CN1332344A - 喷射循环系统 - Google Patents

喷射循环系统 Download PDF

Info

Publication number
CN1332344A
CN1332344A CN01115929A CN01115929A CN1332344A CN 1332344 A CN1332344 A CN 1332344A CN 01115929 A CN01115929 A CN 01115929A CN 01115929 A CN01115929 A CN 01115929A CN 1332344 A CN1332344 A CN 1332344A
Authority
CN
China
Prior art keywords
refrigerant
nozzle
circulating system
pressure
jet
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
CN01115929A
Other languages
English (en)
Other versions
CN1162666C (zh
Inventor
武内裕嗣
久米祥隆
押谷洋
尾形豪太
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Denso Corp
Original Assignee
Denso Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Family has litigation
First worldwide family litigation filed litigation Critical https://patents.darts-ip.com/?family=27531568&utm_source=google_patent&utm_medium=platform_link&utm_campaign=public_patent_search&patent=CN1332344(A) "Global patent litigation dataset” by Darts-ip is licensed under a Creative Commons Attribution 4.0 International License.
Priority claimed from JP2001128035A external-priority patent/JP3433737B2/ja
Application filed by Denso Corp filed Critical Denso Corp
Publication of CN1332344A publication Critical patent/CN1332344A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN1162666C publication Critical patent/CN1162666C/zh
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Fee Related legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B41/00—Fluid-circulation arrangements
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04F—PUMPING OF FLUID BY DIRECT CONTACT OF ANOTHER FLUID OR BY USING INERTIA OF FLUID TO BE PUMPED; SIPHONS
    • F04F5/00—Jet pumps, i.e. devices in which flow is induced by pressure drop caused by velocity of another fluid flow
    • F04F5/02—Jet pumps, i.e. devices in which flow is induced by pressure drop caused by velocity of another fluid flow the inducing fluid being liquid
    • F04F5/04—Jet pumps, i.e. devices in which flow is induced by pressure drop caused by velocity of another fluid flow the inducing fluid being liquid displacing elastic fluids
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04F—PUMPING OF FLUID BY DIRECT CONTACT OF ANOTHER FLUID OR BY USING INERTIA OF FLUID TO BE PUMPED; SIPHONS
    • F04F5/00—Jet pumps, i.e. devices in which flow is induced by pressure drop caused by velocity of another fluid flow
    • F04F5/44—Component parts, details, or accessories not provided for in, or of interest apart from, groups F04F5/02 - F04F5/42
    • F04F5/46—Arrangements of nozzles
    • F04F5/466—Arrangements of nozzles with a plurality of nozzles arranged in parallel
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60H—ARRANGEMENTS OF HEATING, COOLING, VENTILATING OR OTHER AIR-TREATING DEVICES SPECIALLY ADAPTED FOR PASSENGER OR GOODS SPACES OF VEHICLES
    • B60H1/00—Heating, cooling or ventilating [HVAC] devices
    • B60H1/32—Cooling devices
    • B60H2001/3286—Constructional features
    • B60H2001/3298—Ejector-type refrigerant circuits
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2309/00—Gas cycle refrigeration machines
    • F25B2309/06—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2341/00—Details of ejectors not being used as compression device; Details of flow restrictors or expansion valves
    • F25B2341/001—Ejectors not being used as compression device
    • F25B2341/0012—Ejectors with the cooled primary flow at high pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2341/00—Details of ejectors not being used as compression device; Details of flow restrictors or expansion valves
    • F25B2341/001—Ejectors not being used as compression device
    • F25B2341/0013—Ejector control arrangements
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2500/00—Problems to be solved
    • F25B2500/01—Geometry problems, e.g. for reducing size
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2500/00—Problems to be solved
    • F25B2500/18—Optimization, e.g. high integration of refrigeration components
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B9/00—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point
    • F25B9/002—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant
    • F25B9/008—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point characterised by the refrigerant the refrigerant being carbon dioxide

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Chemical Kinetics & Catalysis (AREA)
  • Jet Pumps And Other Pumps (AREA)

Abstract

一种喷射循环系统,喷射器(400)的混合部分(420)具有沿致冷剂流方向的长度(L)和等效直径(D2),且混合部分的长度与等效直径比(L/D2)等于或小于120。此外,混合部分的等效直径(D2)与喷射器的喷嘴(410)出口处的直径(D1)的比率(D2/D1)在1.05－10的范围。由此,喷射循环系统可在保持高喷射效率的同时工作。

Description

喷射循环系统
本发明涉及一种具有喷射器的喷射循环系统，在喷射器中，高压侧的致冷剂被减压和膨胀，使蒸发器中蒸发的气态致冷剂被吸入其中，并且通过将膨胀能转换成压力能，使将被吸入压缩机的致冷剂压力增大。
在喷射循环系统中，当喷射效率ηe低时，会使致冷剂循环效率降低，例如JP-A57-129360公开了一种喷射器，其中混合部分的直径是3-7mm，混合部分的长度是混合部分直径的8-12倍，扩压管的延伸角是4-6°，并且扩压管的长度是混合部分长度的10-14倍。本发明人研究和测试了这种喷射器，但不能得到充分的喷射效率。
考虑上述问题，本发明的目的是提供一种具有改善喷射效率的喷射循环系统。
本发明的另一个目的是提供一种喷射循环系统，系统改善了蒸发器中的致冷能力(热吸收能力)。
根据本发明，在一种喷射循环系统中，喷射器具有一个喷嘴，来自散热器高压侧致冷剂的压力能在其中被转化成速度能，使致冷剂减压并膨胀，还有压力增加部分，速度能量在其中转化成压力能量，使致冷剂增压，同时，使从所述喷嘴排放的致冷剂与从蒸发器吸入的致冷剂混合。所述喷嘴是一种其中具有喉管部分的扩张型喷嘴，这种扩张型喷嘴的致冷剂通道中的通道截面积在所述喉管部分变得最小。此外，这种扩张型喷嘴具有在所述喉管部分与喷嘴出口之间第一直径，以及在所述喉管与喉管上游的上游部分之间的第二直径，所述扩张型喷嘴的致冷剂通道中的通道截面积由此变小；而且，所述第一直径大于第二直径。所述压力增加部分具有沿致冷剂流方向的长度和最小等效直径，所述长度与最小等效直径之比等于或小于120，而所述压力增加部分的最小等效直径与喷嘴出口的等效直径之比在1.05-10范围。在这种情况下，本喷射循环系统可在保持高喷射效率的同时工作。
所述压力增加部分的形状最好使致冷剂从所述压力增加部分的致冷剂入口到出口沿等熵曲线变化。相应地，可使喷射效率进一步得到改善。
另外，所述压力增加部分具有致冷剂通道，通道具有一定的通道截面积，并且在所述加压部分致冷剂通道中从上游侧到下游侧，所述通道截面积基本为恒定。另外，在所述加压部分致冷剂通道中从上游侧到下游侧，所述通道截面积逐渐加大。因此，可使所述压力增加部分的结构被做得简单，并易于以低成本制造这种喷射器。
根据本发明，在一种喷射循环系统中，喷射器具有一个喷嘴，来自散热器的高压侧致冷剂流的压力能量在其中被转换成速度能量，使致冷剂减压和膨胀；混合部分，蒸发器中蒸发的气态致冷剂在其中由所述喷嘴喷射的高速致冷剂流被吸入，以与所述喷嘴喷射的致冷剂混合；还有扩压管，所述速度能量在其中转换成压力能量，使致冷剂的压力增加。所述混合部分具有沿致冷剂流方向的长度和等效直径，所述长度与等效直径之比等于或小于120。此外，所述混合部分的等效直径与喷嘴出口的等效直径之比在1.05-10范围。在这种情况下，可使喷射效率保持在20％以上。
所述致冷剂最好是二氧化碳，混合部分的等效直径与喷嘴出口的等效直径之比在1.3-5.3范围。在这种情况下，本喷射循环系统可在喷射效率保持高于40％的同时工作。
所述致冷剂最好是氟里昂(flon)，混合部分的等效直径与喷嘴出口处的等效直径之比在1.05-4.5范围。在这种情况下，本喷射循环系统可在喷射效率保持高于20％的同时工作。
所述扩压管具有致冷剂通道，该通道具有一定的通道截面积，所述通道截面积在扩压管的致冷剂通道中从上游侧到下游侧逐渐增大；所述扩压管具有一延伸角θd，它由扩压管的内表面与平行于扩压管中轴线的参照线确定，这个扩压管延伸角θd在0.2-34°范围。所述扩压管延伸角在0.2-7°度范围尤好，相应地，可使喷射效率进一步得到改善。
所述喷嘴的形状最好使致冷剂从喷嘴的致冷剂入口到致冷剂出口基本沿等熵曲线变化。因此即使致冷剂是混合致冷剂，如HFC-404、HFC-407、HFC-410，由于致冷剂在喷射器中基本沿等熵曲线变化，所以从喷射器到汽液分离器的致冷剂干度变小。因此，尽管本喷射系统中用混合致冷剂用作致冷剂，从汽液分离器供给蒸发器的致冷剂中气态致冷剂的比率变小，可使致冷剂从汽液分离器被送至蒸发器时发生的压力损失较小，并可使蒸发器的致冷能力(热吸收能力)得到改善。
根据本发明，在一种喷射循环系统中，喷射器的喷嘴具有致冷剂喷射部分，使致冷剂从这里喷出，所述喷嘴与汽液分离器连接成，使得在所述分离器内所述蒸发器中的气态致冷剂被从喷嘴喷出的高速致冷剂流吸入，而且，在从喷嘴排放的致冷剂与从蒸发器吸入的致冷剂混合时，使致冷剂的速度能量转换成压力能量。另外，喷射器混合部分的致冷剂出口与汽液分离器连接成，使得在所述分离器中，来自所述混合部分的致冷剂流的速度能量转换成压力能量，以增大致冷剂的压力。由于所述喷射器的喷嘴或混合部分与汽液分离器整体地连接，所以可将本喷射循环系统的尺寸做得较小，并可以低成本制造本喷射器。
根据本发明，在一种喷射循环系统中，喷射器具有第一喷嘴，来自散热器的高压侧致冷剂流的压力能量在其中被转换成速度能量，使致冷剂减压和膨胀，还具有第二喷嘴，它设置在所述第一喷嘴周围，使得来自蒸发器的致冷剂由第一喷嘴喷射的致冷剂流被吸入并被喷出；还具有压力增加部分，所述速度能量在其中被转换成压力能量，使第一喷嘴喷射的致冷剂与第二喷嘴喷射的致冷剂混合时，致冷剂的压力增大。所述第一喷嘴具有第一注入部分，来自散热器的致冷剂从这里被注入；所述第二喷嘴具有第二注入部分，来自蒸发器的致冷剂从这里被注入；并且所述第一注入部分和第二注入部分沿致冷剂流方向设置于喷射器致冷剂通道内基本相同的位置处。因此可改善本喷射循环的效能。
根据本发明，在一种喷射循环系统中，喷射器具有一个喷嘴，来自散热器高压侧致冷剂流的压力能量在其中被转换成速度能量，以使致冷剂减压和膨胀；还有混合部分，蒸发器中蒸发的气态致冷剂在其中被从所述喷嘴喷射的高速致冷剂流吸入，以与所述喷嘴喷射的致冷剂混合；还有扩压管，所述速度能量在其中被转换成压力能量，使致冷剂的压力增大。所述喷射器被构成，使得在混合部分内从蒸发器吸入的致冷剂流量与喷嘴喷射的致冷剂流量变得基本相等之后，致冷剂流入扩压管。因此，本喷射器中，使混合部分和扩压管中致冷剂的压力被有效地增加，并能提高喷射器的效率。
根据本发明，在一种喷射循环系统中，喷射器被构造成，当用二氧化碳作致冷剂时，混合部分压力的增量与喷射器中整个压力增量的压力增加比被设定为等于或大于50％。当用二氧化碳作致冷剂时，最好将混合部分的压力增量与喷射器中整个压力增量的压力增加比设定在55-80％范围。
另外，一种喷射器被构造成，当用氟里昂(flon)作致冷剂时，混合部分的压力增量与喷射器中整个压力增量的压力增加比被设定为等于或大于30％。当用氟里昂作致冷剂时，最好将混合部分压力增量与喷射器中整个压力增量的压力增加比设定在35-80％范围内。在这种情况下，也使喷射效率得到提高。
从以下结合附图的对优选实施例的详细描述，将使本发明的其它目的和优点愈为清晰，其中：
图1是本发明第一优选实施例喷射循环系统的示意图；
图2是所述第一实施例的喷射器放大示意图；
图3是所述第一实施例喷射循环系统的莫利尔曲线图(P-H图)；
图4是表示所述第一实施例喷射循环系统中喷射效率ηe与等效直径比D2/D1之间的关系曲线；
图5是表示所述第一实施例喷射循环系统中混合部分的比L/D2与喷射效率ηe之间的关系曲线；
图6是表示所述第一实施例中喷射效率ηe与使用膨胀阀的简单蒸汽压缩致冷剂循环系统相关的提高比率的特性之间的关系曲线；
图7是表示在本发明第二优选实施例喷射循环系统中喷射效率ηe与等效直径比D2/D1之间的关系曲线；
图8是表示在本发明第三优选实施例喷射循环系统中扩压管的延伸角θd与喷射效率ηe之间的关系曲线；
图9A和9B各表示本发明第四优选实施例喷射循环系统的喷嘴的剖面示意图；
图10A是本发明第五优选实施例喷射循环系统的喷射器的剖面示意图；图10B是图10A的右视图；
图11A和11B各表示本发明第六优选实施例喷射循环系统的喷嘴的剖面示意图；
图12是表示本发明第七优选实施例喷射循环系统的喷射器的剖面示意图；
图13是表示第七实施例的喷射器中增压部分的延伸角θd与压力增量(P2-P1)之间的关系曲线；
图14是表示第七实施例的喷射器中压力增量(P2-P1)与增压部分距离L’之间的关系曲线；
图15是表示本发明第八优选实施例喷射循环系统的喷射器示意图；
图16是表示本发明第九优选实施例喷射循环系统的喷射器示意图；
图17是本发明第十优选实施例喷射循环系统中与喷射器成一体的汽液分离器示意图；
图18是本发明第十一优选实施例喷射循环系统中与喷射器成一体的汽液分离器示意图；
图19是本发明第十二优选实施例的三维特性曲线图，表示从喷嘴的致冷剂出口到喷射器扩压管致冷剂出口的致冷剂相对流速与沿从喷射器的致冷剂通道截面中心的径向方向的径向位置之间的关系；
图20是表示第十二实施例的喷射器中压力增量与离开喷嘴出口的距离L之间的关系曲线；
图21是表示第十三优选实施例中当流量比α(Ge/Gn)作为参数，并以二氧化碳为致冷剂时，喷射循环系统的压力增加率β与喷射效率ηe之间的关系曲线；
图22是表示第十三实施例中在以二氧化碳为致冷剂、喷射效率ηe为最大时，喷射循环系统的压力增加率β与流量比α之间的关系曲线；
图23是表示第十三实施例中当流量α(Ge/Gn)作为参数，并以HFC为致冷剂时，喷射循环系统的压力增加率β与喷射效率ηe之间的关系曲线；
图24是表示第十三实施例在以HFC为致冷剂、喷射效率ηe为最大时，喷射循环系统的压力增加率β与流量比α之间的关系曲线；
图25是本发明第十四优选实施例中当使用混合致冷剂HFC-404A(R404A)作为致冷剂时，喷射循环系统的莫利尔曲线图(P-H图)；
图26是表示第十四实施例的一喷射循环系统中，混合部分的比率L/D2与喷射效率ηe之间的关系曲线；
图27是表示本发明一种改型的喷射循环系统的示意图。
下面参照附图说明本发明的优选实施例。
参照附图1-6，描述本发明的第一实施例。按照第一实施例，本发明的喷射循环系统通常被用作汽车空调器的以二氧化碳作为致冷剂的标准循环。
如图1所示，压缩机100，利用来自如汽车发动机的驱动源的驱动力吸入并压缩致冷剂，它被设置在喷射循环系统内。安装散热器200(气体冷却器)，使从压缩机100排放出的致冷剂与乘客座舱外面的空气热交换，并为外面的空气冷却。
蒸发器300设置在所述喷射循环系统中，使被吹入所述乘客座舱的空气与流过蒸发器300的液态致冷剂热交换。在蒸发器300中，由液态致冷剂的蒸发得到用以冷却空气的致冷性能。喷射器400使来自散热器200的致冷剂减压并膨胀，以使蒸发器300中蒸发的气态致冷剂被吸入其中，并将膨胀能量转换成压力能量，从而增大被吸入压缩机100中的致冷剂的压力。
如图2所示，所述喷射器400具有喷嘴410，它通过将从散热器200流来的致冷剂高压侧压力能(压差)转换成速度能(速度差)，而使致冷剂减压和膨胀；还有混合部分420，在蒸发器300中蒸发的气态致冷剂在此被从喷嘴410排放的高速致冷剂流(喷射流)吸入；还有扩压管430，所述速度能在其中被转换成压力能，以使被吸入压缩机100中的致冷剂的压力增大，同时来自喷嘴410的致冷剂与从蒸发器300中吸入的致冷剂混合。
在第一实施例中，确定喷嘴410和混合部分420的开口直径(通道直径)，使混合部分420的等效直径D2与喷嘴410出口的等效直径D1的等效直径比D2/D1成为1.05或更大。在第一实施例中，由于喷嘴410的出口和混合部分420是同心的，所以等效直径D1、D2分别是喷嘴410出口的直径和混合部分420的直径。
在第一实施例中，混合部分420的等效直径D2恒定，直到扩压管430为止。不过，混合部分420可为锥形的，使混合部分420的截面积S2朝向扩压管430变大。在这种情况下，混合部分420的等效直径D2在混合部分420的进口处被确定。
第一实施例的喷嘴410有一个喉管部分410a(节流部分)，这在喷嘴410的致冷剂通道上最小通道截面处。图2中的“r”表示所述喉管部分410a的径向尺寸。此外，喷嘴410为扩张型喷嘴，其中，在喉管部分410a与喷嘴410出口之间的尺寸B大于喉管部分410a与喷嘴410通道截面变小的位置之间的尺寸A。
在喷射器400中，从喷嘴410排放的致冷剂的压力，在包括混合部分420和扩压管430的压力增加部分中被增大。
图1中设置汽液分离器500，使从喷射器400排放的致冷剂流到汽液分离器500中。汽液分离器500储存来自喷射器400的致冷剂，并使气态致冷剂和液态致冷剂分离。汽液分离器500中分离的气态致冷剂被吸入压缩机100，而在汽液分离器500中分离的液态致冷剂被吸向蒸发器300。
连接汽液分离器500与蒸发器300的致冷剂通道301提供一条毛细管或固定喉管，使从汽液分离器500流向蒸发器300的致冷剂被减压，通过这种在致冷剂通道301中的减压，可有效地减小蒸发器300中的压力(蒸发压力)。
下面将描述第一实施例喷射循环系统的工作过程。压缩机100工作时，气态致冷剂被从汽液分离器500吸到压缩机100中，并且加压的致冷剂被送至散热器200。致冷剂在散热器200中被冷却，并流入喷射器400。从散热器200来的致冷剂在喷射器400的喷嘴410内被减压和膨胀，并且蒸发器300中的气态致冷剂被从喷嘴410来的高速致冷剂吸入混合部分420。同时，从蒸发器300吸入的致冷剂与从喷嘴410喷入的致冷剂在混合部分420中混合，致冷剂的动态压力(速度能量)在扩压管430中被转换成静态压力(压力能量)。此后，来自喷射器400的扩压管430的致冷剂流入汽液分离器500。
另一方面，由于蒸发器300中的致冷剂被吸入喷射器400，所以汽液分离器500中的液态致冷剂流入蒸发器300，并通过吸收拟吹入乘客座舱之空气的热量在蒸发器300中蒸发。
图3是表示第一实施例喷射循环系统的工作过程的莫利尔曲线图(P-H图)。图3中标示出图1所示不同位置处的致冷剂状态。根据混合部分420和扩散管439的工作效率，使压缩机100致冷剂分压的压力增量Δp变化，而且随着在喷嘴410的致冷剂进口(图1中C2所示的点)处的致冷剂与扩压管430致冷剂进口(图1中C3所示的点)的致冷剂之间的焓差Δie变大而变大。
下面将描述第一实施例喷射循环系统的特性(工作效果)。图4是第一实施例的模拟结果，示出等效直径比D2/D1与喷射效率ηe之间的关系。在图4中，致冷剂的质量流量值(下称“致冷剂流量”)被用作参数。如图4所示，当等效直径比D2/D1变为1.05或更大时，喷射效率ηe迅速增加。此外，当等效直径比D2/D1变为4或更大时，喷射效率ηe缓慢减小。
因此，当等效直径比D2/D1变为1.05或更大时，喷射循环系统可保持高喷射效率ηe(ηe＞20％)工作。可将等效直径比D2/D1设定在1.05-10范围内。
当把等效直径比D2/D1设定在1.3-5.3范围时，喷射循环系统可保持喷射效率ηe为40％或更高地工作。于是，即使外面的空气温度很高，喷射循环系统的性能系数(COP)趋于减小(如处于空转运行)，第一实施例的喷射循环系统对于使用R134a作为致冷剂的蒸汽压缩致冷剂循环，在COP方面有优势。
这里，在考虑致冷剂被吸入喷射器400之前的致冷剂速度能量的时候，喷射效率ηe由下述公式(1)确定：
ηe＝[Δp(Gn+Ge)/ρg-Ge(Ue2/2)]/(Δie·Gn)
   ＝[(Gn+Ge)/Δir-Ge(Ue2/2)]/(Δie·Gn)    …(1)
其中，Gn是流入散热器200(高压侧热交换器)中的致冷剂流量，Ge是流入蒸发器300(低压侧热交换器)中的致冷剂流量，Δie＝i(C2)-i(C3)，Δir＝i(C8′)-i(C8)，Δp＝PD-PL，Ue是致冷剂的吸入流速，ρg是吸入的致冷剂流的气体密度。这里的i(C2)、i(C3)、i(C8)和i(C8′)分别是图1中由C2、C3、C8和C8′所表示的点处的焓。
图5是第一实施例的模拟结果，示出L/D2比率与喷射效率ηe之间的关系，比率L/D2是混合部分420的长度L与混合部分420的等效直径D2之比。如图5所示，当比率L/D2是170或更小时，在用二氧化碳为致冷剂的喷射循环中，可使喷射效率ηe保持在5％或更高。
第一实施例中，将混合部分的比率L/D2设定为120或更小，使喷射效率ηe可保持在20％或更高。如图2所示，混合部分420的长度L是喷嘴410的致冷剂出口与扩压管430的致冷剂进口之间的长度。
当喷射效率ηe保持在20％或更高时，如图6所示，与采用膨胀阀的简单蒸汽压缩致冷剂循环相比，用二氧化碳为致冷剂之喷射循环系统的COP被提高约3％或更高。另外，与简单蒸汽压缩致冷剂循环相比，用R404A为致冷剂之喷射循环系统的COP被提高约8％或更高。另外，与采用简单蒸汽压缩致冷剂循环相比，用R134a为致冷剂之喷射循环系统的COP被提高约10％或更高。
当外面的温度在-30至55℃(放置散热器200位置处的温度)范围变化时，以及当里面空气的温度在-30至55℃(放置蒸发器300位置处的温度)范围变化时，可实现图5和6的模拟结果。
根据第一实施例，喷嘴410中的尺寸B被设定得大于尺寸A，比率L/D2被设定得等于或小于120，比率D2/D1被设定在1.05-10范围。由此如图4和5所示，不管致冷剂的流量和致冷剂材料，喷射循环系统都可以保持在高喷射效率ηe下工作。
下面参照图7描述本发明的第二优选实施例。在第二实施例中，使用氟里昂(flon)HFC-134a(R134a)作为致冷剂。在这种情况下，如图7所示，当等效直径比率D2/D1成为1.5或更大时，喷射效率ηe与致冷剂流量无关地迅速增大。因此，在第二实施例中，通过将等效直径比D2/D1设定在1.5-4.5范围，使喷射效率ηe得到提高。
如图7所示，在氟里昂用作致冷剂的情况下，当将等效直径比率D2/D1设定为1.05或更大时，可获得足够的喷射效率ηe。在第二及以下各实施例中，在没有关于这些方面的说明时，喷射器400具有等于或小于120的L/D2比，而且将扩张型喷嘴用作喷嘴410。
下面参照附图8说明本发明的第三实施例。在第三实施例中，通过优化扩压管430的延伸角θd(参见图2)改善喷射效率ηe。特别是将延伸角θd设定在0.2至34°范围，最好将延伸角θd设定在0.2至7°范围，比如在第三实施例中，延伸角θd被设定为6.5°。
图8是第三实施例的模拟结果，示出扩压管430的延伸角θd与喷射效率ηe之间的关系，如图8所示，当把延伸角θd设定在0.2至34°范围时，在使用二氧化碳作为致冷剂的喷射循环系统中，喷射效率ηe保持在20％或更高。
当外面的温度在-30至55℃(放置散热器200位置处的温度)范围变化，以及当里面空气的温度在-30至55℃(放置蒸发器300位置处的温度)范围变化时，可实现图8的模拟结果。
图8中的曲线“a”表示具有内换热器之喷射循环系统的模拟结果，在内换热器中，被吸入压缩机100的致冷剂与散热器200出口侧的致冷剂之间交换热量。此外，图8中的曲线“b”表示没有内换热器的喷射循环系统的模拟结果。
下面参照图9A和9B说明本发明的第四实施例。在第四实施例中，通过优化喷嘴410的形状提高喷射效率ηe。特别使喷嘴410的致冷剂通道形成，使得致冷剂在喷嘴410内从致冷剂进口侧到致冷剂出口侧基本等熵地变化。
相应地，由于致冷剂可在喷嘴410中绝热地膨胀，能够增加膨胀能量，因而提高喷射效率ηe。在扩压管430中，可由膨胀能量(能量复原)使致冷剂压力增大。
在本说明书中，致冷剂在喷嘴410内从致冷剂进口侧到致冷剂出口侧基本等熵地变化。这种基本等熵地变化意味着，产生于喷嘴410中从致冷剂进口侧到致冷剂出口侧的等熵热降能，70％或更多地被转换成动能。
在图9A中，作为第四实施例的一个例子，喷嘴410为扩张型喷嘴，它具有喉管部分，喷嘴410的致冷剂通道截面积在那里成为最小，而且在致冷剂进口侧有一个在0.05至20°范围的收缩角θn1。另外，在图9A中，在致冷剂进口侧的延伸角θn2在0.05至17.5°范围。作为另一例子，图9B中的喷嘴410是收缩型喷嘴，其中的致冷剂通道截面从喷嘴的致冷剂进口侧向着致冷剂出口侧变小，并且在致冷剂进口侧的收缩角θn1在0.05至20°范围。
喷嘴形状由下述公式(2)、(3)的模拟等式确定，即公式(2)是一个运动等式，公式(3)是一个质量等式。
    ηn·(h1－h2)＝(V22－V12)    …(2)
其中“h”是特定焓，“V”是致冷剂流速，ηn是喷嘴效率。
    G＝ηc·ρ·V·A    …(3)
其中A是截面积，G是致冷剂流量，“ρ”是密度，ηc是致冷剂流量系数。
下面参照附图10A和10B说明本发明的第五实施例。在第五实施例中，如图10A和10B所示，由多个(第五实施例中为3个)同心布置的喷嘴410构成喷嘴组440。此外，设置阀451-453，使流入多个喷嘴410的致冷剂流量分别被单独控制。在第五实施例中，每个喷嘴410都采用扩张型喷嘴，并将L/D比设定为等于或小于120。
根据喷射循环系统的工作状态控制每个阀451-453的开度。特别是，当喷射循环系统的热载荷增加时，增加致冷剂流入其中之喷嘴410的数量。这里的热载荷意味着，蒸发器300所要求的热吸收能力，或散热器200所要求的散热能力。另一方面，当喷射循环系统的热载荷降低时，减少致冷剂流入其中的喷嘴410的数量。
由于同心设置多个喷嘴410，与将多个喷嘴410在直线上布置的情况相比，避免了使喷嘴组440的尺寸扩大。此外，在第五实施例中，可使从喷嘴组440喷射的主动致冷剂流与从蒸发器300吸入喷射器400的吸入致冷剂流之间的接触面积增大。相应地，可使吸入的致冷剂流被更精确地吸入喷射器400，由此使吸入致冷剂流与主动致冷剂流之间的混合效率得以提高。
下面参照图11A和11B说明本发明的第六实施例。在第六实施例中，如图11A和11B所示，由多个(第六实施例中为3个)同心布置的喷嘴410构成喷嘴组440。另外，设置阀454，使流入多喷嘴组440的致冷剂流量受到控制。在第六实施例中，所述喷嘴410采用扩张型喷嘴，并将L/D比设定为等于或小于120。
在第六实施例中，当喷射循环系统的热载荷增加时，阀454的开度增加，因而流入喷嘴组440的致冷剂量增加。相反，当喷射循环系统的热载荷降低时，阀454的开度减小，从而流入喷嘴组合440的致冷剂量减少。
因此，在第六实施例中，与分别控制多个喷嘴410中每一个的第五实施例相比，可以减小用以控制致冷剂流量的阀的数目。作为第六实施例的一个例子，图11A中将各喷嘴410布置成，使各喷嘴410的致冷剂流的轴线基本上互相平行。作为第六实施例的另一个例子，图11B中将各喷嘴410布置成，使各喷嘴410的致冷剂流的轴线彼此交叉。
下面参照附图12-14说明本发明的第七实施例。在上述各实施例中，增压部分明确地分为混合部分420和扩压管430。然而，如图12所示，在第七实施例中，以整体方式形成混合部分420和扩压管430，形成增压部分423，在其中使致冷剂压力增大(恢复)，同时，从喷嘴410喷射的致冷剂与从蒸发器300吸入的致冷剂(吸入致冷剂流)混合。在所述增压部分423中，致冷剂通道截面积从上游侧到下游侧增加。
图13是表示增压部分423的延伸角θd与喷射器400中压力增量(P1－P2)之间关系的模拟结果。这里的压力增量是，喷射器400(增压部分423)致冷剂出口处的致冷剂压力P2与从蒸发器300吸入喷射器400的致冷剂压力P1之间的压力差(P1－P2)。如图13所示，当延伸角θd在0.2至4°范围(最好1.2°)时，压力增量可等于或大于上述在喷射器400中混合部分420与扩压管430彼此明确分开的实施例。
这里的模拟条件与第四和第五实施例相同，如图12所示，延伸角θd由增压部分423内壁表面和与增压部分423的中轴线平行的参考线限定。
第七实施例中，以整体方式形成混合部分420和扩压管430，同时保持足够的功能(增压性能)。因此，使喷射器400的结构简化，从而降低了喷射器400的制造成本。
图14是一个曲线图(模拟结果)，表示增加的压力(P2－P1)与从第七实施例喷射器400增压部分423的致冷剂进口到致冷剂出口的距离L′之间的关系，以及增加的压力(P2－P1)与从混合部分420和扩压管430彼此分开的对比实施例的混合部分420致冷剂进口到致冷剂出口距离L之间的关系。如图14所示，在对比实施例中，在混合部分420和扩压管430之间的连接部分产生一个压力损失Pa。因此，在第七实施例中，扩压管430需要足够大，以使致冷剂压力增加到与喷射器400中相同的压力。
这就是说，在第七实施例的扩压管430中，与对比实施例相比，即便使增压部分423(即喷射器400)被缩短一个缩短了的距离ΔL′，仍可获得大于对比实施例的致冷剂压力，由此，减小了喷射器400的尺寸。
如图13所示，即使在延伸角θd为零时，也即增压部分423的致冷剂通道截面积基本为恒定的，在主动致冷剂流与吸入致冷剂流混合的同时，仍可使致冷剂压力增大(恢复)。
如图12所示，在所述喷射循环系统中，使用以喷射吸入致冷剂流的吸入喷嘴411关于喷嘴410同轴设置。此外，最好将喷嘴410、411二者的致冷剂喷射部分410a、411a设置在基本相同的位置，比如在第七实施例中，位于增压部分423的进口部分处。
即使在第七实施例中喷射器400中，喷嘴410也可由扩张型喷嘴构成。此外，当增压部分423具有沿致冷剂流方向的长度L′和最小等效直径D2时，可将长度L′和最小等效直径D2之比设定为等于或小于120，并可将增压部分423最小等效直径D2与喷嘴410进口处等效直径D1之比设定在1.05-10范围。在这种情况下，与第一实施例类似，可以提高喷射效率ηe。
下面参照图15说明本发明的第八优选实施例。如图15所示，第八实施例是第六和第七实施例的组合。具体地说，使用由多个喷嘴410构成的喷嘴组440，并在喷射器400中形成整体的增压部分423。
下面参照图16说明本发明的第九优选实施例。如图16所示，在第九实施例中，将增压部分423形成，使增压部分423内的致冷剂从致冷剂进口侧到致冷剂出口测基本等焓变化。因此，可使致冷剂在增压部分423中绝热膨胀，从而，提高喷射效率ηe。
下面参照附图17说明本发明的第十优选实施例。如图17所示，喷嘴410致冷剂喷射部分410a一侧与汽液分离器500相连，而省略混合部分420和扩压管430(增压部分423)。也就是说，不再设置混合部分420和扩压管430(增压部分423)，而使喷嘴410致冷剂喷射部分410a一侧与汽液分离器500直接连接。由此，在蒸发器300中蒸发的气态致冷剂被主动致冷剂流吸入汽液分离器500。另外，在汽液分离器500内，速度能量转换成压力能量，同时使从蒸发器300吸入的致冷剂(吸入致冷剂流)与来自喷嘴410的主动致冷剂流混合，因此提高了致冷剂压力。结果，可使喷射循环系统的尺寸减小，并可使喷射循环系统的制造成本降低。
下面参照图18说明本发明的第十一优选实施例。如图18所示，混合部分420的致冷剂出口侧接入汽液分离器500内，并且从混合部分420排放之致冷剂的速度能量被转换成压力能量，从而增大了汽液分离器中致冷剂的压力。结果，也可使第十一实施例中的喷射循环系统的制造成本被降低。
下面参照图19和20说明本发明的第十二优选实施例。图19表示一个模拟结果，示出从喷嘴410的致冷剂出口到扩压管430的致冷剂出口的致冷剂流速(相对速度Vgi/Vgno)与沿从喷射器400致冷剂通道截面的中心起的径向的径向位置之间的关系。实现图19的模拟，同时假定致冷剂流的速度分布(气态流速度分布)是相对中轴线对称的，还假定在喷嘴410出口处致冷剂流速度是1。图中的A表示从喷嘴410的流出的喷射气态致冷剂流，B表示从蒸发器300吸入的气态致冷剂流(吸入气态流)。如图19所示，喷嘴410的喷射气态致冷剂的流速变低，同时喷射气态致冷剂吸入并加速从蒸发器300来的致冷剂。于是，在混合部分420的致冷剂出口侧(扩压管430的致冷剂进口侧)，如图19中“a”所示，喷射气态致冷剂的流速降低接近结束，又如图19中“b”所示，来自蒸发器300的吸入气态致冷剂被充分加速。也就是说，在混合部分420的致冷剂出口侧(扩压管430的致冷剂进口侧)，喷嘴410排放的气态致冷剂流与从蒸发器300吸入的气态致冷剂混合，使从蒸发器300吸入的气态致冷剂的流速近似等于喷嘴410的喷射气态致冷剂流速。在混合部分420混合的致冷剂流入扩压管430，而且致冷剂的压力在扩压管430中被增大，同时致冷剂的流速降低。
在理想的喷射器400中，致冷剂在混合部分420中被增压，使来自喷嘴410的主动致冷剂流(喷射致冷剂流)的动量和来自蒸发器300的吸入致冷剂流动量的总和得以被保持，并且致冷剂在扩压管430内也被增压，使它的能量得以被保持。然而，如果主动致冷剂流速并不与吸入致冷剂流量近似相等，而是它们的流速彼此有很大的差别，则难于有效地将速度能量转换成压力能量。因而在这种情况下，使扩压管430内的压力增量减小。另一方面，当主动致冷剂的流速与吸入致冷剂的流速变得近似相等之后，具有相同截面积的部分被延续，则由于表面摩擦力的缘故，使流入扩压管430的致冷剂的流速减小，并因此而使扩压管430中的压力增量减小。
于是，在第十二实施例中，适当地选择混合部分420的长度L，使得在因蒸发器300吸入的致冷剂流速与来自喷嘴410的主动致冷剂的流速变成基本相等之后，致冷剂流入扩压管430中。由此，可使喷射效率ηe被进一步提高。
如图20所示，当在混合部分420中的吸入致冷剂的流速与主动致冷剂的流速近似相等时，混合部分420中的致冷剂压力变得近似恒定，而且压力增加的比率近似为零。因此，通过检测喷嘴410致冷剂出口处的致冷剂压力，可以确定吸入致冷剂的流速变得近似等于主动致冷剂的流速。
以下参照图21-24说明本发明的第十三优选实施例。
在喷射器400内，致冷剂的压力在混合部分420中增大，使来自喷嘴410的主动致冷剂流(喷射致冷剂流)的动量和来自蒸发器300的吸入致冷剂流动量的总和得以被维持，而且，致冷剂的压力在扩压管430中增大，使它的能量得以被保持。然而，当为了增大混合部分420内的压力增加比率而增大混合部分420的通道截面积时，扩压管430内通道截面积的膨胀值被减小，也使扩压管430中的压力增量减小。
因此，在第十三实施例中，混合部分420内的压力增量ΔPm与喷射器400内压力增量ΔP的增压比率β(ΔPm/ΔP)被设定成使喷射效率ηe变得最大。这里的整个压力增量ΔP是混合部分420中压力增量ΔPm与扩压管430中压力增量ΔPd之和。
图21是一个模拟结果，示出在流量比α(Ge/Gn)作为参数，并使用二氧化碳为致冷剂时，增压比率β与喷射效率ηe之间的关系。这里的Gn是流入散热器200的致冷剂流量，Ge是流入蒸发器300的致冷剂流量。图22的曲线表示增压比率β与流量比α之间的关系，这里的喷射效率ηe变得最大。在图22的模拟中，二氧化碳用作致冷剂，并且外面的空气温度在15℃至45℃范围内变化。
另外，图23是一个模拟结果，示出在流量比α(Ge/Gn)作为参数，并使用HFC为致冷剂时，增压比率β与喷射效率ηe之间的关系。图24的曲线表示增压比率β与流量比α之间的关系，这里的喷射效率ηe变得最大。在图24的模拟中，HFC用作致冷剂，并且外面的空气温度在-20℃至45℃范围内变化。
如图21-24所示，在把二氧化碳用作致冷剂时，增压比率β设定为等于或大于50％。在这种情况下，当将增压比率β设定在50-80％的范围时，可使喷射效率ηe进一步得到提高。另一方面，当把HFC(flon)用作致冷剂时，可将增压比率β设定为等于或大于50％。在这种情况下，当将增压比率β设定在35-80％的范围时，可使喷射效率ηe进一步得到提高。
上述各实施例中，用二氧化碳或氟里昂作为致冷剂。然而，作为致冷剂，乙烯、乙烷、氧化氮、诸如丙烷的烃类族致冷剂，或者混合致冷剂，如HFC-404A、HFC-407或HFC-410，均可被使用。
下面参照图25和26说明本发明的第十四优选实施例。在第十四实施例中，通常用混合致冷剂HFC-404A(R404A)作致冷剂。在第十四实施例中，喷射循环系统的结构类似上述第一实施例，并省略其说明。
图25表示在使用HFC-404A(R404A)混合致冷剂时喷射循环系统的P-H曲线图。在图25中，示出图1中所示的不同位置(如C1、C2……)处的致冷剂状态。此外，线L(i)表示等熵曲线。如图25所示，混合致冷剂HFC-404A在喷射器400(喷嘴410)中沿等熵变化曲线减压。因此，与通常的蒸汽压缩致冷剂循环相比，一旦减压之后，可使致冷剂的干度较小。即从喷射器400排放的致冷剂具有较大的液态致冷剂比率。相应地，具有较小干度的气态致冷剂可由喷射器400供给到汽液分离器500中。
于是，从汽液分离器500供给蒸发器300的致冷剂所含气态致冷剂比例可被降大大减小，并且从汽液分离器500供给蒸发器300致冷剂时所产生的压力损失的变化范围被降得很小。因此，可使在蒸发器300中的压力变化较小，而且可使蒸发器300中致冷剂温度的变化(蒸发温度变化)较小。其结果是，使蒸发器300的致冷能力(热吸收能力)得到改善。
当使用单一致冷剂(如HFC-134a(R134a))时，与使用混合致冷剂HFC-404A的第十四实施例相比，在喷嘴410上游和下游之间的绝热热降(喷嘴效率)变小。
使沸点不同的多种致冷物质混合，得到混合致冷剂。因此，当使用混合致冷剂时，容易使蒸发器300内的温度变高。然而，在第十四实施中，虽然使用混合致冷剂HFC-404A(R404A)，但由于可使蒸发器300中的压力变化很小，仍可有效地限制蒸发器300内温度的增高。
图26是一个模拟结果，示出在流量比α(Ge/Gn)作为参数，并使用HFC-404A(R404A)作致冷剂时，混合部分420的比率L/D2与喷射效率ηe之间的关系。如图26所示，当把比率L/D2设定在2-152范围，并将延伸角θd设定在0.2-70°范围时，可使喷射效率ηe等于或大于10％。
在第十四实施例中，使用混合致冷剂HFC-404A(R404A)。但也可以使用其它混合致冷剂，如HFC-407(R407)和HFC-410(R410)。在这种情况下，通过适当地设定混合部分420的尺寸，可提高喷射效率ηe。
虽然已经参照附图结合优选实施例充分描述了本发明，但应说明，本专业技术人员可以得到多种变换和改型。
例如，如图27所示，在所述喷射循环中，可提供内换热器600，使从散热器200排放的致冷剂和拟被吸入压缩机100中的致冷剂在其中交换热量。
应能理解，这样的变换和改型均在由所附各权利要求限定的本发明范围中。

Claims (51)

1.一种喷射循环系统，包括：
压缩机，用于吸入和压缩致冷剂；
散热器，用于冷却从压缩机排放的致冷剂；
蒸发器，通过吸收热量使致冷剂在其中蒸发；
喷射器，它具有喷嘴，来自散热器高压侧致冷剂的压力能在其中被转化成速度能，使致冷剂减压并膨胀；还有压力增加部分，速度能量在其中被转化成压力能量，使致冷剂被增压，同时使从喷嘴放出的致冷剂与吸入蒸发器致冷剂混合；
汽液分离器，用以储存致冷剂，并使致冷剂分离成气态致冷剂和液态致冷剂；其中：
所述喷嘴是其中具有喉管部分的扩张型喷嘴，扩张型喷嘴的致冷剂通道中的通道截面积在所述喉管部分变得最小；
扩张型喷嘴具有在喉管部分与喷嘴出口之间的第一直径，和在喉管与喉管上游的上游部分之间的第二直径，扩张型喷嘴的致冷剂通道中通道的截面积从那里变小；并且第一直径大于第二直径；
压力增加部分具有沿致冷剂流的方向的长度和最小等效直径，长度与最小等效直径之比等于或小于120；
压力增加部分的最小等效直径与喷嘴出口的等效直径之比在1.05-10范围。
2.根据权利要求1所述的喷射循环系统，其特征在于：所述致冷剂是二氧化碳。
3.根据权利要求1所述的喷射循环系统，其特征在于：所述压力增加部分的形状使得致冷剂从压力增加部分的致冷剂入口到致冷剂出口沿等熵曲线变化。
4.根据权利要求1所述的喷射循环系统，其特征在于：
所述增压部分具有致冷剂通道，所述通道有一定通道截面积；
在加压部分的致冷剂通道中从上游侧到下游侧所述通道截面积基本恒定。
5.根据权利要求1所述的喷射循环系统，其特征在于：
所述增压部分具有致冷剂通道，所述通道有一定的通道截面积；
在加压部分的致冷剂通道中从上游侧到下游侧所述通道截面积逐渐增大。
6.根据权利要求5所述的喷射循环系统，其特征在于：所述增压部分具有延伸角θd，它由所述增压部分的内表面和平行于增压部分中轴线的参照线限定，并且所述延伸角等于或小于4°。
7.根据权利要求1-6任一项所述的喷射循环系统，其特征在于：所述喷嘴由具有多个喷嘴部件的喷嘴组构成。
8.根据权利要求1、3-5任一项所述的喷射循环系统，其特征在于：所述致冷剂是混合多种致冷物质得到的混合致冷剂。
9.根据权利要求8所述的喷射循环系统，其特征在于：所述混合致冷剂是HFC-404A。
10.根据权利要求8所述的喷射循环系统，其特征在于：所述混合致冷剂是HFC-407。
11.根据权利要求8所述的喷射循环系统，其特征在于：所述混合致冷剂是HFC-410。
12.一种喷射循环系统，包括：
压缩机，用于吸入和压缩致冷剂；
散热器，用于冷却从压缩机排放的致冷剂；
蒸发器，通过吸收热量使致冷剂在其中蒸发；
喷射器，它具有喷嘴，来自散热器高压侧致冷剂的压力能在其中被转化成速度能，使致冷剂减压并膨胀；混合部分，蒸发器中蒸发的气态致冷剂在其中被从喷嘴喷射的高压致冷剂流吸入；扩压管，速度能量在其中被转换成压力能量，使致冷剂的压力增加，同时使从所述喷嘴排放的致冷剂与从所述蒸发器吸入的致冷剂混合；
汽液分离器，用以储存致冷剂，并使致冷剂分离成气态致冷剂和液态致冷剂；其中：
所述喷嘴是其中具有喉管部分的扩张型喷嘴，扩张型喷嘴的致冷剂通道中的通道截面积在所述喉管部分变得最小；
所述扩张型喷嘴具有在喉管部分与喷嘴的出口之间的第一直径，和在喉管部分与喉管部分上游的上游部分之间的第二直径，扩张喷嘴的致冷剂通道中通道截面积累由此变小：并且第一直径大于第二直径；
所述混合部分具有沿致冷剂流方向的长度和等效直径，所述长度与等效直径之比等于或小于120；
所述混合部分的等效直径与喷嘴出口处的等效直径之比在1.05-10范围。
13.根据权利要求12所述的喷射循环系统，其特征在于：
所述致冷剂是二氧化碳；
所述混合部分的等效直径与喷嘴出口处的等效直径之比在1.3-5.3范围。
14.根据权利要求12所述的喷射循环系统，其特征在于：
所述致冷剂是氟里昂；
所述混合部分的等效直径与喷嘴出口处的等效直径之比在1.05-4.5范围。
15.根据权利要求12的所述喷射循环系统，其特征在于：
所述扩压管具有致冷剂通道，所述通道有一定的通道截面积；
所述通道截面在扩压管的致冷剂通道中从上游侧到下游侧逐渐增大；
所述扩压管具有延伸角θd，它由扩压管的内表面和平行于扩压管中轴线的参照线限定，所述扩压管的延伸角θd在0.2-34°范围。
16.根据权利要求15所述的喷射循环系统，其特征在于：所述扩压管的延伸角θd在0.2-7°范围。
17.根据权利要求12所述的喷射循环系统，其特征在于：
所述喷嘴在从喉管的致冷剂进口侧上游具有收缩角θn1，而在从喉管的致冷剂进口侧下游具有扩张角θn2；
所述收缩角θn1在0.05至20°范围，所述扩张角θn2在0.05至17.5°范围。
18.根据权利要求12所述的喷射循环系统，其特征在于：所述喷嘴的形状使得致冷剂从喷嘴的致冷剂入口到出口沿等熵曲线变化。
19.根据权利要求12所述的喷射循环系统，其特征在于：
所述喷嘴由具有多个喷嘴部件的喷嘴组构成；所述系统还包括：
用于控制流入所述喷嘴组中致冷剂流量的阀。
20.根据权利要求19所述的喷射循环系统，其特征在于：所述阀具有多个阀件，分别独立地控制流入喷嘴部件中致冷剂的流量。
21.根据权利要求19所述的喷射循环系统，其特征在于：所述喷嘴部件被同心布置。
22.根据权利要求12-21任一项所述的喷射循环系统，其特征在于：所述致冷剂是混合多种致冷物质得到的混合致冷剂。
23.根据权利要求22所述的喷射循环系统，其特征在于：所述混合致冷剂是HFC-404A。
24.根据权利要求22所述的喷射循环系统，其特征在于：所述混合致冷剂是HFC-407。
25.根据权利要求22所述的喷射循环系统，其特征在于：所述混合致冷剂是HFC-410。
26.一种喷射循环系统，包括：
压缩机，用于吸入和压缩致冷剂；
散热器，用于冷却从压缩机排放的致冷剂；
蒸发器，致冷剂在其中通过吸收热量被蒸发；
喷嘴，来之散热器高压侧致冷剂的压力能在其中被转化成速度能，以使致冷剂减压并膨胀；
汽液分离器，用于储存致冷剂，并使致冷剂分离成气态致冷剂和液态致冷剂；其中：
所述喷嘴具有致冷剂喷射部分，使致冷剂从这里喷出；
所述喷嘴与汽液分离器连接成，使得在分离器内所述蒸发器中的气态致冷剂被从喷嘴喷出的高速致冷剂流吸入，并在从喷嘴排放的致冷剂与从蒸发器吸入的致冷剂混合时，致冷剂的速度能量被转换成压力能量。
27.一种喷射循环系统，包括：
压缩机，用于吸入和压缩致冷剂；
散热器，用于冷却从压缩机排放的致冷剂；
蒸发器，致冷剂在其中通过吸收热量被蒸发；
喷嘴，来自散热器高压侧致冷剂的压力能在其中被转化成速度能，以使致冷剂减压并膨胀；
混合部分，由从喷嘴喷射的高速致冷剂流将蒸发器中蒸发的气态致冷剂吸入其中，并使从喷嘴排放的致冷剂与从蒸发器吸入的致冷剂在其中混合；
汽液分离器，用于储存致冷剂，并使致冷剂分离成气态致冷剂和液态致冷剂；其中：
所述混合部分的致冷剂出口侧以如下方式被连接到汽液分离器，也即使得从该混合部分流来的致冷剂的速度能量在所述汽液分离器中被转换成压力能量，使致冷剂的压力增大。
28.一种喷射循环系统，包括：
压缩机，用于吸入和压缩致冷剂；
散热器，用于冷却从压缩机排放的致冷剂；
蒸发器，致冷剂在其中通过吸收热量被蒸发；
喷射器，具有第一喷嘴，来自散热器高压侧致冷剂流的压力能量在其中被转换成速度能量，以使致冷剂减压和膨胀；第二喷嘴，它被设置在第一喷嘴周围，使来自蒸发器的致冷剂由第一喷嘴喷射的致冷剂流被吸入并被喷出；压力增加部分，速度能量在其中转换成压力能量，使得在第一喷嘴喷射的致冷剂与第二喷嘴喷射的致冷剂混合时，致冷剂的压力被增大，其中：
第一喷嘴具有第一注入喷射部分，来自散热器的致冷剂从这里被注入；第二喷嘴具有第二注入部分，来自蒸发器的致冷剂从这里被注入；
所述第一注入部分和第二注入部分沿致冷剂流方向，被设置于喷射器致冷剂通道内基本相同的位置处。
29.一种喷射循环系统，包括：
压缩机，用于吸入和压缩致冷剂；
散热器，用于冷却从压缩机排放的致冷剂；
蒸发器，致冷剂在其中通过吸收热量被蒸发；
喷射器，它具有喷嘴，来自散热器高压侧致冷剂流的压力能量在其中被转换成速度能量，以使致冷剂减压和膨胀；混合部分，蒸发器中蒸发的气态致冷剂在其中被喷嘴所喷射的高速致冷剂流吸入，以与喷嘴喷射的致冷剂混合的；扩压管，速度能量在其中被转换成压力能量，使致冷剂的压力增大；
汽液分离器，用于储存致冷剂，并使致冷剂分离成气态致冷剂和液态致冷剂；
其中，所述喷射器被构造成，使得在混合部分内从蒸发器吸入的致冷剂流量与喷嘴喷射的致冷剂流量变得基本相等之后，来自混合部分的致冷剂流入所述扩压管。
30.根据权利要求29所述的喷射循环系统，其特征在于：所述喷嘴是其中具有喉管部分的扩张型喷嘴，所述扩张型喷嘴的致冷剂通道中的通道截面积在喉管部分变得最小；
所述扩张型喷嘴具有在喉管部分与喷嘴的出口之间的第一直径，和在喉管部分与喉管部分上游的上游部分之间的第二直径，扩张型喷嘴的致冷剂通道中的通道截面积由此变小；第一直径大于第二直径；
所述压力增加部分的等效直径与喷嘴出口的等效直径之比在1.05-10范围。
31.根据权利要求30所述的喷射循环系统，其特征在于：
所述致冷剂是二氧化碳；
所述混合部分的等效直径与喷嘴出口处的等效直径之比在1.3-5.3范围。
32.根据权利要求30所述的喷射循环系统，其特征在于：
所述致冷剂是氟里昂；
所述混合部分的等效直径与喷嘴出口处的等效直径之比在1.04-4.5范围。
33.根据权利要求30所述的喷射循环系统，其特征在于：
所述扩压管具有致冷剂通道，所述通道有一定的通道截面积；
所述通道截面积在扩压管的致冷剂通道内从上游侧到下游侧逐渐增大；
所述扩压管具有延伸角θd，它由扩压管的内表面和平行于扩压管中轴线的参照线限定，扩压管的延伸角θd在0.2-34°度范围。
34.根据权利要求30所述的喷射循环系统，其特征在于：所述扩压管的延伸角θd在0.2-7°范围。
35.根据权利要求29所述的喷射循环系统，其特征在于：
所述喷嘴由具有多个喷嘴部件的喷嘴组构成，所述系统还包括：
用于控制流入喷嘴组的致冷剂流量的阀。
36.根据权利要求35所述的喷射循环系统，其特征在于：所述阀具有多个阀部件，分别独立地控制流入喷嘴部件中的致冷剂流量。
37.根据权利要求35所述的喷射循环系统，其特征在于：所述各喷嘴部件被同心设置。
38.根据权利要求29-37任一项所述的喷射循环系统，其特征在于：所述致冷剂是混合多种致冷物质得到的混合致冷剂。
39.根据权利要求38所述的喷射循环系统，其特征在于：所述混合致冷剂是HFC-404A。
40.根据权利要求38所述的喷射循环系统，其特征在于：所述混合致冷剂是HFC-407。
41.根据权利要求38所述的喷射循环系统，其特征在于：所述混合致冷剂是HFC-410。
42.一种喷射循环系统，包括：
压缩机，用于吸入和压缩致冷剂；
散热器，用于冷却从压缩机排放的致冷剂；
蒸发器，致冷剂在其中通过吸收热量被蒸发；
喷射器，具有喷嘴，来自散热器高压侧致冷剂的压力能在其中被转化成速度能，以使致冷剂减压并膨胀；混合部分，蒸发器中蒸发的气态致冷剂在其中被由喷嘴喷射的高压致冷剂流吸入，以与喷嘴喷射的致冷剂混合；扩压管，速度能量在其中转换成压力能量，以使致冷剂的压力增大；
汽液分离器，用于存致冷剂，并使致冷剂分离成气态致冷剂和液态致冷剂；其中：
喷射器，它被构造成在用二氧化碳为致冷剂时，混合部分内的压力增量与喷射器中的整个压力增量的压力增加比被设定为等于或大于50％。
43.根据权利要求42所述的喷射循环系统，其特征在于：所述混合部分的压力增量与喷射器中的整个压力增量的压力增加比被设定在55-80％的范围。
44.一种喷射循环系统，包括：
压缩机，用于吸入和压缩致冷剂；
散热器，用于冷却从压缩机排放的致冷剂；
蒸发器，致冷剂在其中通过吸收热量被蒸发；
喷射器，具有喷嘴，来自散热器高压侧致冷剂的压力能在其中被转化成速度能，以使致冷剂减压并膨胀；混合部分，蒸发器中蒸发的气态致冷剂在其中被由喷嘴喷射的高压致冷剂流吸入，以与喷嘴喷射的致冷剂混合；扩压管，速度能量在其中转换成压力能量，以使致冷剂的压力增大；
汽液分离器，用于储存致冷剂，并使致冷剂分离成气态致冷剂和液态致冷剂；其中：
喷射器，它被构造成在使用氟里昂作致冷剂时，所述混合部分的压力增量与喷射器中的整个压力增量的压力增加比被设定为等于或大于30％。
45.根据权利要求44所述的喷射循环系统，其特征在于：在使用氟里昂作致冷剂时，所述混合部分的压力增量与喷射器中的整个压力增量的压力增加比被设定在35-80％范围。
46.根据权利要求42或43所述的喷射循环系统，其特征在于：所述喷嘴是其中具有喉管部分的扩张型喷嘴，所述扩张型喷嘴的致冷剂通道中的通道截面积在喉管部分变得最小；
所述扩张型喷嘴具有在喉管部分与喷嘴的出口之间的第一直径(B)，和在喉管部分与喉管部分上游的上游部分之间的第二直径(A)，所述扩张型喷嘴的致冷剂通道中的通道截面积由此变小；第一直径大于第二直径。
47.根据权利要求46所述的喷射循环系统，其特征在于：所述混合部分具有沿致冷剂流方向的长度(L)和等效直径(D2)，所述长度与等效直径之比(L/D2)等于或小于120；
所述混合部分的等效直径与所述喷嘴出口处的等效直径之比在1.05-10范围。
48.根据权利要求47所述的喷射循环系统，其特征在于：所述混合部分的等效直径与所述喷嘴出口处的等效直径之比在1.3-5.3范围。
49.根据权利要求44或45所述的喷射循环系统，其特征在于：所述喷嘴是其中具有喉管部分的扩张型喷嘴，所述扩张型喷嘴的致冷剂通道中的通道截面积在喉管部分变得最小；
所述扩张型喷嘴具有在喉管部分与喷嘴的出口之间的第一直径(B)，和在喉管部分与喉管部分上游的上游部分之间的第二直径(A)，所述扩张型喷嘴的致冷剂通道中的通道截面积由此变小；第一直径大于第二直径。
50.根据权利要求49所述的喷射循环系统，其特征在于：所述混合部分具有沿致冷剂流方向的长度(L)和等效直径(D2)，所述长度与等效直径之比(L/D2)等于或小于120；
所述混合部分的等效直径与所述喷嘴出口处的等效直径之比在1.05-10范围。
51.根据权利要求50所述的喷射循环系统，其特征在于：所述混合部分的等效直径与所述喷嘴出口处的等效直径之比在1.05-4.5范围。
CNB011159294A 2000-06-01 2001-05-31 喷射循环系统 Expired - Fee Related CN1162666C (zh)

Applications Claiming Priority (10)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2000164884 2000-06-01
JP164884/2000 2000-06-01
JP38998/2001 2001-02-15
JP2001038998 2001-02-15
JP113076/2001 2001-04-11
JP2001113076 2001-04-11
JP2001128034 2001-04-25
JP2001128035A JP3433737B2 (ja) 2001-04-25 2001-04-25 エジェクタサイクル
JP128035/2001 2001-04-25
JP128034/2001 2001-04-25

Related Child Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CNB200410002854XA Division CN1276227C (zh) 2000-06-01 2001-05-31 一种喷射循环系统

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN1332344A true CN1332344A (zh) 2002-01-23
CN1162666C CN1162666C (zh) 2004-08-18

Family

ID=27531568

Family Applications (2)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CNB200410002854XA Expired - Fee Related CN1276227C (zh) 2000-06-01 2001-05-31 一种喷射循环系统
CNB011159294A Expired - Fee Related CN1162666C (zh) 2000-06-01 2001-05-31 喷射循环系统

Family Applications Before (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CNB200410002854XA Expired - Fee Related CN1276227C (zh) 2000-06-01 2001-05-31 一种喷射循环系统

Country Status (6)

Country Link
US (1) US6438993B2 (zh)
EP (2) EP1160522B1 (zh)
KR (1) KR100393170B1 (zh)
CN (2) CN1276227C (zh)
AU (1) AU758419B2 (zh)
DE (1) DE60112184T2 (zh)

Cited By (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6904769B2 (en) 2002-05-15 2005-06-14 Denso Corporation Ejector-type depressurizer for vapor compression refrigeration system
US7334427B2 (en) 2003-03-05 2008-02-26 Nippon Soken, Inc. Ejector with tapered nozzle and tapered needle
CN100441981C (zh) * 2003-01-16 2008-12-10 柳庆鲧 制冷系统
CN100580344C (zh) * 2005-04-05 2010-01-13 株式会社电装 用于喷射器型制冷循环的单元
CN101329115B (zh) * 2005-02-15 2011-03-23 株式会社电装 具有喷射器的蒸发器结构
CN102282433B (zh) * 2009-01-20 2013-07-31 松下电器产业株式会社 致冷循环设备
CN103620323A (zh) * 2011-06-27 2014-03-05 开利公司 喷射器混合器
CN105431640A (zh) * 2013-08-01 2016-03-23 株式会社电装 喷射器
CN107061375A (zh) * 2017-06-20 2017-08-18 农业部南京农业机械化研究所 一种液体输送用射流泵的设计方法
CN108980120A (zh) * 2017-06-05 2018-12-11 深圳市和科达超声设备有限公司 真空发生器及其制造方法

Families Citing this family (66)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN1192196C (zh) * 2000-07-13 2005-03-09 三菱重工业株式会社 喷射泵以及冷冻机
JP4679701B2 (ja) * 2000-08-10 2011-04-27 本田技研工業株式会社 燃料電池の流体供給装置と燃料供給システム
JP3818115B2 (ja) * 2001-10-04 2006-09-06 株式会社デンソー エジェクタサイクル
JP3903766B2 (ja) * 2001-10-30 2007-04-11 株式会社日本自動車部品総合研究所 エジェクタ
DE10302356A1 (de) * 2002-01-30 2003-07-31 Denso Corp Kältekreislauf mit Ejektorpumpe
JP3941602B2 (ja) * 2002-02-07 2007-07-04 株式会社デンソー エジェクタ方式の減圧装置
JP2003262432A (ja) * 2002-03-08 2003-09-19 Denso Corp 蒸気圧縮式冷凍機用の熱交換器
JP3928470B2 (ja) * 2002-04-26 2007-06-13 株式会社デンソー 車両用空調装置
JP3928471B2 (ja) * 2002-04-26 2007-06-13 株式会社デンソー 車両用空調装置
JP4120296B2 (ja) 2002-07-09 2008-07-16 株式会社デンソー エジェクタおよびエジェクタサイクル
JP3956793B2 (ja) 2002-07-25 2007-08-08 株式会社デンソー エジェクタサイクル
JP4075530B2 (ja) * 2002-08-29 2008-04-16 株式会社デンソー 冷凍サイクル
JP4000966B2 (ja) * 2002-09-12 2007-10-31 株式会社デンソー 蒸気圧縮式冷凍機
JP4200780B2 (ja) * 2003-02-14 2008-12-24 株式会社デンソー 蒸気圧縮式冷凍機
FR2852363A1 (fr) * 2003-03-11 2004-09-17 Nobel Plastiques Pompe d'aspiration monobloc
JP4285060B2 (ja) * 2003-04-23 2009-06-24 株式会社デンソー 蒸気圧縮式冷凍機
US7311821B2 (en) * 2003-05-28 2007-12-25 Queirel Joel Water circulation unit with increased throughput for swimming pools, and filter unit comprising the same
JP4114554B2 (ja) 2003-06-18 2008-07-09 株式会社デンソー エジェクタサイクル
JP2005009774A (ja) * 2003-06-19 2005-01-13 Denso Corp エジェクタサイクル
JP2005016747A (ja) * 2003-06-23 2005-01-20 Denso Corp 冷凍サイクル装置
JP2005098675A (ja) * 2003-08-26 2005-04-14 Denso Corp エジェクタ方式の減圧装置
WO2006068664A2 (en) 2004-07-13 2006-06-29 Tiax Llc System and method of refrigeration
DE102006062834B4 (de) * 2005-06-30 2016-07-14 Denso Corporation Ejektorkreislaufsystem
CN100342186C (zh) * 2005-08-04 2007-10-10 上海交通大学 压缩/喷射混合循环制冷机组
JP4779928B2 (ja) * 2006-10-27 2011-09-28 株式会社デンソー エジェクタ式冷凍サイクル
DE102007025225A1 (de) * 2007-05-31 2008-12-04 Valeo Klimasysteme Gmbh Ejektorpumpe
SG155861A1 (en) 2008-03-12 2009-10-29 Denso Corp Ejector
JP4832458B2 (ja) * 2008-03-13 2011-12-07 株式会社デンソー 蒸気圧縮式冷凍サイクル
JP4760843B2 (ja) * 2008-03-13 2011-08-31 株式会社デンソー エジェクタ装置およびエジェクタ装置を用いた蒸気圧縮式冷凍サイクル
US9555892B2 (en) 2008-07-29 2017-01-31 The Boeing Company Aircraft galley exhaust system and method of assembling same
FR2936596B1 (fr) * 2008-10-01 2013-12-06 Valeo Systemes Thermiques Ejecteur pour une boucle de climatisation
FR2944218B1 (fr) * 2009-04-09 2012-06-15 Total Sa Dipositif ejecteur pour former un melange sous pression de liquide et de gaz, et compresseur de gaz comprenant un tel dispositif ejecteur
KR101170135B1 (ko) 2009-08-10 2012-07-31 한라공조주식회사 차량용 에어컨의 냉동사이클 장치
TWI397442B (zh) * 2010-04-27 2013-06-01 Nat Univ Chin Yi Technology 噴射器
US9759462B2 (en) 2010-07-23 2017-09-12 Carrier Corporation High efficiency ejector cycle
JP5920110B2 (ja) 2012-02-02 2016-05-18 株式会社デンソー エジェクタ
CN102997383A (zh) * 2012-02-28 2013-03-27 张育仁 一种空调压缩机出口能量的回收和利用方法
JP5821709B2 (ja) * 2012-03-07 2015-11-24 株式会社デンソー エジェクタ
JP5729359B2 (ja) 2012-07-09 2015-06-03 株式会社デンソー 冷凍サイクル装置
JP6083330B2 (ja) * 2012-11-16 2017-02-22 株式会社デンソー エジェクタ
JP6079552B2 (ja) 2012-11-20 2017-02-15 株式会社デンソー エジェクタ
JP6090104B2 (ja) * 2012-12-13 2017-03-08 株式会社デンソー エジェクタ
JP5999071B2 (ja) 2012-12-27 2016-09-28 株式会社デンソー エジェクタ
JP6119566B2 (ja) 2012-12-27 2017-04-26 株式会社デンソー エジェクタ
CN103148649B (zh) * 2013-03-27 2015-03-04 上海理工大学 蒸汽压缩制冷循环系统中喷射器设计方法
JP6115345B2 (ja) * 2013-06-18 2017-04-19 株式会社デンソー エジェクタ
JP6119489B2 (ja) 2013-07-30 2017-04-26 株式会社デンソー エジェクタ
JP6186998B2 (ja) * 2013-07-31 2017-08-30 株式会社デンソー 車両用空調装置
JP6052156B2 (ja) 2013-08-01 2016-12-27 株式会社デンソー エジェクタ
EP3032110B1 (en) * 2013-08-05 2018-06-27 Panasonic Intellectual Property Management Co., Ltd. Ejector and heat pump device using same
JP6003844B2 (ja) 2013-08-09 2016-10-05 株式会社デンソー エジェクタ
CN103644149A (zh) * 2013-12-07 2014-03-19 四川锦宇化机有限公司 高压甲铵喷射器
ES2708314T3 (es) * 2014-05-14 2019-04-09 Danfoss As Disposición de eyectores
GB2527096A (en) * 2014-06-11 2015-12-16 Transvac Systems Ltd Ejector device and method
KR102303676B1 (ko) * 2014-12-30 2021-09-23 삼성전자주식회사 이젝터 및 이를 갖는 냉동장치
CN106322807B (zh) * 2015-07-03 2021-05-28 开利公司 喷射器热泵
KR101683392B1 (ko) * 2015-08-25 2016-12-07 한국과학기술원 냉매의 냉각 및 유체 정수를 위한 이젝터 타입 냉 정수 시스템
CN106938224A (zh) * 2017-03-06 2017-07-11 西南科技大学 一种基于电子膨胀阀的可变面积比喷射器
JP2018178781A (ja) * 2017-04-05 2018-11-15 株式会社デンソー エジェクタ及びこれを用いた燃料電池システム並びに冷凍サイクルシステム
PT110900B (pt) 2018-08-01 2021-11-04 Univ Do Porto Ejetor de geometria variável para aplicações de arrefecimento e sistema de arrefecimento compreendendo o ejetor de geometria variável
CN109612145B (zh) * 2018-12-06 2020-11-27 山东神舟制冷设备有限公司 一种多喷射器组强化的co2双温制冷系统
CN112627780B (zh) * 2019-09-24 2022-11-04 中国石油化工股份有限公司 一种引射器
CN110679514A (zh) * 2019-09-30 2020-01-14 上海电力大学 基于跨临界喷射式二氧化碳恒温孵蛋装置系统及工作方法
US20220282739A1 (en) * 2021-03-05 2022-09-08 Honeywell International Inc. Mixture entrainment device
CN113266609B (zh) * 2021-06-02 2023-04-07 傅朝清 热液喷射多单元蒸气压缩装置及热泵
WO2024209426A1 (en) * 2023-04-07 2024-10-10 Eaton Intelligent Power Limited Ejector for hydrogen recirculation system

Family Cites Families (20)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3277660A (en) * 1965-12-13 1966-10-11 Kaye & Co Inc Joseph Multiple-phase ejector refrigeration system
NL6607168A (zh) * 1966-05-25 1967-11-27
NL6710359A (zh) * 1967-07-27 1969-01-29
US3680327A (en) * 1970-09-08 1972-08-01 Robert Stein Steam jet refrigeration apparatus
US3670519A (en) * 1971-02-08 1972-06-20 Borg Warner Capacity control for multiple-phase ejector refrigeration systems
US3701264A (en) * 1971-02-08 1972-10-31 Borg Warner Controls for multiple-phase ejector refrigeration systems
US3838002A (en) * 1972-07-21 1974-09-24 Gen Electric Jet pump for nuclear reactor
US4139356A (en) * 1976-12-06 1979-02-13 Taisei Kogyo Kabushiki Kaisha Refrigerating apparatus
JPS57129360A (en) 1981-02-04 1982-08-11 Sharp Kk Refrigeration cycle
US4918937A (en) * 1989-05-30 1990-04-24 Fineblum Solomon S Hybrid thermal powered and engine powered automobile air conditioning system
JP2818965B2 (ja) * 1990-04-05 1998-10-30 株式会社日立製作所 冷凍装置
US5117648A (en) * 1990-10-16 1992-06-02 Northeastern University Refrigeration system with ejector and working fluid storage
DE4036854C1 (zh) * 1990-11-19 1992-05-21 Thermal-Werke, Waerme-, Kaelte-, Klimatechnik Gmbh, 6832 Hockenheim, De
US5343711A (en) * 1993-01-04 1994-09-06 Virginia Tech Intellectual Properties, Inc. Method of reducing flow metastability in an ejector nozzle
US5444987A (en) * 1993-07-02 1995-08-29 Alsenz; Richard H. Refrigeration system utilizing a jet enthalpy compressor for elevating the suction line pressure
CA2158899A1 (en) * 1994-09-30 1996-03-31 Steven Jay Pincus Refrigeration system with pulsed ejector and vertical evaporator
FR2742701B1 (fr) * 1995-12-21 1998-02-13 Valeo Climatisation Dispositif de chauffage d'appoint pour vehicule utilisant le circuit de climatisation
US5857347A (en) * 1997-03-04 1999-01-12 Frigoscandia Equipment Ab Refrigeration system and a separator therefor
RU2107841C1 (ru) * 1997-04-21 1998-03-27 Сергей Анатольевич Попов Жидкостно-газовый струйный аппарат
JPH11148733A (ja) * 1997-11-17 1999-06-02 Denso Corp 冷凍サイクル用エジェクタ

Cited By (15)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6904769B2 (en) 2002-05-15 2005-06-14 Denso Corporation Ejector-type depressurizer for vapor compression refrigeration system
US7143602B2 (en) 2002-05-15 2006-12-05 Denso Corporation Ejector-type depressurizer for vapor compression refrigeration system
CN100441981C (zh) * 2003-01-16 2008-12-10 柳庆鲧 制冷系统
US7334427B2 (en) 2003-03-05 2008-02-26 Nippon Soken, Inc. Ejector with tapered nozzle and tapered needle
CN101329115B (zh) * 2005-02-15 2011-03-23 株式会社电装 具有喷射器的蒸发器结构
CN100580344C (zh) * 2005-04-05 2010-01-13 株式会社电装 用于喷射器型制冷循环的单元
CN102282433B (zh) * 2009-01-20 2013-07-31 松下电器产业株式会社 致冷循环设备
CN103620323A (zh) * 2011-06-27 2014-03-05 开利公司 喷射器混合器
CN103620323B (zh) * 2011-06-27 2016-09-07 开利公司 喷射器混合器
US9568220B2 (en) 2011-06-27 2017-02-14 Carrier Corporation Ejector mixer
CN105431640A (zh) * 2013-08-01 2016-03-23 株式会社电装 喷射器
CN108980120A (zh) * 2017-06-05 2018-12-11 深圳市和科达超声设备有限公司 真空发生器及其制造方法
CN108980120B (zh) * 2017-06-05 2021-08-31 深圳市和科达超声设备有限公司 真空发生器及其制造方法
CN107061375A (zh) * 2017-06-20 2017-08-18 农业部南京农业机械化研究所 一种液体输送用射流泵的设计方法
CN107061375B (zh) * 2017-06-20 2020-02-07 农业部南京农业机械化研究所 一种液体输送用射流泵的设计方法

Also Published As

Publication number Publication date
CN1532471A (zh) 2004-09-29
AU4810801A (en) 2001-12-20
DE60112184D1 (de) 2005-09-01
US20020000095A1 (en) 2002-01-03
DE60112184T2 (de) 2006-06-01
CN1162666C (zh) 2004-08-18
KR100393170B1 (ko) 2003-07-31
CN1276227C (zh) 2006-09-20
EP1553364A3 (en) 2006-03-22
EP1160522B1 (en) 2005-07-27
US6438993B2 (en) 2002-08-27
KR20010109200A (ko) 2001-12-08
EP1553364A2 (en) 2005-07-13
EP1160522A1 (en) 2001-12-05
AU758419B2 (en) 2003-03-20

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN1276227C (zh) 一种喷射循环系统
CN1247943C (zh) 具有锥形喷嘴和锥形针的喷射器
CN1267686C (zh) 有节流阀可变喷嘴的喷射器及用该喷射器的循环系统
CN1259535C (zh) 用于蒸汽压缩致冷系统的喷射器型减压器
CN101412011A (zh) 可调式喷射器
CN103270379B (zh) 喷射器
CN102022387B (zh) 喷射器
CN1311206C (zh) 喷射器
CN105051375B (zh) 喷射器
US8814532B2 (en) Ejector
CN106568220A (zh) 使用旋流的喷射器
CN104929990B (zh) 引射器喷管
CN1834554A (zh) 喷射器循环装置
CN101063422A (zh) 用于降低燃气涡轮发动机内的压力损失的方法和系统
CN1916535A (zh) 喷射器循环装置
CN1160540C (zh) 用于喷射器循环系统的喷射器
CN102235782B (zh) 可调喷射器及采用该喷射器的热泵空调器系统
JP2008232458A (ja) エジェクタ及び冷凍サイクル装置
JP2008133796A (ja) エジェクタ及び冷凍サイクル装置
KR100801658B1 (ko) 연료전지용 양방향 가변노즐 이젝터
CN1590926A (zh) 喷射器减压装置
JP2003004319A (ja) エジェクタサイクル
JPH1137577A (ja) ノズル装置
CN201819486U (zh) 可调喷射器及采用该喷射器的热泵空调器系统
CN208186339U (zh) 具有降噪功能的文丘里燃烧器

Legal Events

Date Code Title Description
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C06 Publication
PB01 Publication
C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant
REG Reference to a national code

Ref country code: HK

Ref legal event code: GR

Ref document number: 1015903

Country of ref document: HK

C17 Cessation of patent right
CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee

Granted publication date: 20040818

Termination date: 20130531