CN106574807A - 蒸发器 - Google Patents

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vaporizer
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武市康太
高野义昭
西嶋春幸
横山佳之
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Abstract

蒸发器具有：下风侧上方箱(44)内的空间中的供制冷剂从制冷剂流入口(14a)流入的入口侧空间(Sp1)；以及与入口侧空间(Sp1)连接的入口侧转弯路径(Tn1)。将构成入口侧转弯路径(Tn1)的管道(41)组的总计通路截面积AT1相对于制冷剂流入口(14a)的入口通路截面积Ain的比(AT1/Ain)设为3.5以下，将入口侧空间(Sp1)的长度方向的长度Lg1相对于制冷剂流入口(14a)的入口等效直径Din的比(Lg1/Din)设为25以下。此外，使流入到入口侧转弯路径(Tn1)的制冷剂的雷诺数Re为1800以上。由此，在向制冷剂流入口侧引导由气液分离器分离后的液相制冷剂的蒸发器中，能够抑制由冷却后的冷却对象流体所产生的温度分布。

Description

蒸发器
关联申请的相互参照
本申请以在2014年8月4日申请的日本专利申请2014-158487和在2015年7月10日申请的日本专利申请2015-138547为基础，通过参照将该公开内容编入本申请。
技术领域
本发明涉及在制冷循环装置中使制冷剂蒸发的蒸发器。
背景技术
以往，作为制冷剂减压单元公知有具有喷射器的制冷循环装置(以下，记载为喷射器式制冷循环)。
例如，在专利文献1中公开了如下的循环结构的喷射器式制冷循环：使由喷射器的喷嘴部减压后的制冷剂向气液分离器流入，使压缩机吸入由气液分离器分离后的气相制冷剂，进一步使由气液分离器分离后的液相制冷剂经由固定节流件等减压单元向蒸发器流入。
另外，在专利文献2中公开了如下的带有气液分离功能的喷射器：通过使喷射器与气液分离器一体地构成，而能够容易地构成与专利文献1同等的循环结构的喷射器式制冷循环。
但是，在蒸气压缩式的制冷循环装置中，通常情况下，在制冷剂中混入有用于使压缩机润滑的冷冻机油。此外，作为这种冷冻机油，采用与液相制冷剂具有相溶性的冷冻机油。
因此，在专利文献1的喷射器式制冷循环中，在由气液分离器分离后的液相制冷剂中溶入大量的冷冻机油，向蒸发器流入的液相制冷剂中的冷冻机油浓度容易变高。此外，当向蒸发器流入的液相制冷剂中的冷冻机油浓度变高时，滞留在蒸发器内的冷冻机油量增加，而有可能使蒸发器的热交换性能变差。另外，在专利文献1的喷射器式制冷循环中，由于将由气液分离器分离后的液相制冷剂向蒸发器的制冷剂流入口侧引导，因此向蒸发器流入的制冷剂的干燥度成为比较低的值。由于当向蒸发器流入的制冷剂的干燥度变得比较低时，流入到蒸发器的制冷剂的流速会降低，因此存在将流入到蒸发器的制冷剂分配给各管道时的分配性变差的情况。另外，“分配性变差”是指难以将流入到蒸发器的制冷剂均等地分配给各管道。因此，存在作为冷却对象流体的送风空气产生温度分布的情况。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：专利第4032875号公报
专利文献2：日本特开2013-177879号公报
发明内容
本发明是鉴于上述情况而完成的，其目的在于，抑制由蒸发器冷却后的冷却对象流体所产生的温度分布，其中，向该蒸发器的制冷剂流入口侧引导由气液分离器分离后的液相制冷剂。
另外，本发明的另一目的在于，在使干燥度比较低的制冷剂流入的蒸发器中抑制由冷却后的冷却对象流体所产生的温度分布。
根据本发明的一个方式，蒸发器应用于在制冷剂中混入了冷冻机油的蒸气压缩式的制冷循环装置。蒸发器具有制冷剂流入口、热交换部以及箱。向制冷剂流入口引导由气液分离器分离制冷剂而得到的液相制冷剂。热交换部具有层叠配置且内部供制冷剂流通的多根管道，使制冷剂与冷却对象流体进行热交换。箱在多根管道的层叠方向上延伸，与多根管道的端部连接，而从多根管道集合制冷剂或者向多根管道分配制冷剂。将多根管道中的一组管道所形成的流体路径定义为转弯路径，所述一组管道是使从箱内的同一空间分配的制冷剂在同一方向上流动的管道。箱具有供制冷剂从制冷剂流入口流入的入口侧空间。将与入口侧空间连接的转弯路径定义为入口侧转弯路径。将ρ定义为向入口侧空间流入的制冷剂的密度，将Gr定义为向入口侧空间流入的制冷剂的质量流量，将AT1定义为构成入口侧转弯路径的一组多根管道的总计通路截面积，将φDa定义为总计通路截面积的总计等效直径，将μ定义为向入口侧空间流入的制冷剂的饱和液粘性系数。流入到入口侧转弯路径的制冷剂的雷诺数Re被表示为Re＝ρ×u×φDa/μ、u＝Gr/ρ×AT1。则Re≥1800。
由此，将流入到构成入口侧转弯路径的管道的制冷剂的雷诺数设为1800以上，因此从制冷剂流入口向入口侧空间流入的制冷剂的流速不会大幅降低。
因此，即使是向制冷剂流入口侧引导由气液分离器分离后的液相制冷剂的蒸发器，也能够抑制从入口侧空间向构成入口侧转弯路径的各管道分配制冷剂时的分配性的变差。
这里，在入口侧转弯路径中流通的制冷剂成为在蒸发器内流通的制冷剂中的干燥度比较低的制冷剂。因此，在热交换部中的由入口侧转弯路径构成的入口侧的热交换区域中，能够通过使混入了冷冻机油的制冷剂流通而发挥较高的冷却能力。
因此，通过抑制向构成入口侧转弯路径的各管道分配制冷剂时的分配性的变差，能够有效地抑制由热交换部的入口侧的热交换区域冷却后的冷却对象流体所产生的温度分布。
其结果为，即使是向制冷剂流入口侧引导由气液分离器分离后的液相制冷剂的蒸发器，也能够抑制由冷却后的冷却对象流体所产生的温度分布。
另外，“向制冷剂流入口侧引导由气液分离器分离后的液相制冷剂的蒸发器”不仅限于使由气液分离器分离后的液相制冷剂保持着液相状态而向制冷剂流入口流入的蒸发器。还包含使液相制冷剂经由减压单元等而成为具有微小的干燥度的气液二相制冷剂向制冷剂流入口流入的蒸发器。此外，在该情况下，向制冷剂流入口流入的制冷剂的干燥度也可以为0.2以下。
另外，“流入到管道的制冷剂”也可以是“刚流入到管道之后的制冷剂”。另外，“向入口侧空间流入的制冷剂”也可以是“从制冷剂流入口向入口侧空间刚要流入之前的制冷剂”或者“刚从制冷剂流入口流入到入口侧空间之后的制冷剂”。
根据本发明的第二方式，蒸发器应用于在制冷剂中混入了冷冻机油的蒸气压缩式的制冷循环装置。蒸发器具有制冷剂流入口、热交换部以及箱。向制冷剂流入口引导由气液分离器分离制冷剂而得到的液相制冷剂。热交换部具有层叠配置且内部供制冷剂流通的多根管道，使制冷剂与冷却对象流体进行热交换。箱在多根管道的层叠方向上延伸，与多根管道的端部连接，而从多根管道集合制冷剂或者向多根管道分配制冷剂。将多根管道中的一组管道所形成的流体路径定义为转弯路径，所述一组管道是使从箱内的同一空间分配的制冷剂在同一方向上流动的管道。箱具有供制冷剂从制冷剂流入口流入的入口侧空间。将与入口侧空间连接的转弯路径定义为入口侧转弯路径。将制冷剂流入口的入口通路截面积定义为Ain，并且将构成入口侧转弯路径的一组多根管道的总计通路截面积定义为AT1。则AT1/Ain≤3.5。将制冷剂流入口的入口等效直径定义为Din，并且将入口侧空间的长度方向的长度定义为Lg1。则Lg1/Din≤25。
由此，总计通路截面积AT1相对于入口通路截面积Ain的比AT1/Ain为3.5以下。因此，向构成入口侧转弯路径的管道流入的制冷剂的流速不会大幅降低。
此外，长度方向的长度Lg1相对于入口等效直径Din的比Lg1/Din为25以下。因此，能够使流入到入口侧空间的制冷剂到达距离制冷剂流入口最远的管道。
其结果为，能够抑制将制冷剂从入口侧空间向构成入口侧转弯路径的各管道分配时的分配性的变差。并且，与本发明的上述第一方式相同，对于蒸发器整体，能够抑制由热交换部冷却后的冷却对象流体所产生的温度分布。
根据本发明的第三方式，蒸发器应用于在制冷剂中混入了冷冻机油的蒸气压缩式的制冷循环装置。蒸发器具有制冷剂流入口、热交换部以及箱。向制冷剂流入口引导由气液分离器分离制冷剂而得到的液相制冷剂。热交换部具有层叠配置且内部供制冷剂流通的多根管道，使制冷剂与冷却对象流体进行热交换。箱在多根管道的层叠方向上延伸，与多根管道的端部连接，而从多根管道集合制冷剂或者向多根管道分配制冷剂。多根管道层叠配置第一列和第二列。热交换部具有：上风侧热交换部，包含多根管道的第一列，使制冷剂与冷却对象流体进行热交换；以及下风侧热交换部，配置在上风侧热交换部的冷却对象流体的流动方向下游侧，包含多根管道的第二列，使制冷剂与冷却对象流体进行热交换。上风侧热交换部内的制冷剂流路和下风侧热交换部内的制冷剂流路被连接如下：流入到制冷剂流入口的制冷剂在上风侧热交换部和下风侧热交换部中的一方中流通之后在上风侧热交换部和下风侧热交换部中的另一方中流通。制冷循环装置构成为向制冷剂流入口流入的制冷剂的干燥度为0.2以下。上风侧热交换部和下风侧热交换部中的一方被构成为，从上风侧热交换部和下风侧热交换部中的一方流出而向上风侧热交换部和下风侧热交换部中的另一方流入的制冷剂的干燥度为0.4以上。
由此，在上风侧热交换部和下风侧热交换部中的一方的热交换部中，能够使干燥度比较低的制冷剂(具体而言，干燥度为0.2～0.4左右的制冷剂)蒸发。另外，在另一方的热交换部中能够使干燥度比较高的制冷剂(具体而言，干燥度为0.4以上的制冷剂)蒸发。
因此，在使混入了冷冻机油的制冷剂流入蒸发器时，能够使一方的热交换部为发挥较高的冷却能力的区域。由此，能够抑制由上风侧热交换部冷却后的冷却对象流体所产生的温度分布以及由下风侧热交换部冷却后的冷却对象流体所产生的温度分布。
其结果为，即使是使干燥度比较低的制冷剂流入的蒸发器，对于蒸发器整体，也能够抑制由热交换部冷却后的冷却对象流体所产生的温度分布。
附图说明
图1是本发明的第一实施方式的喷射器式制冷循环的示意性的图。
图2是第一实施方式的蒸发器的立体图。
图3是表示第一实施方式的蒸发器中的制冷剂流动的示意图。
图4是表示图3的IV部的示意性的剖视图。
图5是表示第一实施方式的喷射器式制冷循环中的制冷剂的状态的莫里尔图。
图6是表示向蒸发器流入的液相制冷剂中的冷冻机油浓度与蒸发器整体的冷却性能的关系的曲线图。
图7是表示蒸发器内的制冷剂流路中的制冷剂的干燥度与局部的传热率的关系的曲线图。
图8是表示改变雷诺数时的向蒸发器流入的液相制冷剂中的冷冻机油浓度与蒸发器整体的冷却性能的关系的曲线图。
图9是表示改变蒸发器的尺寸参数时的冷冻机油浓度与冷却性能的关系的曲线图。
图10是表示本发明的第二实施方式的蒸发器中的制冷剂流动的示意图。
图11是本发明的第三实施方式的喷射器式制冷循环的示意性的图。
具体实施方式
本发明者们对于如下的循环结构的喷射器式制冷循环进行了试验研究：使由喷射器的喷嘴部减压后的制冷剂向气液分离器流入，使压缩机吸入由气液分离器分离后的气相制冷剂，进一步使由气液分离器分离后的液相制冷剂经由固定节流件等减压单元向蒸发器流入。根据本发明者们的试验研究确认出：在该喷射器式制冷循环中，通过使向蒸发器流入的液相制冷剂中的冷冻机油浓度上升到规定的浓度(具体而言，5wt％左右)，而提高蒸发器整体的冷却能力。更详细而言，确认出通过使冷冻机油浓度接近规定的浓度(以下，记载为峰值浓度。)而使蒸发器整体的冷却能力成为极大值。
另外，蒸发器的冷却能力是指蒸发器将期望的流量的冷却对象流体冷却到期望的温度的能力。
因此，本发明者们对于在该喷射器式制冷循环中通过使向蒸发器流入的液相制冷剂中的冷冻机油浓度接近峰值浓度而提高蒸发器的冷却能力的机制进行了详细地调查。
另外，通过该调查可以看出：在该喷射器式制冷循环中，通过使向蒸发器流入的制冷剂的干燥度成为比较低的值(具体而言，干燥度为0.2以下)，而提高蒸发器的冷却能力。
更详细而言，在该喷射器式制冷循环中，由于将由气液分离器分离后的液相制冷剂向蒸发器的制冷剂流入口侧引导，因此向蒸发器流入的制冷剂的干燥度成为比较低的值。此外，在干燥度比较低的制冷剂中，通过使冷冻机油浓度接近峰值浓度，而使冷冻机油的粒成为沸腾核从而促进液相制冷剂的沸腾。
另外，通过由冷冻机油的粒促进液相制冷剂的沸腾，能够使构成热交换部的管道等中的传热率提高，能够使蒸发器的冷却能力提高，该热交换部使制冷剂与冷却对象流体进行热交换。
另一方面，在供干燥度为比较低的值的制冷剂流通的管道(即，构成蒸发器的管道中的配置在制冷剂流动上游侧的管道)中产生上述的传热率的提高。在配置于制冷剂流动下游侧的管道中，因制冷剂的蒸发的进行而会导致干燥度上升，因此存在不仅无法期待传热率的提高，还会因冷冻机油浓度的上升而导致热交换性能变差的情况。
除此之外，当向蒸发器流入的制冷剂的干燥度变得比较低时，流入到蒸发器的制冷剂的流速会降低，因此存在将流入到蒸发器的制冷剂分配给各管道时的分配性变差的情况。另外，“分配性变差”是指难以将流入到蒸发器的制冷剂均等地分配给各管道。
因此可以看出：假如将该喷射器式制冷循环应用于空调装置，将向蒸发器流入的冷冻机油浓度设定成峰值浓度，进一步由蒸发器对吹送给空调对象空间的送风空气进行冷却，虽然能够使蒸发器的冷却能力提高，但是作为冷却对象流体的送风空气容易产生温度分布。
例如，将供干燥度比较低且处于规定的冷冻机油浓度的制冷剂(具体而言，干燥度为0.2以下且冷冻机油浓度为5wt％的制冷剂)流入的蒸发器定义为第一蒸发器。此外，将无法得到由上述的冷冻机油引起的传热率的提高效果的蒸发器(具体而言，供干燥度为0.4以上的制冷剂流入的蒸发器)定义为第二蒸发器。此时，确认出第一蒸发器与第二蒸发器相比，送风空气的温度分布变差。
以下，一边参照附图一边对用于实施本发明的多个方式进行说明。在各方式中有对与在先前的方式中进行了说明的事项对应的部分标记相同的参照符号而省略重复说明的情况。在仅对各方式中的结构的一部分进行说明的情况下，能够对结构的其他部分应用先前进行了说明的其他方式。不光能够将在各实施方式中具体明示的能够组合的部分彼此组合，只要不特别妨碍组合，即使未明示也能够部分地将实施方式彼此组合。
(第一实施方式)
使用图1～图9对本发明的第一实施方式进行说明。如图1的整体结构图所示，本实施方式的蒸发器14应用于喷射器式制冷循环10，该喷射器式制冷循环10即具有喷射器13作为制冷剂减压单元的蒸气压缩式的制冷循环装置。此外，该喷射器式制冷循环10应用于车辆用空调装置，实现对吹送给作为空调对象空间的车室内的送风空气进行冷却的功能。
在该喷射器式制冷循环10中，采用HFC类制冷剂(具体而言为R134a)作为制冷剂，构成高压侧制冷剂压力不超过制冷剂的临界压力的亚临界制冷循环。当然也可以采用HFO类制冷剂(具体而言为R1234yf)等作为制冷剂。
在制冷剂中混入有用于使压缩机11润滑的冷冻机油，冷冻机油的一部分与制冷剂一起在循环中循环。作为该冷冻机油，采用与液相制冷剂具有相溶性的冷冻机油。此外，在喷射器式制冷循环10的通常动作时，向后述的蒸发器14的制冷剂流入口14a流入的制冷剂中的冷冻机油浓度为5wt％左右的冷冻机油的量被混入。
首先，在喷射器式制冷循环10中，压缩机11将制冷剂吸入并升压到高压制冷剂后排出。具体而言，本实施方式的压缩机11是在1个壳体内收纳有固定容量型的压缩机构以及对压缩机构进行驱动的电动机而构成的电动压缩机。
作为该压缩机构，可以采用滚动型压缩机构、叶片型压缩机构等各种压缩机构。另外，关于电动机，根据从后述的控制装置输出的控制信号而对其动作(转速)进行控制，也可以采用交流电动机、直流电动机中的任意形式。
散热器12的冷凝部12a的制冷剂入口侧与压缩机11的排出口连接。散热器12是如下散热用热交换器：通过使从压缩机11排出的高压制冷剂与冷却风扇12d所吹送的车室外空气(外气)进行热交换而使高压制冷剂散热从而冷却。
更具体而言，该散热器12是具有冷凝部12a、接收部12b以及过冷却部12c而构成的所谓的过冷型的冷凝器，该冷凝部12a使从压缩机11排出的高压气相制冷剂与从冷却风扇12d吹送的外气进行热交换，使高压气相制冷剂散热而冷凝，该接收部12b对从冷凝部12a流出的制冷剂的气液进行分离而对剩余液相制冷剂进行储存，该过冷却部12c使从接收部12b流出的液相制冷剂与从冷却风扇12d吹送的外气进行热交换，对液相制冷剂进行过冷却。
冷却风扇12d是根据从控制装置输出的控制电压而对转速(送风空气量)进行控制的电动式送风机。喷射器13的制冷剂流入口31a与散热器12的过冷却部12c的制冷剂出口侧连接。
喷射器13作为使从散热器12流出的过冷却状态的高压液相制冷剂减压并使其向下游侧流出的制冷剂减压单元发挥功能，并且作为通过以高速度喷射的制冷剂流的吸引作用而对从后述的蒸发器14流出的制冷剂进行吸引(输送)并使其循环的制冷剂循环单元(制冷剂输送单元)发挥功能。
此外，本实施方式的喷射器13还实现作为对减压后的制冷剂的气液进行分离的气液分离器的功能。即，本实施方式的喷射器13构成为带有气液分离功能的喷射器(喷射器模块)。另外，图1中的上下的各箭头表示将喷射器13搭载于车辆的状态下的上下的各方向。
更具体而言，如图1所示，本实施方式的喷射器13具有将多个结构部件组合而构成的主体30。主体30由棱柱状或者圆柱状的金属或者树脂形成。在该主体30形成有多个制冷剂流入口、多个内部空间等。
作为形成于主体30的多个制冷剂流入口，形成有制冷剂流入口31a、制冷剂吸引口31b、液相制冷剂流出口31c以及气相制冷剂流出口31d等，该制冷剂流入口31a使从散热器12流出的制冷剂向内部流入，该制冷剂吸引口31b对从蒸发器14流出的制冷剂进行吸引，该液相制冷剂流出口31c使由在主体30的内部形成的气液分离空间30f分离后的液相制冷剂向蒸发器14的制冷剂入口侧流出，该气相制冷剂流出口31d使由气液分离空间30f分离后的气相制冷剂向压缩机11的吸入侧流出。
作为在主体30的内部形成的内部空间,形成有回旋空间30a、减压用空间30b、升压用空间30e以及气液分离空间30f等，该回旋空间30a使从制冷剂流入口31a流入的制冷剂回旋，该减压用空间30b使从回旋空间30a流出的制冷剂减压，该升压用空间30e使从减压用空间30b流出的制冷剂流入，该气液分离空间30f对从升压用空间30e流出的制冷剂的气液进行分离。
回旋空间30a和气液分离空间30f形成为大致圆柱状的旋转体形状。减压用空间30b和升压用空间30e形成为从回旋空间30a侧朝向气液分离空间30f侧逐渐扩大的大致圆锥台状的旋转体形状。这些空间的中心轴都配置在同轴上。另外，旋转体形状是指使平面图形绕同一平面上的1条直线(中心轴)旋转时所形成的立体形状。
此外，在主体30形成有吸引用通路13b，该吸引用通路13b将从制冷剂吸引口31b吸引的制冷剂向减压用空间30b的制冷剂流动下游侧且升压用空间30e的制冷剂流动上游侧引导。
另外，在减压用空间30b和升压用空间30e的内部配置有通路形成部件35。通路形成部件35形成为伴随着远离减压用空间30b而向外周侧扩展的大致圆锥形状，通路形成部件35的中心轴也配置在与减压用空间30b等的中心轴同轴的轴上。
并且，在形成主体30的减压用空间30b和升压用空间30e的部位的内周面与通路形成部件35的圆锥状侧面之间形成有轴向垂直截面的形状为圆环状(从圆形中去除了配置在同轴上的小径的圆形而得到的圆环形状)的制冷剂通路。
该制冷剂通路中的在形成主体30的减压用空间30b的部位与通路形成部件35的圆锥状侧面的顶部侧的部位之间所形成的制冷剂通路形成为朝向制冷剂流动下游侧而减小通路截面积的节流的形状。通过该形状，该制冷剂通路构成喷嘴通路13a，该喷嘴通路13a作为使制冷剂等熵地减压并进行喷射的喷嘴发挥功能。
更具体而言，本实施方式的喷嘴通路13a形成为如下的形状：使通路截面积从喷嘴通路13a的入口侧朝向最小通路面积部逐渐缩小，使通路截面积从最小通路面积部朝向喷嘴通路13a的出口侧而逐渐扩大。即，在本实施方式的喷嘴通路13a中，制冷剂通路截面积与所谓的拉瓦尔(laval)喷嘴同样地改变。
在形成主体30的升压用空间30e的部位与通路形成部件35的圆锥状侧面的下游侧的部位之间所形成的制冷剂通路形成为使通路截面积朝向制冷剂流动下游侧逐渐扩大的形状。通过该形状，该制冷剂通路构成扩散器通路13c，该构成扩散器通路13c作为使从喷嘴通路13a喷射的喷射制冷剂与从制冷剂吸引口31b吸引的吸引制冷剂混合并使其升压的扩散器发挥功能。
另外，在主体30的内部配置有作为驱动单元的组件37，该组件37使通路形成部件35位移而改变喷嘴通路13a的最小通路面积部的通路截面积。更具体而言，组件37具有根据在吸引用通路13b中流通的制冷剂(即，蒸发器14流出制冷剂)的温度和压力而位移的隔膜。并且，通过使该隔膜的位移经由动作棒37a传递给通路形成部件35，而使通路形成部件35在上下方向上位移。
此外，伴随着蒸发器14流出制冷剂的温度(过热度)上升，该组件37使通路形成部件35向使最小通路面积部的通路截面积扩大的方向(铅垂方向下方侧)位移。另一方面，伴随着蒸发器14流出制冷剂的温度(过热度)降低，组件37使通路形成部件35向使最小通路面积部的通路截面积缩小的方向(铅垂方向上方侧)位移。
在本实施方式中，通过这样使组件37根据蒸发器14流出制冷剂的过热度而使通路形成部件35位移，而对喷嘴通路13a的最小通路面积部的通路截面积进行调整，以使得蒸发器14出口侧制冷剂的过热度接近预定的规定的值。
气液分离空间30f配置于通路形成部件35的下方侧。该气液分离空间30f构成离心分离方式的气液分离器，该气液分离器使从扩散器通路13c流出的制冷剂绕中心轴回旋，而通过离心力的作用对制冷剂的气液进行分离。因此，在本实施方式的气液分离空间30f中，对由喷嘴通路13a将压缩机11排出制冷剂减压到更低的压力后的制冷剂的气液进行分离。
此外，使该气液分离空间30f的内容积成为如下容积：即使循环产生负荷变动而使在循环中循环的制冷剂循环流量发生变动，实质上也无法积留剩余制冷剂的程度的容积。
另外，在主体30中的形成气液分离空间30f的底面的部位形成有回油孔31e，该回油孔31e使分离后的液相制冷剂中的冷冻机油向将气液分离空间30f和液相制冷剂流出口31c连接的气相制冷剂通路侧返回。另外，在将气液分离空间30f和液相制冷剂流出口31c连接的液相制冷剂通路配置有作为使流入蒸发器14的制冷剂减压的减压单元的节流孔31i。
蒸发器14的制冷剂流入口14a侧与喷射器13的液相制冷剂流出口31c连接。蒸发器14是如下吸热用热交换器：通过使由喷射器13减压后的低压制冷剂与从送风风扇14c向车室内吹送的送风空气进行热交换而使低压制冷剂蒸发并发挥吸热作用。因此，本实施方式的冷却对象流体是送风空气。送风风扇14c是根据从控制装置输出的控制电压对转速(送风空气量)进行控制的电动式送风机。
关于蒸发器14的详细结构，使用图2～图4进行说明。另外，图2～图4中的上下的各箭头表示将蒸发器14搭载于车辆的状态下的上下的各方向。本实施方式的蒸发器14由具有多根管道41和箱42～45的所谓的箱管型的热交换器构成，该多根管道41在内部供制冷剂流通，该箱42～45与多根管道41的长度方向两端部连接而进行制冷剂的集合或者分配。
管道41是由传导性优异的金属(在本实施方式中为铝合金)形成的，是与在内部流通的制冷剂的流动方向(管道41的长度方向)垂直的截面形状形成为扁平形状的扁平管道。此外，各个管道41在箱42～45的长度方向(在本实施方式中为大致水平方向)上排成2列(即，第一列和第二列)而层叠配置。
此时，各个管道41被配置为外表面的平坦面(扁平面)彼此相互平行。并且，在箱42～45的长度方向上相邻的管道41彼此之间形成有供送风空气流通的空气通路。因此，通过将多根管道41层叠配置，从而形成有使制冷剂与送风空气进行热交换的热交换部(热交换芯部)40a、40b。
另外，在相邻的管道41彼此之间形成的空气通路配置有促进制冷剂与送风空气的热交换的翅片46。翅片46是通过将与管道41相同的材质的薄板材弯曲成型为波状而形成的波纹翅片，其顶部钎焊接合在管道41的平坦面。另外，在图2中，为了使图示明确，只图示了翅片46的一部分，但翅片46配置于相邻的管道41之间的大致整个区域。
此外，如上所述，本实施方式的管道41排列成2列并层叠配置。即，管道41被配置成第一列和第二列。因此，作为热交换部，形成有包含管道41的第一列在内的上风侧热交换部40a和包含管道41的第二列在内的下风侧热交换部40b，该上风侧热交换部40a配置在送风空气的流动方向上游侧，该下风侧热交换部40b配置在送风空气的流动方向下游侧，且使制冷剂与穿过上风侧热交换部40a后的送风空气进行热交换。
箱42～45由与管道41相同的材质的有底筒状部件形成。在箱42～45的筒状侧面形成有贯通其内外的多个狭缝孔。并且，当在该狭缝孔中插入了各管道41的状态下，将管道41与箱42～45钎焊接合。
在本实施方式中，将箱42～45中的与构成上风侧热交换部40a的管道41的铅垂方向(即重力方向)上方侧的端部连接的箱设为上风侧上方箱42，将与构成上风侧热交换部40a的管道41的铅垂方向下方侧的端部连接的箱设为上风侧下方箱43。
此外，将箱42～45中的与构成下风侧热交换部40b的管道41的铅垂方向上方侧的端部连接的箱设为下风侧上方箱44，将与构成下风侧热交换部40b的管道41的铅垂方向下方侧的端部连接的箱设为下风侧下方箱45。
在下风侧上方箱44的长度方向一端侧的底面形成有蒸发器14整体的制冷剂流入口14a，在上风侧上方箱42的长度方向一端侧的底面形成有蒸发器14整体的制冷剂流出口14b。另外，如图3所示，在上风侧上方箱42、下风侧上方箱44、下风侧下方箱45的内部分别配置有对箱内的空间进行分隔的隔膜42a、44a、45a。
由此，在本实施方式的蒸发器14中，制冷剂像图3的粗实线箭头所示那样流动。具体而言，上风侧热交换部40a内的制冷剂流路和下风侧热交换部40b内的制冷剂流路被连接如下：流入制冷剂流入口14a的制冷剂在下风侧热交换部40b中流通之后在上风侧热交换部40a中流通。另外，在图3中，为了使图示明确，放大地图示上风侧热交换部40a和下风侧热交换部40b的空气流动方向上的距离。
这里，在本实施方式中，将管道41中的使从箱42～45内的同一空间分配的制冷剂在同一方向上流动的管道41组所形成的流体路径称为转弯路径。另外，“转弯路径”也有时被称为“路径”。
在本实施方式的蒸发器14中，如图3所示，在下风侧热交换部40b形成有制冷剂按照入口侧转弯路径Tn1→第二转弯路径Tn2→第三转弯路径Tn3的顺序流动的3个转弯路径。此外，在上风侧热交换部40a形成有制冷剂按照第四转弯路径Tn4→出口侧转弯路径Tn5的顺序流动的2个转弯路径。
另外，在本实施方式中，在上风侧热交换部40a与下风侧热交换部40b之间设置有用于使制冷剂连通的多个连通路。具体而言，在本实施方式中，设置有使上风侧上方箱42的长度方向另一端侧与下风侧上方箱44的长度方向另一端侧连通的连通路、以及使上风侧下方箱43的长度方向另一端侧与下风侧下方箱45的长度方向另一端侧连通的2个连通路。
接着，使用图4的示意性的剖视图，关于下风侧上方箱44内的空间中的作为供制冷剂从制冷剂流入口14a流入的空间的入口侧空间Sp1以及构成与入口侧空间Sp1连接的入口侧转弯路径Tn1的管道41进行详细说明。
在以下的说明中，将制冷剂流入口14a的通路截面积设为入口通路截面积Ain，将制冷剂流入口14a的等效直径设为入口等效直径φDin。入口等效直径φDin是将入口通路截面积Ain换算成相同面积的圆时的直径。另外，将构成入口侧转弯路径Tn1的管道41组的通路截面积的总计值设为总计通路截面积AT1，将总计通路截面积AT1换算成相同面积的圆时的直径设为总计等效直径φDa。另外，将入口侧空间Sp1的下风侧上方箱44的长度方向上的长度设为Lg1。
首先，在本实施方式的蒸发器14中，以从入口侧空间Sp1刚流入到构成入口侧转弯路径Tn1的管道41之后的制冷剂的雷诺数Re满足如下的数学式F1的方式设定各尺寸。雷诺数Re通过如下的数学式F2、F3进行计算。
Re≥1800…(F1)
Re＝ρ×u×φDa/μ…(F2)
u＝Gr/ρ×AT1…(F3)
这里，ρ是刚流入到入口侧空间Sp1之后的制冷剂的密度，Gr是刚流入到入口侧空间Sp1之后的制冷剂的流量(质量流量)，μ是刚流入到入口侧空间Sp1之后的制冷剂的饱和液粘性系数。
此外，在本实施方式的蒸发器14中，以同时满足如下的数学式F4、F5的方式设定各尺寸。
AT1/Ain≤3.5…(F4)
Lg1/Din≤25…(F5)
更具体而言，在本实施方式中，将Din设为6mm左右，将Lg1设为89mm左右，将AT1设为93mm2左右。
喷射器13的制冷剂吸引口31b与蒸发器14的制冷剂流出口14b侧连接。此外，压缩机11的吸入侧与喷射器13的气相制冷剂流出口31d连接。
接着，未图示的控制装置由包含CPU、ROM以及RAM等在内的公知的微型计算机及其周边电路构成。该控制装置根据存储于该ROM内的控制程序而进行各种运算、处理，从而对上述的各种电致动器11、12d、14c等的动作进行控制。
另外，控制装置连接有内气温度传感器、外气温度传感器、日照传感器、蒸发器温度传感器、出口侧温度传感器以及出口侧压力传感器等空调控制用的传感器组，该内气温度传感器对车室内温度进行检测，该外气温度传感器对外气温度进行检测，该日照传感器对车室内的日照量进行检测，该蒸发器温度传感器对蒸发器14的吹出空气温度(蒸发器温度)进行检测，该出口侧温度传感器对散热器12出口侧制冷剂的温度进行检测，该出口侧压力传感器对散热器12出口侧制冷剂的压力进行检测，该控制装置被输入这些传感器组的检测值。
此外，配置于车室内前部的仪表盘附近的未图示的操作面板与控制装置的输入侧连接，来自设置于该操作面板的各种操作开关的操作信号被输入给控制装置。作为设置于操作面板的各种操作开关，设置有请求进行车室内空调的空调动作开关、设定车室内温度的车室内温度设定开关等。
另外，在本实施方式的控制装置中，对与其输出侧连接的各种控制对象设备的动作进行控制的控制单元一体地构成，但控制装置中的对各控制对象设备的动作进行控制的结构(硬件和软件)构成各控制对象设备的控制单元。例如，在本实施方式中，对压缩机11的电动机的动作进行控制的结构构成排出能力控制单元。
接着，使用图5的莫里尔图对上述结构中的本实施方式的动作进行说明。另外，在图5中，用粗实线表示本实施方式的喷射器式制冷循环10中的制冷剂的状态的变化，用粗虚线表示通过将压缩机、散热器、膨胀阀以及蒸发器连接成环状而构成的通常的制冷循环装置的制冷剂的状态。
在本实施方式中，当将操作面板的动作开关接通(ON)时，控制装置使压缩机11的电动机、冷却风扇12d、送风风扇14c等进行动作。由此，压缩机11吸入制冷剂，进行压缩并排出。
从压缩机11排出的高温高压制冷剂(图5的a5点)向散热器12的冷凝部12a流入，与从冷却风扇12d吹送的外气进行热交换，并进行散热而冷凝。由冷凝部12a冷凝后的制冷剂由接收部12b气液分离。由接收部12b气液分离后的液相制冷剂在过冷却部12c中与从冷却风扇12d吹送的外气进行热交换，进一步散热而成为过冷却液相制冷剂(图5的a5点→b5点)。
从散热器12的过冷却部12c流出的过冷却液相制冷剂被喷嘴通路13a等熵地减压并喷射(图5的b5点→c5点)，该喷嘴通路13a形成于喷射器13的减压用空间30b的内周面与通路形成部件35的外周面之间。此时，减压用空间30b的最小通路面积部30m中的制冷剂通路面积被调整为使蒸发器14出口侧制冷剂的过热度接近预定的规定的值。
并且，借助从喷嘴通路13a喷射的喷射制冷剂的吸引作用，从蒸发器14流出的制冷剂(图5的m5点)经由制冷剂吸引口31b和吸引用通路13b而被吸引。从喷嘴通路13a喷射的喷射制冷剂与经由吸引用通路13b而被吸引的吸引制冷剂流入扩散器通路13c而进行汇合(图5的c5点→d5点、n5点→d5点)。
这里，吸引用通路13b的下游侧形成为制冷剂通路面积逐渐缩小的形状。因此，对于穿过吸引通路30d的吸引制冷剂，一边使其压力降低(图5的m5点→n5点)，一边使流速增加。由此，能够缩小吸引制冷剂与喷射制冷剂的速度差，通过扩散器通路13c使吸引制冷剂与喷射制冷剂混合时的能量损失(混合损失)减少。
在扩散器通路13c中制冷剂通路面积的扩大，从而将制冷剂的动能转换成压能。由此，一边将喷射制冷剂和吸引制冷剂混合，一边使混合制冷剂的压力上升(图5的d5点→e5点)。从扩散器通路13c流出的制冷剂由气液分离空间30f气液分离(图5的e5点→f5点、e5点→g5点)。
由气液分离空间30f分离后的液相制冷剂(图5的g5点)由节流孔31i减压(图5的g5点→h5点)，并向蒸发器14流入。流入到蒸发器14的制冷剂从送风风扇14c所吹送的送风空气吸热而蒸发(图5的h5点→i5点→j5点→k5点→l5点→m5点)。由此，将送风空气冷却。
更详细而言，由节流孔31i减压后的制冷剂从蒸发器14的制冷剂流入口14a向形成于下风侧上方箱44内的入口侧空间Sp1流入。这里，被引导向蒸发器14的制冷剂流入口14a的制冷剂成为由气液分离空间30f对喷射器13的喷嘴通路13a所减压后的制冷剂(压力比压缩机11排出制冷剂低的制冷剂)进行气液分离得到的液相制冷剂。
因此，即使由气液分离空间30f气液分离后的液相制冷剂由节流孔30i减压，向入口侧空间Sp1刚要流入之前或者刚流入之后的制冷剂也成为干燥度比较低的气液二相制冷剂。根据本发明者们的研究发现，在本实施方式的喷射器式制冷循环10中，无论循环的负荷变动如何，向入口侧空间Sp1刚要流入之前或者刚流入之后的制冷剂的干燥度为0.2以下。
并且，当制冷剂在入口侧转弯路径Tn1中流通时，从送风空气吸热而使干燥度上升(图5的h5点→i5点)。从入口侧转弯路径Tn1流出的制冷剂在下风侧下方箱45内移动而向图3所示的第二转弯路径Tn2流入，当在第二转弯路径Tn2中流通时，进一步从送风空气吸热而使干燥度上升(图5的i5点→j5点)。
从第二转弯路径Tn2流出的制冷剂在下风侧上方箱44内移动，一部分经由连通路向上风侧上方箱42内流入。另外，在下风侧上方箱44内移动的剩余的制冷剂向图3所示的第三转弯路径Tn3流入，当在第三转弯路径Tn3中流通时，进一步从送风空气吸热而使干燥度上升(图5的j5点→k5点)。
从第三转弯路径Tn3流出的制冷剂从下风侧下方箱45经由其他的连通路而向上风侧下方箱43内流入。在本实施方式中，对下风侧热交换部40b的热交换能力进行调整，以使得经由各连通路从下风侧热交换部40b侧向上风侧热交换部40a侧流入的制冷剂的干燥度为0.4以上且为0.5以下。
另外，这样的热交换能力的调整例如能够通过使第一Tn1～第三转弯路径Tn3所形成的热交换部的面积改变而进行调整。
此外，从下风侧上方箱44内流入到上风侧上方箱42内的制冷剂向图4所示的第四转弯路径Tn4流入，当在第四转弯路径Tn4中流通时，进一步从送风空气吸热而使干燥度上升(图5的j5点→k5点)，与从下风侧下方箱45流入到上风侧下方箱43内的制冷剂汇合。
从第三转弯路径Tn3流出的制冷剂与从第四转弯路径Tn4流出的制冷剂的汇合制冷剂在上风侧下方箱43内移动而向图3所示的出口侧转弯路径Tn5流入，当在出口侧转弯路径Tn5中流通时，进一步从送风空气吸热而使干燥度上升(图5的k5点→m5点)。
另一方面，由气液分离空间30f分离后的气相制冷剂从气相制冷剂流出口31d流出，被压缩机11吸入，再次被压缩(图5的f5点→a5点)。
本实施方式的喷射器式制冷循环10像上述那样进行动作，能够对向车室内吹送的送风空气进行冷却。此外，在该喷射器式制冷循环10中，由于使压缩机11吸入由扩散器通路13c升压后的制冷剂，因此能够降低压缩机11的驱动动力，而提高循环效率(COP)。
另外，根据本实施方式的喷射器13，使制冷剂在回旋空间30a回旋，从而能够使回旋空间30a内的回旋中心侧的制冷剂压力降低到成为饱和液相制冷剂的压力、或者制冷剂进行减压沸腾(产生气蚀)的压力。由此，与回旋中心轴的外周侧相比，能够使得气相制冷剂大量存在于内周侧，而成为回旋空间30a内的回旋中心线附近呈气体单相、其周围呈液体单相的二相分离状态。
通过以这种方式使呈二相分离状态的制冷剂向喷嘴通路13a流入，而在喷嘴通路13a的前端尖细部131中，通过制冷剂从圆环状的制冷剂通路的外周侧壁面剥离时所产生的壁面沸腾以及因圆环状的制冷剂通路的中心轴侧的制冷剂的气蚀而产生的基于沸腾核的界面沸腾来促进制冷剂的沸腾。由此，向喷嘴通路13a的最小通路面积部30m流入的制冷剂成为气相与液相均质地混合的气液混合状态。
并且，在最小通路面积部30m的附近，气液混合状态的制冷剂的流动产生闭塞(阻塞)，因该阻塞而达到音速的气液混合状态的制冷剂被末端扩展部132加速而喷射。这样，通过基于壁面沸腾和界面沸腾这双方的沸腾促进而将气液混合状态的制冷剂高效地加速到音速，由此能够提高喷嘴通路13a中的能量转换效率。
另外，在本实施方式的喷射器13中，作为通路形成部件35，采用形成为伴随着远离减压用空间30b而截面积扩大的圆锥状的结构。因此，可以将扩散器通路13c的形状设为伴随着远离减压用空间30b而沿着通路形成部件35的外周扩展的形状。其结果为，能够将喷射器13整体的轴向尺寸缩短。
并且，在本实施方式的喷射器13中，由于在主体30的内部形成有气液分离空间30f，因此对于与喷射器13独立地设置有发挥相同的功能的气液分离器的情况，能够缩小气液分离空间30f的容积。
但是，在像本实施方式的喷射器式制冷循环10那样使由气液分离器分离后的液相制冷剂向蒸发器流入的循环结构的制冷循环装置中，在分离后的液相制冷剂中容易溶入大量的冷冻机油。因此，向蒸发器流入的液相制冷剂中的冷冻机油浓度容易变高。
此外，当向蒸发器流入的液相制冷剂中的冷冻机油浓度变高时，滞留在蒸发器内的冷冻机油量会增加，因此例如冷冻机油会附着在构成热交换部的管道的内壁面，容易使蒸发器的热交换性能变差。
因此，在通过将压缩机、散热器、膨胀阀以及蒸发器连接成环状而构成的“通常的制冷循环装置”中，如图6的粗虚线所示，伴随着向蒸发器流入的液相制冷剂中的冷冻机油浓度的上升，蒸发器的冷却能力会降低。
但是，根据本发明者们的试验研究，确认出在与本实施方式的喷射器式制冷循环10相同的循环结构的“具有气液分离器的制冷循环装置”中，像图6的粗实线所示那样，通过使向蒸发器流入的液相制冷剂中的冷冻机油浓度上升到5wt％左右，而提高蒸发器整体的冷却能力。更详细而言，确认出通过使冷冻机油浓度接近规定的浓度(峰值浓度)而使蒸发器整体的冷却能力成为极大值。
此外，本发明者们在对该机制进行了调查之后发现，在使由气液分离器分离后的液相制冷剂向蒸发器流入的制冷循环装置中，通过使向蒸发器流入的制冷剂的干燥度成为比较低的值(具体而言为干燥度0.2以下)而提高蒸发器的冷却能力。
其理由在于，在干燥度比较低的制冷剂中，通过使冷冻机油浓度接近峰值浓度，从而使冷冻机油的粒成为沸腾核从而促进液相制冷剂的沸腾。并且，通过促进液相制冷剂的沸腾，能够提高热交换部中的构成供该干燥度比较低的制冷剂流通的区域的管道等的传热率，能够提高蒸发器整体的冷却能力。
更具体而言，如图7所示，在热交换部中的供干燥度约比0.4低的制冷剂流通的区域中，与未溶入冷冻机油的制冷剂相比，使冷冻机油浓度处于峰值浓度(5wt％左右)的制冷剂流通的一方能够提高该区域中的局部性的传热率。
此外，热交换部中的供干燥度约比0.2低的制冷剂流通的区域的局部性的传热率成为比使未溶入冷冻机油的制冷剂流通时的局部性的传热率的最高值高的值。
另外，图7是表示从蒸发器的入口侧到出口侧的制冷剂流路中的制冷剂的干燥度与热交换部的局部性的传热率的关系的曲线图，用粗实线表示冷冻机油浓度为5wt％左右的制冷剂，用粗虚线表示冷冻机油浓度为0％(即，未溶入冷冻机油)的制冷剂。
与此相对，在本实施方式的喷射器式制冷循环10中，像上述那样以向蒸发器14的制冷剂流入口14a流入的制冷剂中的冷冻机油浓度为5wt％左右(峰值浓度)的方式混入冷冻机油，因此能够使蒸发器14整体的冷却能力接近极大值。
另一方面，在热交换部中的供干燥度比较低的制冷剂(具体而言为干燥度比0.4低的制冷剂)流通的区域中产生上述的热交换部的传热率的提高。此外，在热交换部中的供干燥度比较高的制冷剂(具体而言为干燥度是0.4以上的制冷剂)流通的区域中，因制冷剂的蒸发的进行而导致干燥度上升，因此不仅无法期待传热率的提高，还会因冷冻机油浓度的上升而导致热交换性能变差。
除此之外，当向蒸发器流入的制冷剂的干燥度变得比较低时，因制冷剂密度的上升而会导致流入到蒸发器的制冷剂的流速降低，因此将流入到蒸发器的制冷剂分配给各管道时的分配性变差。
因此，在本实施方式的喷射器式制冷循环10中，当将向蒸发器14流入的冷冻机油浓度设定成蒸发器的冷却能力为极大值的峰值浓度时，有可能导致蒸发器14所冷却的送风空气产生温度分布。
与此相对，根据本实施方式的蒸发器14，以使刚从入口侧空间Sp1流入到构成入口侧转弯路径Tn1的管道41之后的制冷剂的雷诺数Re满足数学式F1的方式设定各尺寸。
Re≥1800…(F1)
因此，从蒸发器14的制冷剂流入口14a向入口侧空间Sp1流入的制冷剂的流速不会大幅降低。
其结果为，即使是向制冷剂流入口14a侧引导由喷射器13的气液分离空间30f分离后的液相制冷剂的蒸发器14，也能够抑制从入口侧空间Sp1向构成入口侧转弯路径Tn1的各管道41分配制冷剂时的分配性的变差。
这里，在构成入口侧转弯路径Tn1的管道41中流通的制冷剂成为在蒸发器14内流通的制冷剂中的干燥度比较低的制冷剂。因此，热交换部40a、40b中的由入口侧转弯路径Tn1构成的入口侧的热交换区域成为在混入了冷冻机油的制冷剂流通时发挥较高的冷却能力的区域。
因此，通过抑制将制冷剂分配给构成入口侧转弯路径Tn1的各管道41时的分配性的变差，能够抑制由入口侧的热交换区域冷却后的送风空气所产生的温度分布。其结果为，对于蒸发器14整体，也能够有效地抑制冷却后的送风空气所产生的温度分布。
此外，根据本发明者们的试验研究还确认出：像图8所示那样，在雷诺数Re为1800以上的范围中，通过使冷冻机油浓度接近规定的浓度(峰值浓度)，无论循环的负荷变动如何，蒸发器14整体的冷却能力都可靠地取得极大值。另外，在如下的高负荷运转条件和低负荷运转条件下确认图8的试验结果。
在高负荷运转条件中，在循环中循环的制冷剂流量(即，相当于上述的制冷剂流量Gr)为130kg/h左右，向蒸发器14(具体而言为入口侧空间Sp1)刚要流入之前或者刚流入之后的制冷剂的干燥度为0.01左右。此外，在高负荷运转条件中，蒸发器14出口侧制冷剂压力为0.31Mpa左右，蒸发器14出口侧制冷剂过热度为10℃左右。
在低负荷运转条件中，在循环中循环的制冷剂流量为20kg/h左右，向蒸发器14(具体而言为入口侧空间Sp1)刚要流入之前或者刚流入之后的制冷剂的干燥度为0.02左右。此外，在低负荷运转条件中，蒸发器14出口侧制冷剂压力为0.37Mpa左右，蒸发器14出口侧制冷剂过热度为3℃左右。
另外，根据本实施方式的蒸发器14，以同时满足数学式F4、F5的方式设定各尺寸。
AT1/Ain≤3.5…(F4)Lg1/Din≤25…(F5)
这里，伴随着总计通路截面积AT1相对于入口通路截面积Ain变小，而向构成入口侧转弯路径Tn1的管道41流入的制冷剂的流速增加。因此，伴随着使总计通路截面积AT1相对于入口通路截面积Ain的比(AT1/Ain)变小，而容易提高将制冷剂从入口侧空间Sp1分配给构成入口侧转弯路径Tn1的各管道41时的分配性。
另外，伴随着长度方向的长度Lg1相对于入口等效直径Din变小，而容易使制冷剂到达距离制冷剂流入口14a最远的管道41。因此，伴随着使长度方向的长度Lg1相对于入口等效直径Din的比(Lg1/Din)变小，而容易提高将制冷剂从入口侧空间Sp1分配给构成入口侧转弯路径Tn1的各管道41时的分配性。
此外，根据本发明者们的研究发现：通过以同时满足数学式F4、F5的方式设定各尺寸，从而像图9的曲线图所示那样，能够一边使蒸发器14整体发挥较高的冷却能力，一边充分地抑制将制冷剂从入口侧空间Sp1分配给构成入口侧转弯路径Tn1的各管道41时的分配性的变差。其结果为，对于蒸发器14整体，也能够有效地抑制冷却后的送风空气所产生的温度分布。
另外，根据本实施方式的蒸发器14，作为热交换部，设置有上风侧热交换部40a和下风侧热交换部40b，以流入到制冷剂流入口14a的制冷剂按照下风侧热交换部40b→上风侧热交换器40a的顺序流通的方式进行连接。因此，能够成为由上风侧热交换部40a冷却后的送风空气进一步由下风侧热交换部40b冷却的结构。
在这样的结构中，在从送风空气的流动方向观察时，例如能够将下风侧热交换部40b中的发挥较高的冷却能力的区域与上风侧热交换部40a中的冷却能力变低的区域重合配置。因此，容易抑制送风空气所产生的温度分布。
此外，在本实施方式中，向制冷剂流入口14a流入的制冷剂的干燥度为0.2以下，从下风侧热交换部40b侧向上风侧热交换部40a侧流入的制冷剂的干燥度为0.4以上且0.5以下。
由此，在下风侧热交换部40b中，能够使干燥度比较低的制冷剂(具体而言为干燥度0.2～0.4左右的制冷剂)蒸发。另外，在上风侧热交换部40a中，能够使干燥度比较高的制冷剂(具体而言为干燥度0.4以上的制冷剂)蒸发。因此，能够使下风侧热交换部40b成为发挥比上风侧热交换部40a高的冷却能力的区域。
由此，能够抑制由上风侧热交换部40a冷却后的冷却对象流体所产生的温度分布以及由下风侧热交换部40b冷却后的冷却对象流体所产生的温度分布。其结果为，对于蒸发器14整体，能够更进一步有效地抑制冷却后的送风空气所产生的温度分布。
此外，在本实施方式中，由于入口侧空间Sp1形成于下风侧上方箱44内，因此能够使下风侧热交换部40b所发挥的冷却能力与上风侧热交换部40a所发挥的冷却能力相比进一步提高。因此，能够确保上风侧热交换部40a及下风侧热交换部40b的温度与送风空气的温度之间的温度差，而有效地冷却送风空气。
另外，根据本实施方式的蒸发器14，在上风侧热交换部40a与下风侧热交换部40b之间设置有多个用于使制冷剂流通的连通路。因此，也可以降低制冷剂在蒸发器14内流通时的通路压损。
(第二实施方式)
在本实施方式中，对相对于第一实施方式像图10所示那样变更了蒸发器14内的制冷剂流路结构的例子进行说明。另外，图10是与第一实施方式的图3对应的附图。
具体而言，在本实施方式中，在下风侧下方箱45的长度方向一端侧的底面形成有制冷剂流入口14a。因此，本实施方式的入口侧空间Sp1形成于下风侧下方箱45内。此外，在上风侧下方箱43的长度方向一端侧的底面形成有制冷剂流出口14b。
另外，如图10所示，在上风侧下方箱43、下风侧上方箱44、下风侧下方箱45的内部分别配置有对箱内的空间进行分隔的隔膜43a、44a、45a。
由此，在本实施方式的蒸发器14中，制冷剂像图10的粗实线箭头所示那样流动。具体而言，与第一实施方式相同，上风侧热交换部40a内的制冷剂流路和下风侧热交换部40b内的制冷剂流路被连接为流入到制冷剂流入口14a的制冷剂在下风侧热交换部40b中流通之后在上风侧热交换部40a中流通。
另外，在本实施方式的蒸发器14中，也如图10所示，在下风侧热交换部40b形成有制冷剂按照入口侧转弯路径Tn1→第二转弯路径Tn2→第三转弯路径Tn3的顺序流动的3个转弯路径。此外，在上风侧热交换部40a形成有制冷剂按照第四转弯路径Tn4→出口侧转弯路径Tn5的顺序流动的2个转弯路径。
关于其他的蒸发器14和喷射器式制冷循环10的结构和动作，与第一实施方式相同。因此，在本实施方式的蒸发器14中也与第一实施方式同样，能够有效地抑制由蒸发器14冷却后的送风空气所产生的温度分布。
此外，在本实施方式中，由于在下风侧下方箱45内形成有入口侧空间Sp1，因此能够抑制流入到入口侧空间Sp1内的制冷剂因重力的作用而向制冷剂流入口14a附近的管道41流入。因此，能够更进一步提高从入口侧空间Sp1分配给构成入口侧转弯路径Tn1的各管道41时的分配性。
(第三实施方式)
在上述的实施方式中，对于将蒸发器14应用于具有带有气液分离功能的喷射器13的喷射器式制冷循环10的例子进行了说明，但在本实施方式中，如图11的整体结构图所示，将蒸发器14应用于具有作为相互独立的结构设备而构成的喷射器15和气液分离器16的喷射器式制冷循环10。
更具体而言，本实施方式的喷射器15具有喷嘴部15a和主体部15b而构成。喷嘴部15a由朝向制冷剂的流动方向而逐渐前端尖细的大致圆筒状的金属(例如，不锈钢合金)等形成，通过形成在其内部的制冷剂通路(节流通路)使制冷剂等熵地减压膨胀。
在本实施方式中，作为喷嘴部15a，采用设定为在喷射器式制冷循环10的通常运转时从制冷剂喷射口喷射的喷射制冷剂的流速在音速以上的结构。作为这样的喷嘴部15a，也可以采用拉瓦尔喷嘴、前端尖细喷嘴中的任意喷嘴。
主体部15b由大致圆筒状的金属(例如，铝)或者树脂形成，作为在内部对喷嘴部15a进行支承固定的固定部件发挥功能，并且形成喷射器15的外壳。更具体而言，喷嘴部15a以收纳在主体部15b的长度方向一端侧的内部的方式被压入固定。因此，制冷剂不会从喷嘴部15a与主体部15b的固定部(压入部)泄漏。
另外，在主体部15b的外周面中的与喷嘴部15a的外周侧对应的部位形成有制冷剂吸引口15c，该制冷剂吸引口15c被设置为贯通其内外且与喷嘴部15a的制冷剂喷射口连通。该制冷剂吸引口15c是借助从喷嘴部15a喷射的喷射制冷剂的吸引作用而从喷射器15的外部向内部吸引从蒸发器14流出的制冷剂的贯通孔。
此外，在主体部15b的内部形成有吸引通路和作为升压部的扩散器部15d，该吸引通路将从制冷剂吸引口15c吸引的吸引制冷剂向喷嘴部15a的制冷剂喷射口侧引导，该扩散器部15d使从制冷剂吸引口15c经由吸引通路而流入到喷射器15的内部的吸引制冷剂与喷射制冷剂混合并进行升压。
扩散器部15d被配置为与吸引通路的出口连续，由使制冷剂通路面积逐渐扩大的空间形成。由此，实现一边使喷射制冷剂与吸引制冷剂混合，一边使其流速减速而使喷射制冷剂与吸引制冷剂的混合制冷剂的压力上升的功能(即，将混合制冷剂的速度能量转换成压能的功能)。
气液分离器16是对从喷射器15的扩散器部15d流出的制冷剂的气液进行分离的气液分离器。另外，在本实施方式中，作为气液分离器16，虽然采用内容积比较小的结构以使得分离后的液相制冷剂几乎不被储存而从液相制冷剂流出口流出，但也可以采用具有对循环内的剩余液相制冷剂进行储存的作为贮液单元的功能的结构。
压缩机11的吸入口侧与气液分离器16的气相制冷剂流出口连接。另外，蒸发器14的制冷剂流入口14a侧经由固定节流件16a与气液分离器16的液相制冷剂流出口连接。固定节流件16a实现与第一实施方式所说明的节流孔31i相同的功能，具体而言可以采用节流孔、毛细管等。
关于其他的喷射器式制冷循环10的结构和动作，与第一实施方式相同。即，本实施方式的喷射器式制冷循环10成为与上述的实施方式所说明的循环实质上同等的循环结构。
因此，在本实施方式中，从蒸发器14的制冷剂流入口14a流入的制冷剂的冷冻机油浓度为使蒸发器14的冷却能力为极大值的峰值浓度，干燥度为0.2以下。因此，在本实施方式的蒸发器14中也与第一实施方式同样，蒸发器14整体发挥较高的冷却能力，并且能够有效地抑制冷却后的送风空气所产生的温度分布。
(其他的实施方式)
本发明不限于上述的实施方式，在不脱离本发明的主旨的范围内，能够以如下的方式进行各种变形。另外，上述各实施方式所公开的单元也可以在能够实施的范围中适当组合。例如，也可以将第二实施方式中说明的蒸发器14应用于第三实施方式的喷射器式制冷循环10。
(1)在上述的实施方式中，对于将本发明的蒸发器14应用于喷射器式制冷循环10的例子进行了说明，但能够应用本发明的蒸发器14的制冷循环装置不限于此。
本发明的蒸发器14有效地应用于从制冷剂流入口14a流入的制冷剂的干燥度为比较低的值(具体而言，干燥度为0.2以下)的制冷循环装置。因此，有效地应用于如下制冷循环装置：在蒸发器14的上游侧配置有气液分离器，且向制冷剂流入口14a侧引导由气液分离器分离后的液相制冷剂。
此外，由气液分离器进行气液分离的制冷剂优选像上述的实施方式中说明的那样，是减压到比从压缩机11排出的高压制冷剂低的压力的制冷剂。其理由是因为从气液分离器到蒸发器14的制冷剂通路中的减压量越少，从制冷剂流入口14a流入的制冷剂的干燥度越低。
例如，也可以使本发明的蒸发器14应用于使由气液分离器分离后的气相制冷剂向压缩机的中间压制冷剂吸入口流入的循环结构的制冷循环装置(节能式制冷循环)，该制冷循环装置具有：压缩机，使制冷剂多阶段地升压；散热器，使从压缩机排出的高压制冷剂与外气(或者加热对象流体)进行热交换；高阶侧减压单元，使从散热器流出的制冷剂减压到中间压制冷剂；气液分离器，对由高阶侧减压单元减压后的制冷剂的气液进行分离；以及低阶侧减压单元，其使由气液分离器分离后的液相制冷剂减压到低压制冷剂。
此外，在应用于节能式制冷循环的情况下，只要使蒸发器14的制冷剂流入口14a侧与低阶侧减压单元的出口侧连接，使压缩机的低压制冷剂吸入口侧与蒸发器14的制冷剂流出口14b连接即可。
(2)在上述的实施方式中，对于构成为在下风侧箱(下风侧上方箱44和下风侧下方箱45)内形成入口侧空间Sp1，使流入到蒸发器14内的制冷剂按照下风侧热交换部40b→上风侧热交换部40a的顺序流通的例子进行了说明，但蒸发器14内的制冷剂流路结构不限于此。
例如，也可以构成为在上风侧箱(上风侧上方箱42和上风侧下方箱43)内形成入口侧空间Sp1，使流入到蒸发器14内的制冷剂按照上风侧热交换部40a→下风侧热交换部40b的顺序流通。
(3)构成喷射器式制冷循环10的各结构设备不限于上述的实施方式所公开的结构设备。
例如，在上述的实施方式中，对采用了电动压缩机作为压缩机11的例子进行了说明，但作为压缩机11，也可以采用借助经由滑轮、传送带等从车辆行驶用发动机传递的旋转驱动力而进行驱动的发动机驱动式的压缩机。此外，作为发动机驱动式的压缩机，可以采用能够根据排出容量的变化而对制冷剂排出能力进行调整的可变容量型压缩机、或者根据电磁离合器的断续而使压缩机的运转率改变从而对制冷剂排出能力进行调整的固定容量型压缩机。
另外，在上述的实施方式中，对于采用了过冷型的热交换器作为散热器12的例子进行了说明，但也可以采用只由冷凝部12a构成的通常的散热器。此外，也可以与通常的散热器一同采用对由该散热器散热后的制冷剂的气液进行分离并对剩余液相制冷剂进行储存的储液器(接收)。
(4)在上述的实施方式中，对于将具有本发明的蒸发器14的制冷循环装置(喷射器式制冷循环10)应用于车辆用空调装置的例子进行了说明，但具有本发明的蒸发器14的制冷循环装置的应用不限于此。例如，也可以应用于固定型空调装置、冷热保存库、自动售货机用冷却加热装置等。
本发明虽然根据实施例进行了记述，但理解为本发明不限于该实施例、构造。本发明还包含各种变形例、均等范围内的变形。除此之外，各种组合或方式、甚至包含其中只一个要素、一个要素以上、或者一个要素以下的其他组合或方式也纳入本发明的范畴或思想范围。

Claims (11)

1.一种蒸发器，应用于在制冷剂中混入了冷冻机油的蒸气压缩式的制冷循环装置(10)，该蒸发器的特征在于，具有：
制冷剂流入口(14a)，由气液分离器(30f、16)分离制冷剂而得到的液相制冷剂被导向该制冷剂流入口；
热交换部(40a、40b)，该热交换部具有层叠配置且内部供制冷剂流通的多根管道(41)，使制冷剂与冷却对象流体进行热交换；以及
箱(42～45)，该箱在所述多根管道(41)的层叠方向上延伸，与所述多根管道(41)的端部连接，从所述多根管道(41)集合制冷剂或者向所述多根管道(41)分配制冷剂，
将所述多根管道(41)中的一组管道所形成的流体路径定义为转弯路径，所述一组管道是使从所述箱(42～45)内的同一空间分配的制冷剂在同一方向上流动的管道，
所述箱(42～45)具有供制冷剂从所述制冷剂流入口(14a)流入的入口侧空间(Sp1)，将与所述入口侧空间(SP1)连接的转弯路径定义为入口侧转弯路径(Tn1)，
将ρ定义为向所述入口侧空间(Sp1)流入的制冷剂的密度，将Gr定义为向所述入口侧空间(Sp1)流入的制冷剂的质量流量，将AT1定义为构成所述入口侧转弯路径(Tn1)的一组所述多根管道(41)的总计通路截面积，将φDa定义为所述总计通路截面积(AT1)的总计等效直径，将μ定义为向所述入口侧空间(Sp1)流入的制冷剂的饱和液粘性系数，
流入到所述入口侧转弯路径(Tn1)的制冷剂的雷诺数Re被表示为
Re＝ρ×u×φDa/μ
u＝Gr/ρ×AT1，
成为
Re≥1800。
2.一种蒸发器，应用于在制冷剂中混入了冷冻机油的蒸气压缩式的制冷循环装置(10)，该蒸发器的特征在于，具有：
制冷剂流入口(14a)，由气液分离器(30f、16)分离制冷剂而得到的液相制冷剂被导向该制冷剂流入口；
热交换部(40a、40b)，该热交换部具有层叠配置且内部供制冷剂流通的多根管道(41)，使制冷剂与冷却对象流体进行热交换；以及
箱(42～45)，该箱在所述多根管道(41)的层叠方向上延伸，与所述多根管道(41)的端部连接，从所述多根管道(41)集合制冷剂或者向所述多根管道(41)分配制冷剂，
将所述多根管道(41)的一组管道所形成的流体路径定义为转弯路径，所述一组管道是使从所述箱(42～45)内的同一空间分配的制冷剂在同一方向上流动的管道，
所述箱(42～45)具有供制冷剂从所述制冷剂流入口(14a)流入的入口侧空间(Sp1)，
将与所述入口侧空间(SP1)连接的转弯路径定义为入口侧转弯路径(Tn1)，
将所述制冷剂流入口(14a)的入口通路截面积定义为Ain，并且将构成所述入口侧转弯路径(Tn1)的一组所述多根管道(41)的总计通路截面积定义为AT1，则
AT1/Ain≤3.5，
并且，将所述制冷剂流入口(14a)的入口等效直径定义为Din，并且将所述入口侧空间(Sp1)的所述层叠方向上的长度定义为Lg1，则
Lg1/Din≤25。
3.根据权利要求1或2所述的蒸发器，其特征在于，
所述多根管道(41)层叠配置成第一列和第二列，
所述热交换部(40a、40b)具有：
上风侧热交换部(40a)，该上风侧热交换部包含所述多根管道(41)中的第一列，使所述制冷剂与所述冷却对象流体进行热交换；以及
下风侧热交换部(40b)，该下风侧热交换部配置在所述上风侧热交换部(40a)的所述冷却对象流体的流动方向下游侧，包含所述多根管道(41)中的第二列，使所述制冷剂与所述冷却对象流体进行热交换，
所述上风侧热交换部(40a)内的制冷剂流路和所述下风侧热交换部(40b)内的制冷剂流路被连接如下：流入到所述制冷剂流入口(14a)的制冷剂在所述上风侧热交换部(40a)和所述下风侧热交换部(40b)中的一方流通之后，在所述上风侧热交换部(40a)和所述下风侧热交换部(40b)中的另一方流通。
4.根据权利要求3所述的蒸发器，其特征在于，
所述箱(42～45)具有：与所述下风侧热交换部(40b)的所述多根管道(41)中的第二列连接的下风侧箱(44、45)；以及与所述上风侧热交换部(40a)的所述多根管道(41)中的第一列连接的上风侧箱(42、43)，
所述入口侧空间(Sp1)位于所述下风侧箱(44、45)内。
5.根据权利要求3或4所述的蒸发器，其特征在于，
在所述上风侧热交换部(40a)与所述下风侧热交换部(40b)之间还具有使制冷剂流通的多个连通路。
6.根据权利要求3至5中的任意一项所述的蒸发器，其特征在于，
所述上风侧热交换部(40a)和所述下风侧热交换部(40b)中的一方被构成为，从所述上风侧热交换部(40a)和所述下风侧热交换部(40b)中的所述一方流出而向所述上风侧热交换部(40a)和所述下风侧热交换部(40b)中的另一方流入的制冷剂的干燥度为0.4以上。
7.根据权利要求1至6中的任意一项所述的蒸发器，其特征在于，
所述制冷循环装置(10)构成为向所述制冷剂流入口(14a)流入的制冷剂的干燥度为0.2以下。
8.一种蒸发器，应用于在制冷剂中混入了冷冻机油的蒸气压缩式的制冷循环装置(10)，该蒸发器的特征在于，具有：
制冷剂流入口(14a)，由气液分离器(30f、16)分离制冷剂而得到的液相制冷剂被导向该制冷剂流入口；
热交换部(40a、40b)，该热交换部具有层叠配置且内部供制冷剂流通的多根管道(41)，使制冷剂与冷却对象流体进行热交换；以及
箱(42～45)，该箱在所述多根管道(41)的层叠方向上延伸，与所述多根管道(41)的端部连接，从所述多根管道(41)集合制冷剂或者向所述多根管道(41)分配制冷剂，
所述多根管道(41)层叠配置成第一列和第二列，
所述热交换部(40a、40b)具有：
上风侧热交换部(40a)，该上风侧热交换部包含所述多根管道(41)中的第一列，使所述制冷剂与所述冷却对象流体进行热交换；以及
下风侧热交换部(40b)，该下风侧热交换部配置在所述上风侧热交换部(40a)的所述冷却对象流体的流动方向下游侧，包含所述多根管道(41)中的第二列，使所述制冷剂与所述冷却对象流体进行热交换，
所述上风侧热交换部(40a)内的制冷剂流路和所述下风侧热交换部(40b)内的制冷剂流路被连接如下：流入到所述制冷剂流入口(14a)的制冷剂在所述上风侧热交换部(40a)和所述下风侧热交换部(40b)中的一方流通之后，在所述上风侧热交换部(40a)和所述下风侧热交换部(40b)中的另一方流通，
所述制冷循环装置(10)构成为向所述制冷剂流入口(14a)流入的制冷剂的干燥度为0.2以下，
所述上风侧热交换部(40a)和所述下风侧热交换部(40b)中的一方被构成为，从所述上风侧热交换部(40a)和所述下风侧热交换部(40b)中的所述一方流出而向所述上风侧热交换部(40a)和所述下风侧热交换部(40b)中的另一方流入的制冷剂的干燥度为0.4以上。
9.根据权利要求1至8中的任意一项所述的蒸发器，其特征在于，
所述入口侧空间(Sp1)位于与所述多根管道(41)的铅垂方向下方侧的端部连接的箱(42～45)内。
10.根据权利要求1至9中的任意一项所述的蒸发器，其特征在于，
所述制冷循环装置(10)具有压缩并排出制冷剂的压缩机(11)，
所述气液分离器(30f、16)对减压到比从所述压缩机(11)排出的高压制冷剂的压力低的制冷剂的气液进行分离。
11.根据权利要求1至10中的任意一项所述的蒸发器，其特征在于，
所述制冷循环装置(10)具有压缩并排出制冷剂的压缩机(11)，
所述制冷循环装置(10)具有喷射器(13、15)，该喷射器(13、15)借助从喷嘴部喷射的喷射制冷剂的吸引作用而从外部吸引制冷剂，该喷嘴部使从所述压缩机(11)排出的高压制冷剂减压。
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