当前实施例中的制冷循环装置10使用HFC制冷剂(例如，R134a)作为其热介质，被形成为次临界制冷循环装置，其中，高压侧制冷剂压力不超过制冷剂的临界压力。诸如HFO制冷剂(例如，R1234yf)或类似的制冷剂也可以使用，只要该制冷剂可用在次临界制冷循环装置中。

此外，用于润滑压缩机12的制冷机润滑油被与这种制冷剂混合，并且制冷机润滑油的一部分与制冷剂一起通过所述循环进行循环。冷却风扇13a是电动鼓风机，其由用于控制转数(即，吹送空气的量)的控制器输出的控制电压控制。

减压装置14的制冷剂入口141被连接到散热器13的过冷部分13c的制冷剂出口侧。在将从散热器13中流出的处于过冷状态的高压液相制冷剂减压之后，减压装置14使制冷剂朝向减压装置14的下游侧流动。

减压装置14的具体构造将参照图2(a)和2(b)加以描述。在图2中，(a)是减压装置的轴向横截面视图，(b)是沿(a)中的线A-A截取的减压装置的横截面视图。此外，在图(a)和2(b)中，每个向上的箭头和向下的箭头表示当制冷旋转装置10被用于车辆空调器时制冷循环装置10的向上的方向或向下的方向。

减压装置14包括主体部件140，涡旋空间SS被形成在主体部件140中，以使从制冷剂入口141流入的制冷剂涡旋。主体部件140被形成为由金属制成的中空容器，其外部形状朝向垂直向下方向的下侧逐渐收缩。此外，主体部件140中的涡旋空间SS包括符合主体部件140的外部形状的圆锥形状(即，锥形)的空间。

制冷剂入口141被设置在主体部件140的比另一侧具有更大横截面的一侧(即，本发明中的上侧)的圆锥形空间的圆锥侧面上。此外，在从主体部件140的顶侧看去的视图中，流入涡旋空间SS的制冷剂的流入方向与横截面上的涡旋空间SS的基本圆形形状的切线方向对准，所述横截面被定义为图2(b)中所示的与涡旋空间SS的轴线基本垂直的平面。

通过设计这种结构，从制冷剂入口141流入的制冷剂如图2(a)、2(b)所示沿主体140的内壁流动，并在涡旋空间SS中形成涡旋。然而，制冷剂入口141并非必须被设置成使制冷剂严格地沿与轴向方向垂直的横截面上的涡旋空间SS的圆形形状的切线方向对准的方向流动。也就是说，减压装置14的制冷剂入口141的流入方向可以包括轴向分量，只要该流入方向包括上述切线方向分量即可。

制冷剂出口142被设置在圆锥形形状的尖端侧，该尖端侧是主体部件140的圆锥的轴向方向上的一端(即，当前实施例中的下侧)，使得从涡旋空间SS流出的制冷剂的流出方向与涡旋空间SS的轴向方向基本对准。因此，本实施例中的涡旋空间SS是一个包括锥形空间的空间，该锥形空间具有与涡旋空间142的轴线垂直的横截面，并且其面积大小朝向制冷剂出口142的打开方向逐渐减小。

此外，如图2(a)和2(b)所示，本实施例的涡旋空间SS是一个同轴地组合了圆柱形形状和圆锥形形状的空间。因此，当涡旋中心线CL被定义为连接在涡旋空间SS中形成涡旋的制冷剂的多层涡流的中心而画出的线时，该线CL基本上与涡旋空间SS的轴向方向相匹配，即使由于制冷剂流的扰动等，它可能并不是恒定地形成为直线。因此，本实施例的制冷剂出口142被设置在从涡旋中心线CL的一端延伸的延长线上。

此外，由于涡旋空间SS被形成为包括锥形空间，因此，一侧(即，涡旋中心线CL的一个端侧)上的制冷剂的涡旋速度与另一侧(即，涡旋中心线CL的另一端侧)上的制冷剂的涡旋速度彼此不同。这里，所述一侧是在分别垂直于锥形空间的轴线的横截面中具有小横截面的一侧，而所述另一侧是具有大横截面的一侧。此外，在本发明中，涡旋速度被定义为与涡旋中心线CL的垂直的横截面上的靠近径向最外位置处的涡旋方向上的涡旋速度。

此外，由于在涡旋空间SS中涡旋的制冷剂接收离心力，因此，当气液两相制冷剂从制冷剂入口141流入涡旋空间SS中时，高密度的液相制冷剂被大量地分配到相对于涡流中心的径向外侧。因此，当气液两相制冷剂从制冷剂入口141流入涡旋空间SS中时，气相制冷剂被大量地分配到空间SS的相对于涡旋中心线CL的径向内侧，而不是径向外侧。

此外，由于上述离心力的作用，涡旋中心线CL处或周围的制冷剂压力低于相对于涡旋中心线CL的径向外侧处的制冷剂压力。由于涡旋中心线CL处或周围的制冷剂压力随着离心力的增加而降低，因此，当制冷剂的涡旋速度在涡旋空间SS中增加时，涡旋中心线CL处或周围的制冷剂压力降低。

因此，当涡旋速度被充分地提高到使涡旋中心线CL处或周围的制冷剂压力降低到允许制冷剂减压沸腾的水平时，即使是在液相制冷剂从制冷剂入口141流入涡旋空间SS的情况下，气相制冷剂也将被主要地分配到相对于涡旋中心线CL的径向内侧而非径向外侧。

因此，在本实施例中，当制冷剂入口141的通道面积被表示为Ain，制冷剂出口142的通道面积被表示为Aout，并且与涡旋空间SS的轴线垂直的最大横截面面积(即，图2(a)中的涡旋空间SS的横截面尺寸)被表示为Ass时，下面的表达式F1和F2可用于确定Ain、Aout和Ass：

1＜Ain/Aout＜12  (F1)

1＜Ass/Aout      (F2)

更特别地，在本实施例中，Ain/Aout被假定具有约为2的值，而Ass/Aout被假定具有约为10的值。

在这种情况下，由于上述表达式F1中的Ain/Aout是制冷剂入口141的通道横截面尺寸与制冷剂出口142的通道横截面尺寸之比，因此，Ain/Aout越小，则流入涡旋空间SS的制冷剂的流速就越高，从而提高在涡旋空间SS中涡旋的制冷剂的流速。

另一方面，当Ain/Aout被降低至太小时，制冷剂入口141用作节流阀，导致流入涡旋空间SS的制冷剂中的能量损失。因此，Ain/Aout应当被控制在特定的适当地范围内，以充分地降低涡旋中心线CL处或周围的制冷剂压力。

此外，作为涡旋空间SS的最大横截面尺寸与制冷剂出口142的通道横截面尺寸之比的上述表达式F2中的Ain/Aout，可以被用作表示涡旋中心与涡流的径向最外侧位置之间的距离的指数，这是因为制冷剂入口141被设置在涡旋空间SS的径向最外侧位置，而制冷剂出口142被设置在涡旋中心线CL的延长线上。此外，为了让在涡旋空间SS中形成涡旋的涡流得到充分的成长，必须在涡旋中心与径向最外侧位置之间保留充分的距离。

基于这些知识，发明人已经执行了验证性实验，其中，如图3所示，发明人已经确认：通过确定满足表达式F1、F2的Ain、Aout和Ass的值，即使过冷的液相制冷剂从制冷剂入口141流入，涡旋速度也增加，从而实现涡旋中心线CL处或周围的制冷剂压力的降低，以用于制冷剂的减压沸腾(即，用于产生气穴现象)。

此外，在供制冷剂流过的整个通道中，制冷剂通道横截面尺寸在制冷剂出口142处被减小至最小，如图2(a)和2(b)所示。因此，制冷剂出口142被用作固定节流阀，其具有减小的制冷剂通道面积，以用于制冷剂的减压。

在这种情况下，由于制冷剂出口142被形成在圆锥形主体部件140的尖端侧，主体部件140的圆锥形内壁和制冷剂出口142形成起喷嘴作用的制冷剂通道。此外，在本实施例中，制冷剂通道的这种形状导致从制冷剂出口142流出的制冷剂的流速增加，该流速接近声速。

蒸发器15的制冷剂入口侧被连接到减压装置14的制冷剂出口142。作为用于吸热的吸热换热器的蒸发器15，通过使用来自在穿过制冷剂出口142的过程中被减压的低压制冷剂与被鼓风扇15a吹送进入车厢内的吹送空气之间的热交换的热量蒸发低压制冷剂。

鼓风扇15a是电力鼓风机，其由来自用于控制转数(即，吹送空气的量)的控制器的控制电压控制。压缩机12的吸入侧被连接到蒸发器15的出口侧。

一未示出的控制器被配置为包括公知的微型计算机并且其外围电路包括CPU、ROM、RAM等。控制器基于储存于ROM中的控制程序执行各种计算和操作，以用于控制上述电动型致动器12b、13a、15a等的操作。

此外，控制器接收各种输入信号，诸如来自传感器组(未示出)的检测值，传感器组包括检测外部空气温度的外部温度传感器、检测车厢内的温度的内部温度传感器，以及接收来自操作面板(未示出)的操作信号，操作面板具有操作开关，以操作车用空调器等。

此外，本实施例中的控制器被形成为一个主体中的具有各种控制对象的控制部分的集合。也就是说，控制器是由许多部件组成的，具有特定构造(即硬件和软件)的所述许多部件中的每一个与用于控制所述控制对象的操作的控制部分相对应。例如，在本实施例中，用于控制压缩机12的电动机12b的操作的构造(即，硬件和软件)充当排量控制器。

接下来将描述具有上述构造的本实施例的操作。首先，操作面板的操作开关被置于ON状态，控制器操作压缩机12的电动机12b、冷却风扇13a、鼓风扇15a等。通过这种方式，压缩机12抽取制冷剂，将抽取的制冷剂压缩并排出经压缩的制冷剂。

从压缩机12中排出的高温高压状态的气相制冷剂流入散热器13的冷凝部分13d，并与由冷却风扇13a吹送的吹送空气(例如，外部空气)进行换热，以便通过散热而被冷凝。已经在冷凝部分13d处散热的制冷剂被接收部分13b分离成气体和液体。通过接收部分13b与气体分离的液相制冷剂与由冷却风扇13a吹送的吹送空气在过冷部分13c中换热，从而进一步散热并变为过冷的液相制冷剂。

从散热器13的过冷部分13c流出的过冷的液相制冷剂由减压装置14的制冷剂入口141流入涡旋空间SS。在涡旋空间SS中，制冷剂的涡旋能够使涡旋中心线CL处或周围的制冷剂压力降低。通过这种方式，使涡旋中心线CL处或周围的制冷剂减压沸腾，并且气液混合态的制冷剂从被设置在涡旋中心线CL的延长线上的制冷剂出口142流出。

因此，制冷剂出口142用作节流阀，从而当制冷剂穿过制冷剂出口142时等焓地减压制冷剂，使之成为低压制冷剂。在制冷剂出口142处减压的低压制冷剂流入蒸发器15，并且通过从由鼓风扇15a吹送的吹送空气中吸热而蒸发。通过这种方式，将被吹送进入车厢的吹送空气被冷却。从蒸发器15流出的制冷剂被压缩机12抽吸，以便再次压缩。

以上述方式操作的本实施例的制冷循环装置10能够通过蒸发器15处的制冷剂的吸热效果冷却被吹送进入车厢的吹送空气。此外，减压装置14通过稳定从减压装置14中流出的制冷剂流量而使本实施例的制冷循环装置10提供了稳定的冷却能力，即使从散热器13中流出的制冷剂的状态改变。

换言之，具有如散热器13的亚冷型冷凝器的本实施例的制冷循环装置10能够在正常预期的操作条件下为减压装置14提供过冷的液相制冷剂。然而，当例如出现外部温度陡升或类似情况时，即使在使用亚冷型冷凝器作为散热器13时，从散热器13流出以流入减压装置14的制冷剂状态也可能是气液两相状态。

然而，由于具有本实施例的减压装置14，即使从制冷剂入口141流入的制冷剂或者为过冷的液相状态或者为气液两相状态，气液混合状态的制冷剂也可以在从制冷剂出口142流出的同时在该处减压。结果，可以限制朝向下游侧流动的制冷剂流量的波动，如图4所示。

此外，通过假设这样一种条件：从减压装置14的制冷剂入口141流入的制冷剂的压力与从制冷剂出口142流出的制冷剂的压力之间的压力差被控制为恒定，则图4是示出了从减压装置的制冷剂出口142流出的制冷剂的流量变化与流入制冷剂入口141的制冷剂的状态变化之间的关系的图。

如图4清楚地示出，与制冷剂不在涡旋空间SS中涡旋的情形相比，通过制冷剂在涡旋空间SS中的涡旋，更大量的气相制冷剂被分配到相对于涡旋中心线CL的径向内侧而非径向外侧，这样非常有效地防止了制冷剂流量的变化。

此外，通过使由主体部件140的圆锥形内壁和制冷剂出口142组成的制冷剂通道起喷嘴作用，从制冷剂出口142流出的制冷剂的流速被提高到接近声速的高速。因此，即使在制冷剂出口142下游侧的制冷剂流中产生扰动，也能够阻止该扰动通过制冷剂出口142传递到涡旋空间SS的内部。

因此，通过制冷剂出口142从涡旋空间SS中流出的制冷剂流量被更有效地稳定，并且使更大量的气相制冷剂在涡旋空间SS中处于接近涡旋中心线CL的径向内侧而非径向外侧的效果能够更确定地实现。

换言之，根据本实施例的减压装置14，与通过制冷剂入口141流入的制冷剂的状态无关，从减压装置14流出的制冷剂的流量的波动可以被防止且无需使制冷循环装置的结构变复杂。结果，通过使用减压装置14，制冷循环装置10能够提供稳定的冷却能力。

(第二实施例)

在关于第二实施例的示例的描述中，减压装置14的构造从第一实施例被改变。更具体地，本实施例的减压装置14具有入口侧流量调节阀143，其将被用作涡旋速度调节器，以调节在图5中所示的涡旋空间SS中涡旋的制冷剂的涡旋速度。此外，图5是本实施例的减压装置14的侧视图，其中一部分视图以横截面的形式呈现。此外，在图5中，类似的数字表示与第一实施例类似的部分。这一点也适用于其他附图。

入口侧流量调节阀143改变制冷剂入口141的制冷剂通道尺寸(制冷剂通道横截面积)，并且还改变从制冷剂入口141流入涡旋空间SS的制冷剂的流速，从而改变涡旋空间SS中的制冷剂的涡旋速度。

更具体地，入口侧流量调节阀143具有调节制冷剂入口141的开度的阀体143a和移动阀体143a的电力致动器143b。此外，电力致动器143b被用于控制其操作的控制器输出的控制信号控制。

此外，在本实施例中，控制器检测从散热器13流出的制冷剂的温度、压力等，并基于检测值计算制冷剂的过冷度。接下来，基于计算出的过冷度，控制器查阅预先存储在控制器的存储电路中的控制图并控制电力致动器143b的操作，使得从制冷剂出口142流出的制冷剂的气相比率(即，质量)接近预设的目标质量。

其他构造和操作与第一实施例类似。因此，当本实施例的制冷循环装置10被操作时，可取得与第一实施例相同的效果。

在上述方案中，当控制器控制电力致动器143b的操作并且阀体143a改变制冷剂入口141的制冷剂通道尺寸时，从制冷剂出口142流出的制冷剂流量被改变。然而，相对于由制冷剂状态的变化导致的从制冷剂入口141流入的制冷剂的流量变化而言，用于调节从制冷剂出口142流出的制冷剂的气相比率的制冷剂流量的变化是极小的。

因此，本实施例的减压装置14能够防止从制冷剂出口142流出的制冷剂流量的波动，而无需使制冷循环的结构变复杂。因此，制冷循环的结构能够被保持得简单。结果，与第一实施例类似，制冷循环装置10能够提供稳定的冷却能力。

(第三实施例)

在关于第三实施例的示例的描述中，主体部件140的构造从第二实施例被改变，使得辅助的制冷剂入口144被设置在主体部件140中，以使制冷剂如图6所示流入涡旋空间SS。此外，图6是本实施例的减压装置14的侧视图，其中一部分视图以横截面的形式呈现。本实施例的图6与第二实施例的图5是相对应的。

辅助制冷剂入口144被设置在主体部件140的锥形形状的底部，即主体部件140的轴线的两个端部之一(例如，在本实施例中为上端侧)，使流入涡旋空间SS的制冷剂的流入方向基本上与涡旋空间SS的轴向方向对齐。

因此，在本实施例中，从制冷剂入口141流入涡旋空间SS的制冷剂的流入方向与从辅助制冷剂入口144流入涡旋空间SS的制冷剂的流入方向是各自不同的，并且连接制冷剂出口142的中心部分与辅助制冷剂入口144的中心部分的方向与涡旋空间SS的轴向方向基本平行。

此外，从散热器13的过冷部13c流出的制冷剂通过旁通通道145流入辅助制冷剂入口144。旁通通道145被用于使从散热器13的过冷部13c流出的制冷剂绕过入口侧流量调节阀143。其他构造和操作与第二实施例类似。

因此，与第二实施例相比，当本实施例的制冷循环装置10被操作时，除与第二实施例相同的效果之外，朝向减压装置14的下游侧的制冷剂流量的波动被更有效地防止，这是因为制冷剂从辅助制冷剂入口144通过旁通通道145流入涡旋空间SS。该结构还有利于本公开的制冷循环装置10的稳定的冷却能力。

(第四实施例)

如图7所示，在第四实施例中，入口侧流量调节阀143被从第二实施例的结构中移除，并且提供了用作涡旋速度调节器的辅助入口侧流量调节阀146。此外，图7是本实施例的减压装置14的侧视图，其中视图的一部分以横截面的形式呈现。本实施例的图7对应于第二实施例的图5。

辅助入口侧流量调节阀146的基本构造与第二实施例的入口侧流量调节阀143类似。因此，辅助入口侧流量调节阀146也具有调节辅助制冷剂入口144的开度的阀体146a和移动阀体146a的电力致动器146b。

此外，控制器检测从散热器13流出的制冷剂的温度、压力等，并基于检测值计算制冷剂的过冷度。接下来，基于计算出的过冷度，控制器查阅预先存储在控制器的存储电路中的控制图并控制电力致动器146b的操作，使得从制冷剂出口142流出的制冷剂的气相比率(即，质量)接近预设的目标质量。

其他构造与操作与第二实施例类似。因此，当本实施例的制冷循环装置10被操作时，可以获得与第三实施例相同的效果，使得朝向减压装置14的下游侧流动的制冷剂流量的波动能够被有效地限制，并因此能够在制冷循环装置10中提供稳定的冷却能力。

(第五实施例)

如图8所示，在第五实施例中，与第四实施例类似的辅助入口侧流量调节阀146被额外地设置在第二实施例的结构中。因此，在本实施例中，入口侧流量调节单元143和辅助入口侧流量调节阀146二者都用作涡旋速度调节器。此外，图8是本实施例的减压装置14的侧视图，其中视图的一部分以横截面的形式呈现。本实施例的图8对应于第二实施例的图5。

此外，在本实施例中，控制器检测从散热器13流出的制冷剂的温度、压力等，并基于检测值计算制冷剂的过冷度。接下来，基于计算出的过冷度，控制器查阅预先存储在控制器的存储电路中的控制图并控制电力致动器143b和146b二者的操作，使得从制冷剂出口142流出的制冷剂的气相比率(即，质量)接近预设的目标质量。

其他构造与操作与第二实施例类似。因此，当本实施例的制冷循环装置10被操作时，可以获得与第三实施例相同的效果，以使朝向减压装置14的下游侧流动的制冷剂流量的波动能够被有效地限制，并因此能够在制冷循环装置10中提供稳定的冷却能力。

(第六实施例)

在关于第六实施例的示例的描述中，减压装置14的构造从第一实施例被改变。更具体地，如图9所示，本实施例的减压装置14具有额外的出口侧流量调节阀147，其用作涡旋速度调节器，用于调节在涡旋空间SS中涡旋的制冷剂的涡旋速度。此外，图9是本实施例的减压装置14的侧视图，其中其一部分视图以横截面的形式呈现。本实施例的图9与第二实施例的图5是相对应的。

出口侧流量调节阀147改变制冷剂出口142的制冷剂通道尺寸(通道截面面积)，并改变从制冷剂出口142流出的制冷剂的流量，从而改变涡旋空间SS中的制冷剂的涡旋速度。

更具体地，出口侧流量调节阀147具有用于调节制冷剂出口142的开度的被形成为球形的阀体147a和移动阀体147a的电力致动器147b。此外，电力致动器147b被设置在制冷剂出口142的下游侧上，并且被由控制器输出的控制信号操作。

此外，控制器检测从散热器13流出的制冷剂的温度、压力等，并基于检测值计算制冷剂的过冷度。接下来，基于计算出的过冷度，控制器查阅预先存储在控制器的存储电路中的控制图并控制电力致动器147b的操作，从而，从制冷剂出口142流出的制冷剂的气相比率(即，质量)接近预设的目标质量。

其他构造与操作与第二实施例类似。因此，本实施例的制冷循环装置10的操作提供与第二实施例相同的效果。

(第七实施例)

如图10所示，与第六实施例中的出口侧流量调节阀相比，第七实施例中的出口侧流量调节阀147的构造被改变。此外，图10是本实施例的减压装置14的侧视图，其中其一部分视图以横截面的形式呈现。图10与第二实施例的图5是相对应的。更具体地，在本实施例中，出口侧流量调节阀147具有阀体147c和移动阀体147c的电力致动器147b，阀体147c是用于调节制冷剂出口142的开度的针阀。

此外，本实施例的电力致动器147b被设置在制冷剂出口142的上游侧。其他构造和操作与第六实施例类似。本实施例中的出口侧流量调节阀147的构造提供与第六实施例基本相同的效果。

(第八实施例)

在第八实施例中，如图11所示，第六实施例的出口侧流量调节阀147被增加到第五实施例的减压装置。图11是本实施例的减压装置14的侧视图，其中其一部分视图以横截面的形式呈现。图11与第二实施例的图5相对应。其他构造和操作与第五实施例类似。在本实施例中，涡旋速度调节器由入口侧流量调节阀143、辅助入口侧流量调节阀146和出口侧流量调节阀147组成，因此它能够提供与第五实施例基本相同的效果。

(第九实施例)

在第九实施例中，与第一实施例相比，减压装置的构造被修改，从而，如图12所示，起制冷剂减压单元和制冷剂循环单元作用的喷射器被用于制冷循环装置(喷射器型制冷循环装置)11。

这种喷射器型制冷循环装置能够回收在喷射器的喷嘴部分处进行的制冷剂的减压过程中损失的动能损失，将回收的动能转化为压力能，并提高将要被压缩机12抽吸的制冷剂的压力。因此，通过降低压缩机的驱动力提高了制冷循环的效率。

首先，本实施例的减压装置24的构造的细节参照图13加以描述。图13是本实施例的减压装置24的轴向横截面视图。如图13所示，本实施例的减压装置24包括具有与第一实施例中描述的减压装置14的主体部件140相同或类似构造的主体部件240。因此，主体部件240具有供制冷剂在其中涡旋的涡旋空间SS，以及设置在其中的制冷剂入口241和制冷剂出口242。

此外，本实施例的减压装置24具有加宽锥形部分244和主体部分245，在加宽锥形部分244中，制冷剂通道的横截面积被反向地形成锥形以朝向制冷剂出口242的下游侧增加。主体部分245包括：制冷剂吸入口245a，制冷剂通过从加宽锥形部分244喷射出的喷射制冷剂从该制冷剂吸入口245a被吸入；和扩散器部分245b，在扩散器部分245b中，喷射的制冷剂与从制冷剂吸入口245a吸入的吸入制冷剂混合并且制冷剂压力增加。

加宽锥形部分244的上游侧被连接到起节流阀作用的制冷剂出口242。此外，主体部件240的圆锥形内壁和减压装置24的加宽锥形部分244与制冷剂出口242两者的内壁形成起所谓的拉瓦尔(Laval)喷嘴作用的制冷剂通道。换言之，本实施例的制冷剂出口242形成喉部，在此处，制冷剂通道的横截面积在拉瓦尔喷嘴中被最小化。

主体部分245被基本上形成鼓形，并且主体部分245的一端接收主体部件240的外周，以便以压入配合的方式固定在其上。制冷剂吸入口245a是用于抽吸下游侧制冷剂的端口，其位于随后将描述的吸入侧蒸发器25的下游侧，进入主体部分245的内侧，并且端口245a被设置在主体部件240和加宽锥形部分244的外周侧上，以与加宽锥形部分244的制冷剂喷射口相连通。

因此，主体部分245的内周表面与主体部件240的圆锥形外周表面之间的空间和主体部分245的内周表面与加宽锥形部分244的外周表面之间的空间分别地起吸入制冷剂通道的作用。吸入制冷剂通道引导从制冷剂吸入口245a吸入的制冷剂到达主体部分245中的扩散器部分245b的一侧。

扩散器部分245b相对于加宽锥形部分244的制冷剂喷射口和制冷剂吸入口245a被设置在制冷剂流的下游侧上，并且被形成为这样一种形状，其中制冷剂通道横截面积逐渐增加。因此，作为来自加宽锥形部分244的制冷剂喷射口的喷射制冷剂和从制冷剂吸入口245a吸入的吸入制冷剂的混合物的混合制冷剂的流速被降低，从而增加制冷剂压力。即，在扩散器部分245b中，混合制冷剂的速度能被转化为制冷剂的压力能。

在上述描述中，本实施例的减压装置24被构造成通过组合主体部件240和加宽锥形部分244而具有拉瓦尔喷嘴，并且被构造成具有主体部分245。因此，减压装置24作为一个整体起到例如专利文件1中公开的喷射器的作用。

回到图12，本实施例的制冷循环装置11的整体构造将被描述。首先，本实施例的散热器13的制冷剂出口被连接到分支部件21的制冷剂入口，分支部件21使制冷剂流分开进入分支通道。分支部件21由具有供制冷剂流入和流出的三个端口的三向接头形成，其中，一个端口被用作制冷剂入口，另两个被用作制冷剂出口。该三向接头可被形成为三个管子的组合，其中三个管子可具有各自不同的管直径，或可被形成为具有在其中钻出的多个制冷剂通道的树脂/金属块，且每个通道可具有各自不同的通道直径。

减压装置24的制冷剂入口241被连接到分支部件21的其中一个制冷剂出口，并且吸入侧蒸发器25经由用作分支侧减压装置的固定节流阀22连接到分支部件21的另一个制冷剂出口。孔、毛细管或类似物可被用作所述固定节流阀22。

吸入侧蒸发器25通过在低压制冷剂与在穿过蒸发器15之后被鼓风扇15a吹送的吹送空气之间换热而蒸发低压制冷剂。吸入侧蒸发器25起吸热换热器的作用，其中，制冷剂通过从吹送空气中吸热而被蒸发。吸入侧蒸发器25的基本构造与蒸发器15的基本构造类似。减压装置24的制冷剂吸入口245a被连接到吸入侧蒸发器25的制冷剂出口侧。此外，在本实施例中，蒸发器15在下文中被指定为出口侧蒸发器15，以清楚地区分蒸发器15与吸入侧蒸发器25之间的不同。

此外，出口侧蒸发器15的制冷剂入口侧被连接到设置于减压装置24的制冷剂出口242的制冷剂流的下游侧的扩散器部分245b的制冷剂出口243，并且压缩机12的吸入侧被连接到出口侧蒸发器15的制冷剂出口侧。因此，压缩机12的吸入侧经由出口侧蒸发器15连接到减压装置24的制冷剂出口243。其他构造与第一实施例类似。

根据上述构造的本实施例的操作将被描述。当控制器操作压缩机12时，高温高压制冷剂从压缩机12排出并流入散热器13以便被冷却和冷凝。从散热器13流出的高压制冷剂流在分支部件21处被分为两股，即，流入减压装置24的制冷剂入口241的制冷剂流和流入固定节流阀22的制冷剂流。

从分支部件21流出并进入减压装置24的高压制冷剂在涡旋空间SS中涡旋，并从减压装置24中的制冷剂出口242流出。与第一实施例类似，气液混合态的制冷剂从设置在涡旋中心线CL的延长线上的制冷剂出口242流出。

流入制冷剂入口241的制冷剂在制冷剂穿过减压装置24中的制冷剂出口242的同时被减压。更具体地，在本实施例的减压装置24中，通过使用主体部件240和加宽锥形部分244用作拉瓦尔喷嘴，穿过制冷剂出口242的制冷剂被等熵地减压，并且从加宽锥形部分244的制冷剂喷射口以超过声速的流速喷射。

由于喷射的高速制冷剂流的抽吸作用，从吸入侧蒸发器25流出的制冷剂被抽吸进入制冷剂吸入口245a。从加宽锥形部分244喷射的喷射制冷剂和被抽吸进入制冷剂吸入口245a的吸入制冷剂分别流入减压装置24的扩散器部分245b，以便在其中被混合。在扩散器部分245b中，由于制冷剂通道的膨胀，制冷剂的速度能被转化压力能。通过这种方式，喷射制冷剂和吸入制冷剂被混合在一起，并且混合制冷剂的压力在减压装置24中升高。

从扩散器部分245b流出的制冷剂流入出口侧蒸发器15，从被鼓风扇15a吹送的吹送空气中吸热并蒸发。通过这种方式，将被送入车厢的吹送空气被冷却。从出口侧蒸发器15流出的制冷剂被吸入压缩机12，并随后被再次压缩。

流入制冷剂入口241的制冷剂在穿过减压装置24的制冷剂出口242的同时被减压为中压制冷剂。在制冷剂出口242中被减压的制冷剂与从吸入口245a吸入的吸入制冷剂在扩散器部分245b中混合。

另一方面，从分支部件21流出并流向固定节流阀22一侧的制冷剂在固定节流阀22中等焓地减压，并流入吸入侧蒸发器25。流入吸入侧蒸发器25的制冷剂从被鼓风扇15a吹送的并且已经被出口侧蒸发器15冷却的吹送空气中吸热并蒸发。通过这种方式，待送入车厢的吹送空气被进一步冷却。从吸入侧蒸发器25流出的制冷剂被制冷剂吸入口245a抽吸进入扩散器部分245b。

由于上述操作，本实施例的制冷循环装置11能够冷却吹送空气，所述吹送空气由鼓风扇15a吹送以顺序地通过出口侧蒸发器15和通过吸入侧蒸发器25。在这种情况下，出口侧蒸发器15处的制冷剂蒸发压力等于在扩散器部分245b处的压力升高之后的压力，并且吸入侧蒸发器25处的制冷剂蒸发压力等于在制冷剂出口242处刚刚被减压之后的压力，该压力为最低压力。

因此，吸入侧蒸发器25处的制冷剂蒸发压力(即，制冷剂蒸发温度)被控制为低于出口侧蒸发器15处的制冷剂蒸发压力(即，制冷剂蒸发温度)。结果，可以确保(i)出口侧蒸发器15与吸入侧蒸发器25处的制冷剂蒸发温度与(ii)吹送空气的温度之间的相应的温差，从而有效地冷却吹送空气。

此外，由于本实施例的制冷循环装置11采用了起喷射器作用的减压装置24，因此，从减压装置24的制冷剂出口242流出的制冷剂流量被稳定，从而有效地提高了上述喷射器型制冷循环装置中的循环效率。

根据本实施例的减压装置24，从制冷剂出口242流出的制冷剂被控制为处于气液混合状态(即，气液两相状态，或处于这样一种制冷剂状态，其中，液相制冷剂具有混合于其中的气泡)。

通过这种方式，用作节流阀的制冷剂出口242处的制冷剂的沸腾被促进，并且起喷射器作用的减压装置24的喷嘴效率被提高，从而以稳定的状态获得了抽吸能力和增压能力。因此，即使制冷循环的热负荷被改变以使在制冷循环中循环的制冷剂的流量改变，也能够有效地提高喷射器型制冷循环装置的循环效率。

此外，本实施例的减压装置24被构造成通过使用主体部件240、制冷剂出口242和加宽锥形部分244而具有起拉瓦尔喷嘴作用的制冷剂通道，并且被构造成以超过声速的喷射速度从加宽锥形部分244的制冷剂喷射口喷射制冷剂。因此，即使在减压装置24的下游侧的制冷剂流中产生了扰动，也能够防止该扰动经由制冷剂出口242被传递到涡旋空间SS的内侧。

因此，通过制冷剂出口242从涡旋空间SS中流出的制冷剂的流量被稳定，并且能够更加确实地提供特定速度下的制冷剂涡旋的效率，在该特定速度下，更大量的气态制冷剂被分配到相对于涡旋中心线CL的涡旋空间的径向内侧而非径向外侧。

此外，本实施例的减压装置24可设有第二、第三、第五和第八实施例的任一实施例中描述的入口侧流量调节阀143，或第三至第五和第八实施例的任一实施例中描述的旁通通道145，或第四、第五和第八实施例的任一实施例中描述的辅助入口侧流量调节阀146，或第六至第八实施例的任一实施例中描述的出口侧流量调节阀147。

通过这种方式，能够更加确实地提供喷射器型制冷循环装置的制冷循环的效率提高的效果，并且能够更加稳定地获得起喷射器作用的减压装置24的抽吸能力和增压能力。

(第十和第十一实施例)

在第十实施例中，如图14所示，第一实施例的制冷循环装置10被改变，以具有不同的散热器。更具体地，本实施例的散热器23并未被形成为亚冷型冷凝器，而是被形成为用于冷却和冷凝制冷剂的冷凝部分。

因此，由于外部温度等的变化，从散热器23流出的制冷剂的状态可能变化。换言之，流入减压装置14的制冷剂的状态可从气液两相状态变为液相状态，或从液相状态变为气液两相状态，以使这些状态之间的转变经过饱和气体线。

然而，由于本实施例的制冷循环装置10设有减压装置14，因此能够减压穿过减压装置14的制冷剂出口142的制冷剂，而与从制冷剂入口141流入的制冷剂的可能为过冷的液相状态或气液两相状态的状态无关，从而在制冷循环装置10中提供了稳定的冷却能力。

此外，在第十一实施例中，第九实施例的制冷循环装置11被改变，以具有如图15所示的构造，该构造包括与第十实施例的散热器相同的散热器23。

由于本实施例的制冷循环装置11配有减压装置24，因此能够更确实地提高喷射器型制冷循环装置的循环效率，并且起喷射器作用的减压装置24能够更稳定地提供抽吸能力和增压能力，这与第二实施例相同。

(第十二和第十三实施例)

在第十二实施例中，如图16所示，第十实施例的制冷循环装置10被改变，以具有聚积器26，该聚积器26通过从待抽入压缩机12的制冷剂中使液体与气体分离而储存液相制冷剂。其他构造和操作与第十实施例相同。因此，第十二实施例的制冷循环装置10至少具有与第十实施例相同的效果。

此外，在具有这种聚积器26的循环中，气相制冷剂被确定地供给到压缩机12的吸入侧，以防止压缩机12中的液体压缩。因此，基于从散热器23中流出的制冷剂的温度或压力，压缩机12的操作能够被控制，以最大化循环效率。在这种情况下，循环效率的改进被进一步促进。

在第十三实施例中，如图17所示，第十一实施例的制冷循环装置11被改变，以具有聚积器26，该聚积器26通过从待抽入压缩机12的制冷剂中使液体与气体分离而储存液相制冷剂。其他构造和操作与第十一实施例相同。因此，第十三实施例的制冷循环装置10至少具有与第十一实施例相同的效果，并且能够防止压缩机12中的液体压缩。

(其他实施方式)

本公开可不受限制地具有各种变化和修改，只要本公开属于可专利的范围。下面是这种修改的一些例子。

(1)在每个上述实施例中，减压装置14、24的涡旋空间SS是具有由圆柱形形状和圆锥形形状同轴地组合的形状的空间。然而，涡旋空间SS的形状并不仅限于这种形状。例如，在第一实施例的减压装置14中，被定义成与连接在一个轴向端部处的制冷剂出口142的中心部分和另一个轴向端部的中心部分的线垂直的横截面的正交轴横截面可具有椭圆形形状或可具有多边形形状。换言之，横截面的形状可以是除圆形之外的其他形状。

在这种情况下，涡旋中心线CL与涡旋空间SS的轴线不一致。然而，只要在制冷循环装置10的正常预期的驱动条件下制冷剂出口142、242被设置在涡旋中心线CL的一端的延长线上，就能够满足要求。

在上述实施例中，上述表达式F2被用作代表涡旋中心与涡旋的最外侧位置之间距离的指数。换言之，基于上述表达式F2，用于有效地生长/发展涡旋空间SS中的制冷剂的涡旋流动的条件可以被设定，而与同制冷剂出口142的打开方向垂直的横截面的形状无关，该形状可能包括椭圆形、多边形或类似形状。

(2)在上述实施例中，制冷剂出口142具有尺寸减小的制冷剂通道以起固定节流阀的作用，类似于节流孔。然而，也可以通过其他方式使制冷剂出口142起节流阀的作用。例如，可通过使用毛细管形成减压装置14的制冷剂出口142，或减压装置14的制冷剂出口142可连接到毛细管。

(3)在上述第一至第八、第十和第十二实施例中，减压装置14是用于标准制冷循环装置的。然而，减压装置14的应用并不限于这种形式。

例如，减压装置14可以被应用于所谓的经济型制冷循环装置，其中，两个压缩机以组合形式被提供，作为低级侧压缩机构和高级侧压缩机构，以用于制冷剂的多级压缩，并且制冷循环中的中压制冷剂与从低级侧压缩机构排出的制冷剂汇合，以被抽吸进入高级侧压缩机构中。

此外，在上述第九、第十一和第十三实施例中，喷射器型制冷循环装置被描述，其包括将从散热器13、23中流出的制冷剂流分成两个支流的分支部件21。在这种情况下，分支部件21的其中一个制冷剂出口被连接到起喷射器作用的减压装置24的制冷剂入口241。然而，减压装置24也可以应用到除上述喷射器型制冷循环装置之外的喷射器型制冷循环装置中。

例如，喷射器型制冷循环装置可以具有下述循环构造，其中，低压侧分支部件被提供，以将从减压装置24的扩散器部分245b流出的制冷剂流分割成两股制冷剂流，其中一股从低压分支部件的一个分支流入出口侧蒸发器15，另一股从低压分支部件的另一分支流入吸入侧蒸发器25。

此外，上述实施例中的用出口侧蒸发器15和吸入侧蒸发器25冷却相同的空气调节空间(例如，车厢)的构造可以被改变，以分别冷却不同的空气调节空间。例如，出口侧蒸发器15可以被用于冷却冷藏室的内部，具有比出口侧蒸发器15更低的制冷剂蒸发压力(即，更低制冷剂蒸发温度)的吸入侧蒸发器25可用于冷却冷冻室的内部。

(4)在上述实施例中，具有本公开的减压装置14、24的制冷循环装置10、11可应用于车用空调器。然而，具有本公开的减压装置14、24的制冷循环装置10、11不限于这种形式。例如，它可以应用于固定的空调器、冷却/加热存储器、自动售货机的冷却/加热装置等。

(5)在上述实施例中，作为例子，散热器13、23被用作外部换热器，用于在制冷剂和外部空间之间换热，而蒸发器(即，出口侧蒸发器)15和吸入侧蒸发器25被用作使用侧换热器，用于冷却待送入车厢的吹送空气。然而，蒸发器(即，出口侧蒸发器)15和吸入侧蒸发器25可以用作外部换热器，用于从热源(诸如外部空气)吸收热量，而散热器13、23可以被用作内部换热器，用于加热待加热的物体，例如空气、水等，以构成热泵循环。

Claims (10)

1.一种用于制冷循环装置(10，11)的减压装置，该减压装置包括：

制冷剂入口(141，241)，制冷剂流入该制冷剂入口；

制冷剂出口(142，242)，所述制冷剂在被减压之后从该制冷剂出口流出；和

形成涡旋空间(SS)的主体部件(140，240)，从制冷剂入口(141，241)流入的制冷剂在所述涡旋空间内涡旋，其中：

所述制冷剂出口(142，242)被配置成具有节流阀，在所述节流阀中制冷剂通道面积被减小以使所述制冷剂减压；

当涡旋空间(SS)中的涡旋中心线(CL)被定义为连接制冷剂的涡流的中心点的线时，所述涡旋空间(SS)被配置成使所述制冷剂以一涡旋速度涡旋，使得与相对于涡旋中心线(CL)的涡旋空间(SS)的径向外侧相比，更大量的气相制冷剂被分配到涡旋空间(SS)的径向内侧，以及

所述制冷剂出口(142，242)被设置在所述涡旋中心线(CL)的延长线上。

2.根据权利要求1所述的减压装置，其中：

所述涡旋空间(SS)包括锥形空间，其中所述锥形空间的横截面面积朝向所述制冷剂出口(142，242)的打开方向逐渐减小。

3.根据权利要求2所述的减压装置，还包括：

加宽锥形部分(244)，该加宽锥形部分被连接到制冷剂出口(242)的下游制冷剂侧并具有朝向下游制冷剂侧逐渐增大的制冷剂通道横截面面积；和

主体部分(245)，该主体部分包括：制冷剂吸入口(245a)，制冷剂从该制冷剂吸入口被从加宽锥形部分(244)喷射的喷射制冷剂抽吸，和扩散器部分(245b)，在该扩散器部分中作为喷射制冷剂和从所述制冷剂吸入口(245a)抽吸的吸入制冷剂的混合物的混合制冷剂的压力被增加。

4.根据权利要求1或2所述的减压装置，其中：所述制冷剂出口(142)被连接到毛细管。

5.根据权利要求1-4中任一项所述的减压装置，其中：

当制冷剂入口(141，241)的通道横截面面积被指定为Ain并且制冷剂出口(142，242)的通道横截面面积被指定为Aout时，所述制冷剂入口(141，241)和所述制冷剂出口(142，242)被配置成满足1＜Ain/Aout＜12。

6.根据权利要求1-5中任一项所述的减压装置，还包括：

调节所述涡旋速度的涡旋速度调节器(143，146，147)。

7.根据权利要求6所述的减压装置，其中：

所述涡旋速度调节器由入口侧流量调节阀(143)构成，该入口侧流量调节阀(143)调节从制冷剂入口(141)流入涡旋空间(SS)的制冷剂的流量。

8.根据权利要求6所述的减压装置，其中：

所述主体部件(140)具有辅助制冷剂入口(144)，制冷剂从该辅助制冷剂入口流入涡旋空间(SS)，

从制冷剂入口(141)流入涡旋空间(SS)的制冷剂的流向与从辅助制冷剂入口(144)流入涡旋空间(SS)的制冷剂的流向不同，并且

所述涡旋速度调节器由调节从制冷剂入口(141)流入涡旋空间(SS)的制冷剂的流量的入口侧流量调节阀(143)和调节从辅助制冷剂入口(144)流入涡旋空间(SS)的制冷剂的流量的辅助入口侧流量调节阀(146)中的至少一个构成。

9.根据权利要求6-8中任一项所述的减压装置，其中：

所述涡旋速度调节器由调节从制冷剂出口(142)流出的制冷剂的流量的出口侧流量调节阀(147)构成。

10.一种包括权利要求1-9中任一项所述的减压装置的制冷循环装置。

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