JP2009222255A - 蒸気圧縮式冷凍サイクル - Google Patents

Abstract

【課題】エジェクタのノズル部入口での冷媒を所望の状態にすることにより、高い冷凍サイクルの効率（ＣＯＰ）が得られる蒸気圧縮式冷凍サイクルを提供する。
【解決手段】蒸気圧縮式冷凍サイクルは、膨張弁と、膨張弁で減圧された冷媒を分岐させ、一方の冷媒を取り入れノズル部で減圧膨張させ、高速度の冷媒流によって他方の冷媒を吸引口から吸引するエジェクタと、エジェクタから流出した冷媒を蒸発させる第１蒸発器と、他方の冷媒を減圧するキャピラリチューブと、キャピラリチューブで減圧された冷媒を取り入れて蒸発させ、吸引口に向けて放出する第２蒸発器と、を備えている。さらに、膨張弁入口の冷媒圧力Ｐ０とノズル部入口の冷媒圧力Ｐとの圧力差である減圧量を、膨張弁入口の冷媒圧力Ｐ０とノズル部出口の冷媒圧力Ｐ２との圧力差に０．１以上０．６以下を乗じた値に設定している。
【選択図】図３

Description

本発明は、流体を減圧する減圧手段であるとともに、高速で噴出する作動流体の巻き込み作用によって流体輸送を行う運動量輸送式ポンプであるエジェクタを、冷凍サイクルにおける冷媒減圧手段および冷媒循環手段として使用する蒸気圧縮式冷凍サイクルに関する。

従来の蒸気圧縮式冷凍サイクルとして、例えば特許文献１に記載されているように、凝縮後の冷媒を減圧する手段としてのエジェクタ、および２個の蒸発器を備えた蒸気圧縮式冷凍サイクルが知られている。このエジェクタは、放熱器よりも下流の冷媒の一部を取り入れて等エンタルピー的に減圧膨張させるノズル部と、当該放熱器下流の冷媒の残余を一方の蒸発器に通してから吸引する吸引部と、を備えている。ノズル部で減圧膨張された高速度の冷媒流は、エジェクタ内で吸引部から吸引した冷媒と混合部で混合され、さらに昇圧部で昇圧されて他方の蒸発器に向けて流出され、この他方の蒸発器で蒸発された後、圧縮機に吸入される。
特開２００７−２３９６６号公報

しかしながら、上記従来技術のような蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいては、エジェクタのノズル部入口に導かれる冷媒が気液二相流となる場合には、ノズル部を流れる流量を適切にしてエジェクタ効率を向上させることが難しく、システム全体として安定して高い冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ）を得ることが困難であるという問題がある。

本発明は、上記問題点に鑑みてなされたものであり、エジェクタのノズル部入口での冷媒を所望の状態にすることにより、高い冷凍サイクルのＣＯＰが得られる蒸気圧縮式冷凍サイクルを提供することを目的とする。

本発明では、上記目的を達成するための技術的手段を以下に示す実験、研究による知見に基づいて案出している。そこで、本発明者による実験、研究による知見について、まず説明する。

図１に示す蒸気圧縮式冷凍サイクル（１０）では、圧縮機（１）から吐出された流量（Ｇ）の冷媒がエジェクタ（５）の冷媒上流側の分配部（６）で分岐して、第２蒸発器（８）を流れる流量（Ｇｅ）の冷媒と、エジェクタ（５）のノズル部（５ａ）を流れる流量（Ｇｎ）の冷媒とに分かれる。そして、第２蒸発器（８）で蒸発した流量（Ｇｅ）の冷媒はエジェクタ（５）にて吸引され、エジェクタ（５）の混合部（５ｃ）でノズル部（５ａ）の流量（Ｇｎ）の冷媒と混合する。この混合した冷媒は、エジェクタ（５）のディフューザ部（５ｄ）で昇圧されて第１蒸発器（７）に流入するので、第１蒸発器（７）に流量（Ｇｎ）の冷媒が流れる。

図２は、この蒸気圧縮式冷凍サイクル（１０）における圧力・エンタルピー図である。この図２において、第１蒸発器（７）に流入する冷媒圧力（Ｐ１）と第２蒸発器（８）の冷媒蒸発圧力（Ｐ２）との圧力差（Ｐ１−Ｐ２）がエジェクタ（５）による昇圧量（ΔＰ）である。

図２に示されるように、第２蒸発器（８）の冷媒蒸発圧力（Ｐ２）は、第１蒸発器（７）冷媒蒸発圧力（Ｐ１）よりも低いので、第２蒸発器（８）の冷媒蒸発温度は、第１蒸発器（７）の冷媒蒸発温度よりも低くなる。このため、より冷媒蒸発温度の低い第２蒸発器（８）を流れる冷媒流量（Ｇｅ）を増加すれば、冷凍サイクル全体の冷凍能力（Ｑｅｒ）が増加する。しかし、第２蒸発器（８）を流れる冷媒流量（Ｇｅ）を増加させると、エジェクタ（５）のノズル部（５ａ）を流れる冷媒流量（Ｇｎ）は減少してエジェクタ（５）による昇圧量（ΔＰ）が低下するため、圧縮機（１）の駆動動力（Ｌ）が増加することになる。これにより、第２蒸発器（８）を流れる冷媒流量（Ｇｅ）を増加しすぎると、駆動動力（Ｌ）が過大になるので、冷凍サイクル全体の冷凍能力（Ｑｅｒ）と圧縮機（１）の駆動動力（Ｌ）との比で表されるＣＯＰ（Ｑｅｒ／Ｌ）が低下してしまう。

逆に、第２蒸発器（８）を流れる冷媒流量（Ｇｅ）を低減しすぎると、冷凍サイクル全体の冷凍能力（Ｑｅｒ）が減少するので、ＣＯＰ（Ｑｅｒ／Ｌ）が低下してしまう。したがって、冷凍サイクルの効率の観点から、ＣＯＰを良好な状態にし得る最適な分配流量比（例えばＧｅ／（Ｇｎ＋Ｇｅ））が存在することが予測される。

また、圧縮機（１）から吐出された冷媒を減圧する、第１減圧手段（３）、第２減圧手段（４）およびエジェクタ（５）といった流量調整手段が予め定められた固定形状であった場合、各部の流量（Ｇｎ，Ｇｅ）は、エネルギー保存則により、各流量調節手段の出入り口の圧力差（圧力エネルギー）を調整することにより、変化させることができる。

各流量調節手段の出入り口の圧力差と各部の流量との関係は、図３に示すようになる。すなわち、第１減圧手段（３）の入口圧力をＰ０、ノズル部（５ａ）の出口圧力をＰ２とすると、ノズル部（５ａ）の入口圧力Ｐが低いほど、つまりＰ０からの減圧量が大きいほど、第１減圧手段（３）の流量（Ｇ）は増加することになる。このとき、ノズル部（５ａ）および第２減圧手段（４）は、それぞれの出入り口の圧力差が減少するため、それぞれの流量（Ｇｎ，Ｇｅ）は低下する。そして、第１減圧手段（３）の流量（Ｇ）がノズル部（５ａ）の流量（Ｇｎ）と第２減圧手段（４）の流量（Ｇｅ）の和（Ｇｎ＋Ｇｅ）に等しくなる圧力でバランスして、ノズル部（５ａ）の入口圧力Ｐが決定されることになる。さらに、ノズル部（５ａ）の出入り口圧力差による流量特性と第２減圧手段（４）の出入り口圧力差による流量特性によって分配流量比が決定される。また、ノズル部（５ａ）の入口圧力Ｐが低下するほど、ノズル部（５ａ）で回収できる膨張エネルギーは低下するので、エジェクタ（５）による昇圧量ΔＰが低下してしまう。

以上より、蒸発器の性能確保およびノズル効率の確保の観点から、前述のように最適な分配流量比にすることが望ましく、最適なノズル部（５ａ）の入口圧力状態が存在することがわかる（図３参照）。

そこで、本発明者は、図４に示すように、圧力比（（Ｐ０−Ｐ）／（Ｐ０−Ｐ２））とＣＯＰ向上効果との相関関係を明らかにした。ここで、圧力比（（Ｐ０−Ｐ）／（Ｐ０−Ｐ２））とは、第１減圧手段（３）入口の冷媒圧力（Ｐ０）とエジェクタ（５）のノズル部（５ａ）入口の冷媒圧力（Ｐ）との差（Ｐ０−Ｐ）と、第１減圧手段（３）入口の冷媒圧力（Ｐ０）とノズル部（５ａ）出口の冷媒圧力（Ｐ２）との差（Ｐ０−Ｐ２）と、の比を表している。

また、ＣＯＰ向上効果とは、膨張弁サイクルのＣＯＰに対する本願冷凍サイクル（１０）のＣＯＰである。つまり、ＣＯＰ向上効果の値が高いほど、本願冷凍サイクル（１０）のＣＯＰが膨張弁サイクルのＣＯＰと比較して向上していることを意味する。ここで、膨張弁サイクルは、前述した圧縮機、放熱器、膨張弁および蒸発器を順次接続した閉回路からなる冷凍サイクルである。

この図４によると、圧力比（（Ｐ０−Ｐ）／（Ｐ０−Ｐ２））が小さい領域および当該圧力比が大きい領域ではＣＯＰ向上効果が低く、その中間の領域ではＣＯＰ向上効果が上昇する。特に０．１〜０．６の範囲ではＣＯＰ向上効果が最大領域となる最適な圧力比（（Ｐ０−Ｐ）／（Ｐ０−Ｐ２））の条件が存在することがわかる。

また、本発明者は、図５に示すように、ノズル部（５ａ）入口の乾き度（ｘ）とＣＯＰ向上効果との相関関係を明らかにした。ここで、ノズル部（５ａ）入口の乾き度（ｘ）とは、エジェクタ（５）のノズル部（５ａ）入口における冷媒の湿り蒸気１ｋｇ中の蒸気分の割合である。つまり、このときの冷媒は、湿り蒸気１ｋｇのうち、ｘｋｇが乾き飽和蒸気で、残りの（１−ｘ）ｋｇが飽和液の状態である。図５におけるＣＯＰ向上効果も、図４におけるＣＯＰ向上効果と同様の指標である。

この図５によると、ノズル部（５ａ）入口の乾き度（ｘ）が小さい領域および大きい領域ではＣＯＰ向上効果が低く、その中間の領域ではＣＯＰ向上効果が上昇する。特に０．００３〜０．１４の範囲ではＣＯＰ向上効果が最大領域となる最適なノズル部（５ａ）入口の乾き度（ｘ）条件が存在することがわかる。

上記点に鑑み、請求項１に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクルに係る発明は、冷媒を吸入して圧縮する圧縮機（１）と、圧縮機（１）から吐出された冷媒の熱を放熱する放熱器（２）と、放熱器（２）の下流側の冷媒を減圧する第１減圧手段（３）と、第１減圧手段（３）で減圧された冷媒を複数の冷媒流れに分ける分配部（６）と、ノズル部（５ａ）および吸引部（５ｂ）を有し、分配部（６）で分かれた複数の冷媒流れのうち一方の冷媒を取り入れノズル部（５ａ）で減圧膨張させて高速度の冷媒流を形成するとともに、高速度の冷媒流によって他方の冷媒を吸引部（５ｂ）から吸引するエジェクタ（５）と、エジェクタ（５）から流出した冷媒を蒸発させる第１蒸発器（７）と、分配部（６）で分かれた他方の冷媒を減圧する第２減圧手段（４）と、第２減圧手段（４）で減圧された冷媒を取り入れて蒸発させ、吸引部（５ｂ）に向けて放出する第２蒸発器（８）と、を備えている。

この蒸気圧縮式冷凍サイクルは、第１減圧手段（３）入口の冷媒圧力とノズル部（５ａ）入口の冷媒圧力との圧力差を、第１減圧手段（３）入口の冷媒圧力とノズル部（５ａ）出口の冷媒圧力との圧力差に０．１以上０．６以下の値を乗じた値に設定することを特徴とする。

この発明によれば、各減圧手段およびノズル部により、ノズル部入口の冷媒圧力の減圧量を最適な状態するので、第２蒸発器とノズル部の分配量比を最適にして蒸発器の性能確保とともにノズル効率面の向上を図ることができ、システム全体として高いＣＯＰが得られる冷凍サイクルを提供できる。

請求項２に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクルに係る発明は、上記請求項１の前段部の構成において、ノズル部（５ａ）入口の冷媒の乾き度を０．００３から０．１４の範囲に設定することを特徴とする。この発明によれば、各減圧手段およびノズル部により、ノズル部入口の冷媒の乾き度を最適な状態するので、第２蒸発器とノズル部の分配量比を最適にして蒸発器の性能確保とともにノズル効率面の向上を図ることができ、システム全体として高いＣＯＰが得られる冷凍サイクルを提供できる。

請求項３に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、さらに、ノズル部（５ａ）入口の冷媒の乾き度を０．００３から０．１４の範囲に設定することを特徴とする。この発明によれば、ノズル部入口の冷媒の減圧量と乾き度との両方を最適な状態に設定することにより、最適な状態の圧力とエンタルピーが得られ、蒸発器の性能面とノズル効率面の両方の向上を一層図ることができ、システム全体として高いＣＯＰが得られる。

請求項４に記載の発明は、請求項２に記載の発明において、分配部は複数の冷媒流れの各流量を調節する分配量調節手段を有しており、ノズル部（５ａ）入口の冷媒の乾き度は分配量調節手段によって調節されることを特徴とする。この発明によれば、ノズル部へ流れる冷媒の状態について分配量調節手段によって、液冷媒とガス冷媒の混合比を調節することにより、きめ細かい乾き度の設定を実施でき、エジェクタのノズル効率の向上とともに、冷凍サイクルの効率向上が図れる。

なお、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示す一例である。

（第１実施形態）
本発明の一実施形態である第１実施形態の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０について説明する。図１は蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の一例を示している。蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、冷媒の減圧手段であり、冷媒輸送を行うポンプであるエジェクタ５と、複数の蒸発器とを備えたエジェクタ式冷凍サイクルであり、車両用冷凍装置、車両用空調装置等に適用される。

蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、配管によって環状に接続された圧縮機１、放熱器２、膨張弁３、エジェクタ５、および第１蒸発器７を備え、さらに膨張弁３で減圧された冷媒を複数の冷媒流れに分ける分配部としての分配器６を備えている。分配器６によって分配された一方の冷媒の流路はエジェクタ５のノズル部５ａに接続されている。他方の冷媒が流れる分岐通路９はエジェクタ５の吸引部である吸引口５ｂに接続されており、分岐通路９の途中には第２蒸発器８が設けられている。

圧縮機１は、冷媒を吸入、圧縮および吐出するものであり、電磁クラッチ、プーリーおよびベルトを介して車両走行用エンジンにより回転駆動される。圧縮機１としては、例えば、吐出容量の変化により吐出能力を調整する可変容量型圧縮機、電磁クラッチの断続によって圧縮機の稼働率を変化させて吐出能力を調整する固定容量型圧縮機、電動モータの回転数を調整することにより吐出能力を調整する電動圧縮機等を採用することができる。

放熱器２は、圧縮機１から吐出された高圧冷媒と送風機（図示せず）により強制的に送風される車室外空気との間で熱交換を行うことにより、高圧冷媒を放熱させて凝縮する熱交換器である。

使用する冷媒は特に限定するものではないが、本実施形態ではＲ４０４Ａを使用している。このＲ４０４Ａのようなフロン系冷媒を用いる場合は、高圧圧力が臨界圧力を超えない亜臨界サイクルとなるため、放熱器２は冷媒を凝縮する凝縮器として作用する。一方、二酸化炭素のように高圧側圧力が臨界圧力を超える冷媒を用いる場合は冷凍サイクルが超臨界サイクルとなるため、冷媒は超臨界状態のまま放熱するだけで凝縮しない。

膨張弁３は、放熱器２で熱交換された高圧冷媒を減圧する機能を有する第１減圧手段であり、例えば、温度作動式膨張弁で構成する。温度作動式の膨張弁３は、第１蒸発器７の出口の冷媒温度に基づいて過熱度を所定の適度な状態にするように弁開度を調整する。また、膨張弁３は冷媒流量を可変制御できる電気制御式の流量調節弁や固定式の流量調節弁で構成してもよい。このような膨張弁３によって減圧量を調整することにより、高圧冷媒を気液二相流の状態にして分配器６に流入させることができる。このときの気液二相流は、冷媒の乾き度や流速によって、成層流、せん状流、スラグ流などの形態を呈し、また、ガス冷媒が上方に位置し液冷媒が下方に位置する上下分離流の形態を呈する。

分配器６は、内部に複数の流通路が形成された立方体または矩形体であり、膨張弁３で減圧されて流入してくる冷媒を所定量に分配する分配量調節手段を有している。分配器６は、膨張弁３により減圧された冷媒が流入する第１通路と、第１通路から分岐して分岐通路９に接続されて第２蒸発器８側へ冷媒を流出する第２通路と、第１通路から分岐してエジェクタ５のノズル部５ａ側へ冷媒を流出する第３通路と、を備えており、これらの通路が分配量調節手段を構成している。第１通路、第２通路および第３通路は、固有の形状、通路径、固有の高さ位置を備えており、例えば各通路断面積間は所定の関係を備えている。これにより、各通路を流れる流量、液冷媒量等が冷媒の圧力条件に応じて決定される。また、第１通路、第２通路および第３通路は、例えば弁機構等より、それぞれ可変する機構を備えていてもよい。

エジェクタ５は冷媒を減圧する減圧手段であるとともに、高速で噴出する冷媒流の吸引作用（巻き込み作用）によって冷媒の循環を行う流体輸送を冷媒循環手段でもある。エジェクタ５は、分配器６で分配された一方の冷媒を取り入れ、その通路面積を小さく絞って冷媒を等エントロピー的に減圧膨張させるノズル部５ａと、ノズル部５ａの冷媒噴出口と連通するように配置され、第２蒸発器８からの気相冷媒を吸引する吸引口５ｂと、を備えている。

ノズル部５ａおよび吸引口５ｂの下流側には、ノズル部５ａからの高速度の冷媒流と吸引口５ｂからの吸引冷媒とを混合する混合部５ｃが設けられている。そして、混合部５ｃの下流側に昇圧部をなすディフューザ部５ｄが配置されている。このディフューザ部５ｄは冷媒の通路面積を徐々に大きくする形状に形成されており、冷媒流れを減速して冷媒圧力を上昇させる作用、つまり、冷媒の速度エネルギーを圧力エネルギーに変換する機能を有する。このように冷媒は、エジェクタ５内において、ノズル部５ａの入口の圧力がノズル部５ａ内で急激に減圧膨張され、ノズル部５ａの出口の圧力が最低となる。混合部５ｃで吸引口５ｂから吸引される冷媒と混合されることにより、圧力はなだらかに上昇し、さらにディフューザ部５ｄで減速によって上昇する。

ディフューザ部５ｄの冷媒流れ方向下流側には第１蒸発器７が接続されている。第１蒸発器７は、強制的に送風された空気と冷媒とを熱交換し、冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる吸熱器である。この第１蒸発部７の冷媒流れ下流側は圧縮機１の吸入側に接続されている。

次に、分配器６の第２通路と接続される冷媒配管には、第２減圧手段であるキャピラリチューブ４と、キャピラリチューブ４よりも下流部位に第２蒸発器８が配置されている。キャピラリチューブ４は、第２蒸発器８への流入する冷媒の流量調整と減圧を行うものであり、細管によって形成されている。また、第２減圧手段は、電気制御式膨張弁等の可変式減圧装置で構成してもよい。

第２蒸発器８は、冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる第１蒸発器７と同様の吸熱器である。第１蒸発器７と第２蒸発器８は第１蒸発器７を送風空気の風上側にして設けられている。送風機により両蒸発器に強制的に送風される空気は、冷媒と熱交換して冷却され、空調対象空間に送られるようになっている。また、第１蒸発器７と第２蒸発器８は個別に送風機等により送風された空気を冷却し、別々の空調対象空間に冷却風を供給する構成でもよい。第１蒸発器７と第２蒸発器８は、別体構造でもよいし、一体構造にして組み付けてもよい。一体構造の場合には、第１蒸発器７と第２蒸発器８の各構成部品をアルミニウムで構成し、ろう付けにより一体に接合する。また、分配器６、キャピラリチューブ４、エジェクタ５は、一体構造にして蒸発器７，８に組み付けるように構成してもよい。

また、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、放熱器２と膨張弁３との間を流れる高圧冷媒と、圧縮機１に吸入される低圧冷媒とが熱交換するように内部熱交換器を備えていてもよい。この場合には、内部熱交換器における冷媒相互間の熱交換によって、放熱器２と膨張弁３との間を流れる高圧冷媒が冷却されるので、第１蒸発器７および第２蒸発器８における冷媒入口・出口間の冷媒のエンタルピー差を増大させて冷却能力を向上させることができる。

制御装置（図示せず）は、ＣＰＵ、ＲＯＭおよびＲＡＭ等を含む周知のマイクロコンピュータとその周辺回路から構成されている。この制御装置は、そのＲＯＭ内に記憶された制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行って各種機器の作動を制御する。また、制御装置には、各種センサ群からの検出信号、および操作パネル（図示せず）からの各種操作信号が入力される。また、操作パネルには冷却対象空間の冷却温度を設定する温度設定スイッチや圧縮機１の作動指令信号を出す空調作動スイッチ等が設けられている。

次に、上記構成における作動について図２にしたがって説明する。図２中の点ａ１〜ｉ１は、図１中の点ａ１〜ｉ１に対応している。制御装置が、圧縮機１の電磁クラッチに通電すると、電磁クラッチが接続状態となり、車両走行用エンジンから回転駆動力が圧縮機１に伝達される。圧縮機１が起動すると、第１蒸発器７から気相冷媒が圧縮機１に吸入され、圧縮された流量Ｇ（＝Ｇｎ＋Ｇｅ）の冷媒が放熱器２に吐出される（ｇ１→ａ１）。放熱器２では高温の冷媒が外気により冷却されて凝縮する（ａ１→ｂ１）。

放熱器２から流出した流量Ｇの高圧液相冷媒（膨張弁３入口の冷媒圧力はＰ０である）は、膨張弁３によって所定の圧力に減圧膨張され、気液二相流が形成される。この気液二相冷媒は、分配器６へ流入し、一方がエジェクタ５のノズル部５ａへ向かう流量Ｇｎの冷媒流れ（ｂ１→ｃ１）と、他方がキャピラリチューブ４へ向かう流量Ｇｅの冷媒流れ（ｂ１→ｈ１）とにそれぞれ適切な流量で分配される。このときノズル部５ａ入口の冷媒圧力はＰに設定される。

エジェクタ５に流入した流量Ｇｎの冷媒流れはノズル部５ａで等エントロピー的に減圧されて膨張する（ｃ１→ｄ１、ノズル部５ａ出口の冷媒圧力はＰ２になる）。したがって、ノズル部５ａで冷媒の圧力エネルギーが速度エネルギーに変換され、このノズル部５ａの噴出口から冷媒は高速度となって噴出する。このとき、高速度で噴出する冷媒流の冷媒吸引作用により、第２蒸発器８から流量Ｇｅの気相冷媒を吸引口５ｂに吸引する。

ノズル部５ａから噴出した冷媒と吸引口５ｂに吸引された冷媒は、ノズル部５ａ下流側の混合部５ｃで混合し（ｄ１→ｅ１、ｉ１→ｅ１）、ディフューザ部５ｄに流入する。このディフューザ部５ｄでは通路面積の拡大により、冷媒の速度（膨張）エネルギーが圧力エネルギーに変換されるため、冷媒の圧力が上昇する（ｅ１→ｆ１）。

そして、エジェクタ５のディフューザ部５ｄから流出した流量Ｇｎの冷媒は第１蒸発器７に流入する。第１蒸発器７では、低温の低圧冷媒（圧力はＰ１）が熱交換コア部にて送風空気から吸熱して蒸発する（ｆ１→ｇ１）。この蒸発後の気相冷媒は、圧縮機１に吸入され、再び圧縮される。

一方、分岐通路９に流入した流量Ｇｅの冷媒流れはキャピラリチューブ４で減圧されて低圧冷媒となり（ｂ１→ｈ１）、この低圧冷媒が第２蒸発器８に流入する。第２蒸発器８では、送風空気から冷媒が吸熱して蒸発する（ｈ１→ｉ１）。この蒸発後の流量Ｇｅの気相冷媒は吸引口５ｂからエジェクタ５内に吸引される。

このように、第１蒸発器７に流量Ｇｎの冷媒を供給するととともに、分岐通路９側の冷媒をキャピラリチューブ４を通して第２蒸発器８に流量Ｇｅの冷媒を供給できるので、両蒸発器７，８で同時に冷却作用を発揮できる。

本冷凍サイクルでは、膨張弁３入口の冷媒圧力Ｐ０、ノズル部５ａ入口の冷媒圧力Ｐ、および膨張弁３入口の冷媒圧力Ｐ０とノズル部５ａ出口の冷媒圧力Ｐ２との圧力差（Ｐ０−Ｐ２）の間に、次の関係式（１）の関係が成り立つように、膨張弁３、キャピラリチューブ４およびノズル部５ａの絞り開度が設定されている。

（関係式１）
０．１×（Ｐ０−Ｐ２）≦Ｐ≦０．６×（Ｐ０−Ｐ２）
つまり、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、膨張弁３入口の冷媒圧力Ｐ０とノズル部５ａ入口の冷媒圧力Ｐとの圧力差である減圧量を、膨張弁３入口の冷媒圧力Ｐ０とノズル部５ａ出口の冷媒圧力Ｐ２との圧力差に０．１以上０．６以下を乗じた値に設定する。

図２に示すΔＰは、エジェクタ５による昇圧量、つまり、第１蒸発器７に流入する冷媒圧力Ｐ１と第２蒸発器８の冷媒蒸発圧力Ｐ２との圧力差（Ｐ１−Ｐ２）である。ΔＰで表されるディフューザ部５ｄでの昇圧作用によって、圧縮機１の吸入圧を上昇して、圧縮機１の駆動動力を低減することができ、ＣＯＰの向上が図れる。

このように、第２蒸発器８の冷媒蒸発圧力Ｐ２は第１蒸発器７の冷媒蒸発圧力Ｐ１よりも低くなる。したがって、第２蒸発器８の冷媒蒸発温度が第１蒸発器７の冷媒蒸発温度よりも低くなる。

そして、送風空気の流れ方向に対して冷媒蒸発温度が高い第１蒸発器７を上流側に配置し、冷媒蒸発温度が低い第２蒸発器８を下流側に配置した場合には、第１蒸発器７における冷媒蒸発温度と送風空気との温度差および第２蒸発器８における冷媒蒸発温度と送風空気との温度差を両方とも確保できる。したがって、両蒸発器７，８の冷却性能を有効に発揮できる。

図３は、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０の作動について説明した図である。膨張弁３、キャピラリチューブ４およびノズル部５ａといった各流量調節手段の出入り口の圧力差と各部の流量との関係は、図３に示すようになる。

すなわち、図３に示すように、膨張弁３の入口圧力をＰ０、ノズル部５ａの出口圧力をＰ２とすると、ノズル部５ａの入口圧力Ｐが低いほど、つまりＰ０からの減圧量が大きいほど、膨張弁３の流量Ｇは増加することになる。このとき、ノズル部５ａおよびキャピラリチューブ４は、それぞれの出入り口の圧力差が減少するため、それぞれの流量Ｇｎ，Ｇｅは低下する。そして、膨張弁３の流量Ｇがノズル部５ａの流量Ｇｎとキャピラリチューブ４の流量Ｇｅの和Ｇｎ＋Ｇｅに等しくなる圧力でバランスして、ノズル部５ａの入口圧力Ｐが決定されることになる。

さらに、ノズル部５ａの出入り口圧力差による流量特性とキャピラリチューブ４の出入り口圧力差による流量特性によって分配流量比が決定される。また、ノズル部５ａの入口圧力Ｐが低下するほど、ノズル部５ａで回収できる膨張エネルギーは低下するので、エジェクタ５による昇圧量ΔＰが低下してしまう。

以上より、蒸発器の性能確保およびノズル効率の確保の観点から、前述のように最適な分配流量比にすることが望ましく、最適なノズル部５ａの入口圧力状態が存在することがわかる。そして、本発明者らは、この最適なノズル部５ａの入口圧力状態である上記関係式１を満たす範囲では、良好なノズル効率が得られることを確認している。さらに、本発明者らは、上記関係式１を満たすときに得られる冷媒流量の範囲（この冷媒流量の範囲は無次元化した流量比（Ｇｅ／（Ｇｅ＋Ｇｎ））にも対応する）においても良好な冷凍能力（ＣＯＰ）が得られることを確認している。

図４は、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０において、圧力比（Ｐ０−Ｐ）／（Ｐ０−Ｐ２）とＣＯＰ向上効果との相関関係を表したグラフである。圧力比（Ｐ０−Ｐ）／（Ｐ０−Ｐ２）は、膨張弁３入口の冷媒圧力Ｐ０に対するノズル部５ａ入口の冷媒圧力Ｐの減圧量と、膨張弁３入口の冷媒圧力Ｐ０に対するノズル部５ａ出口の冷媒圧力Ｐ２の減圧量との比である。ここで、ＣＯＰ向上効果とは、膨張弁サイクルのＣＯＰに対する蒸気圧縮式冷凍サイクル１０のＣＯＰである。つまり、ＣＯＰ向上効果の値が高いほど、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０のＣＯＰが膨張弁サイクルのＣＯＰと比較して向上していることを意味する。ここで、膨張弁サイクルは、前述した圧縮機、放熱器、膨張弁および蒸発器を順次接続した閉回路からなる冷凍サイクルである。

この図４によると、圧力比（Ｐ０−Ｐ）／（Ｐ０−Ｐ２）が小さい領域および当該圧力比が大きい領域ではＣＯＰ向上効果が低く、その中間の領域ではＣＯＰ向上効果が上昇する。特に０．１〜０．６の範囲ではＣＯＰ向上効果が最大値で安定する最適な圧力比（Ｐ０−Ｐ）／（Ｐ０−Ｐ２）の条件が存在することがわかる。

これは、以下の理由による。つまり、第２蒸発器８の冷媒蒸発温度が第１蒸発器７の冷媒蒸発温度よりも低いため、より冷媒蒸発温度の低い第２蒸発器８を流れる冷媒流量Ｇｅを増加すれば、冷凍サイクル全体の冷凍能力Ｑｅｒが増加してＣＯＰが向上する。しかしながら、第２蒸発器８を流れる冷媒流量Ｇｅの増加に伴い、エジェクタ５のノズル部５ａを流れる冷媒流量Ｇｎは減少し、エジェクタ５による昇圧量ΔＰが低下することになる。このため、第２蒸発器８を流れる冷媒流量Ｇｅを増加しすぎると圧縮機１の駆動動力Ｌが増加してＣＯＰが悪化してしまう。

そこで、本実施形態では、キャピラリチューブ４およびエジェクタ５の絞り開度を、膨張弁３入口の冷媒圧力Ｐ０とノズル部５ａ入口の冷媒圧力Ｐとの圧力差が膨張弁３入口の冷媒圧力Ｐ０とノズル部５ａ出口の冷媒圧力Ｐ２との圧力差に０．１以上０．６以下の値を乗じた値となるように設定すれば、膨張弁サイクルのＣＯＰと比較してＣＯＰを著しく向上でき、高いＣＯＰが得られることがわかった。

このように設定された所定の絞り開度を有するキャピラリチューブ４およびエジェクタ５を備えることにより、ノズル部５ａ入口での冷媒を所望の圧力状態にすることができ、高いＣＯＰの蒸気圧縮式冷凍サイクル１０が得られる。

図５は、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０において、ノズル部５ａ入口における冷媒の乾き度ｘとＣＯＰ向上効果との相関関係を表したグラフである。ここで、ノズル部５ａ入口の乾き度ｘとは、エジェクタ５のノズル部５ａ入口における冷媒の湿り蒸気１ｋｇ中の蒸気分の割合である。つまり、このときの冷媒は、湿り蒸気１ｋｇのうち、ｘｋｇが乾き飽和蒸気で、残りの（１−ｘ）ｋｇが飽和液の状態である。ここで、ＣＯＰ向上効果とは、前述の図４と同様に、膨張弁サイクルのＣＯＰに対する蒸気圧縮式冷凍サイクル１０のＣＯＰである。つまり、ＣＯＰ向上効果の値が高いほど、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０のＣＯＰが膨張弁サイクルのＣＯＰと比較して向上していることを意味する。

この図５によると、当該乾き度ｘが小さい領域および乾き度ｘが大きい領域ではＣＯＰ向上効果が低く、その中間の領域ではＣＯＰ向上効果が上昇する。特に０．００３〜０．１４の範囲ではＣＯＰ向上効果が最大値で安定する最適な乾き度ｘの条件が存在することがわかる。そして、本発明者らは、このノズル部５ａ入口の冷媒の乾き度が０．００３〜０．１４の範囲であるときには、前述の図３と同様の良好なノズル効率が得られることを確認している。ただし、このときのノズル効率のピーク値は０．００３寄りに位置することになる。

そこで、本実施形態では、キャピラリチューブ４およびエジェクタ５の絞り開度を、膨張弁３入口の冷媒の乾き度ｘを０．００３〜０．１４の範囲となるように設定すれば、ノズル部５ａの流量特性、キャピラリチューブ４の流量特性から、ノズル部５ａ入口の冷媒圧力を前述の図３と等価である最適な状態に設定することができ、蒸発器の冷凍性能確保とエジェクタ５による昇圧量ΔＰの確保とをバランスさせた冷凍サイクルが実現される。したがって、膨張弁サイクルのＣＯＰと比較してＣＯＰを著しく向上でき、高いＣＯＰが得られることがわかった。

このように設定された所定の絞り開度を有するキャピラリチューブ４およびエジェクタ５を備えることにより、ノズル部５ａ入口での冷媒を所望の状態（図３と等価の状態）にすることができ、高いＣＯＰの蒸気圧縮式冷凍サイクル１０が得られる。

このように本実施形態の蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、膨張弁３入口の冷媒圧力Ｐ０とノズル部５ａ入口の冷媒圧力Ｐとの圧力差である冷媒圧力Ｐの減圧量を、膨張弁３入口の冷媒圧力Ｐ０とノズル部５ａ出口の冷媒圧力Ｐ２との圧力差に０．１以上０．６以下を乗じた値に設定している。このような圧力関係の設定は膨張弁３での絞り量、キャピラリチューブ４での絞り量およびノズル部５ａの絞り開度によって行われている。

この構成によれば、ノズル部５ａ入口の冷媒圧力の減圧量を最適な状態する冷凍サイクルが得られるため、第２蒸発器８とノズル部５ａの分配量比を最適にして両蒸発器の性能面とノズル効率面（ノズル効率、エジェクタ効率）の両方を確保することができる。したがって、従来の膨張弁サイクルに比べてシステム全体として高いＣＯＰを実現できる。

また、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、ノズル部５ａ入口の冷媒の乾き度を０．００３から０．１４の範囲に設定している。このような乾き度の設定は膨張弁３での絞り量、キャピラリチューブ４での絞り量およびノズル部５ａの絞り開度によって行われている。

この構成によれば、ノズル部５ａ入口の冷媒圧力の乾き度を最適な状態する冷凍サイクルが得られるため、第２蒸発器８とノズル部５ａの分配量比を最適にして両蒸発器の性能面とノズル効率面（ノズル効率、エジェクタ効率）の両方を確保することができる。したがって、従来の膨張弁サイクルに比べてシステム全体として高いＣＯＰを実現できる。

また、蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、膨張弁３入口の冷媒圧力Ｐ０とノズル部５ａ入口の冷媒圧力Ｐとの圧力差である冷媒圧力Ｐの減圧量を、膨張弁３入口の冷媒圧力Ｐ０とノズル部５ａ出口の冷媒圧力Ｐ２との圧力差に０．１以上０．６以下を乗じた値に設定するとともに、ノズル部５ａ入口の冷媒の乾き度を０．００３から０．１４の範囲に設定する。

この構成によれば、冷媒の減圧量と乾き度との両方を最適な状態に設定することにより、最適な状態の圧力とエンタルピーの関係でサイクルが作動するので、両蒸発器の性能面とノズル効率面の両方の向上を一層図ることができる。

また、ノズル部５ａ入口の冷媒の乾き度は分配量調節手段によって調節される。この構成によれば、ノズル部へ流れる冷媒の状態について分配量調節手段によって液冷媒とガス冷媒の混合比が調節されることにより、よりきめ細かい乾き度の設定が可能となる。

（他の実施形態）
以上、本発明の好ましい実施形態について説明したが、本発明は上述した実施形態に何ら制限されることなく、本発明の主旨を逸脱しない範囲において種々変形して実施することが可能である。

上記実施形態における蒸気圧縮式冷凍サイクル１０は、給湯機用または室内空調用のヒートポンプサイクルとして使用することができる。また、その設置場所は車両のような移動体や定位置に置かれた固定体である。

また、上記実施形態においては冷媒としてＲ４０４Ａを用いているが、これに限定するものではない。例えば、フロン系冷媒、ＨＣ系冷媒、二酸化炭素冷媒などの蒸気圧縮式の超臨界サイクルおよび亜臨界サイクルのいずれに適用できるものであってもよい。このようなＲ４０４Ａ以外の冷媒を使用した場合でも、前述のようにノズル部５ａ入口の冷媒圧力の減圧量、ノズル部５ａ入口の冷媒の乾き度の両方について、Ｒ４０４Ａと同様なＣＯＰの向上効果が得られることが分かっている。

また、上記実施形態では、前述の関係式１を満たす冷媒圧力の設定を、膨張弁３の絞り量、キャピラリチューブ４の絞り量および固定式のノズル部５ａの絞り開度によって行っている。この他、この圧力設定は、ノズル部５ａの絞り開度を進退調整自在な弁棒等により可変できる流量可変型ノズルを用いて行うようにしてもよい。また、固定式のキャピラリチューブ４の代わりに、電気制御式膨張弁等の流量調節可変式の減圧装置を用いてもよい。このように可変式減圧装置を用いた場合には、この減圧装置の開度の可変は目標とする圧力設定を満たすように制御装置によって制御される。

また、上記実施形態における分配部は、外形が立方体や矩形体のブロックの内部に流路を備えた形態の分配器６で構成しているが、この形態に限定するものではない。例えば、二股状の分岐部を有する分岐配管によって構成してもよい。

第１実施形態における蒸気圧縮式冷凍サイクルの構成を示した模式図である。 図１の蒸気圧縮式冷凍サイクルにおける圧力・エンタルピー図である。 図１の蒸気圧縮式冷凍サイクルの作動について示した図である。 図１の蒸気圧縮式冷凍サイクルにおけるノズル部入口の冷媒圧力とＣＯＰ向上効果との相関関係を表したグラフである。 図１の蒸気圧縮式冷凍サイクルにおけるノズル部入口の乾き度とＣＯＰ向上効果との相関関係を表したグラフである。

符号の説明

１…圧縮機
２…放熱器
３…膨張弁（第１減圧手段）
４…キャピラリチューブ（第２絞り手段）
５…エジェクタ
５ａ…ノズル部
５ｂ…吸引口（吸引部）
６…分配部（冷媒分配器）
７…第１蒸発器
８…第２蒸発器

Claims (4)

1. 冷媒を吸入して圧縮する圧縮機（１）と、
   前記圧縮機（１）から吐出された冷媒の熱を放熱する放熱器（２）と、
   前記放熱器（２）の下流側の冷媒を減圧する第１減圧手段（３）と、
   前記第１減圧手段（３）で減圧された冷媒を複数の冷媒流れに分ける分配部（６）と、
   ノズル部（５ａ）および吸引部（５ｂ）を有し、前記分配部（６）で分かれた前記複数の冷媒流れのうち一方の冷媒を取り入れ前記ノズル部（５ａ）で減圧膨張させて高速度の冷媒流を形成するとともに、前記高速度の冷媒流によって他方の冷媒を前記吸引部（５ｂ）から吸引するエジェクタ（５）と、
   前記エジェクタ（５）から流出した冷媒を蒸発させる第１蒸発器（７）と、
   前記分配部（６）で分かれた前記他方の冷媒を減圧する第２減圧手段（４）と、
   前記第２減圧手段（４）で減圧された冷媒を取り入れて蒸発させ、前記吸引部（５ｂ）に向けて放出する第２蒸発器（８）と、を備え、
   前記第１減圧手段（３）入口の冷媒圧力と前記ノズル部（５ａ）入口の冷媒圧力との圧力差を、前記第１減圧手段（３）入口の冷媒圧力と前記ノズル部（５ａ）出口の冷媒圧力との圧力差に０．１以上０．６以下の値を乗じた値に設定することを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクル。
2. 冷媒を吸入して圧縮する圧縮機（１）と、
   前記圧縮機（１）から吐出された冷媒の熱を放熱する放熱器（２）と、
   前記放熱器（２）の下流側の冷媒を減圧する第１減圧手段（３）と、
   前記第１減圧手段（３）で減圧された冷媒を複数の冷媒流れに分ける分配部（６）と、
   ノズル部（５ａ）および吸引部（５ｂ）を有し、前記分配部（６）で分かれた前記複数の冷媒流れのうち一方の冷媒を取り入れ前記ノズル部（５ａ）で減圧膨張させて高速度の冷媒流を形成するとともに、前記高速度の冷媒流によって他方の冷媒を前記吸引部（５ｂ）から吸引するエジェクタ（５）と、
   前記エジェクタ（５）から流出した冷媒を蒸発させる第１蒸発器（７）と、
   前記分配部（６）で分かれた前記他方の冷媒を減圧する第２減圧手段（４）と、
   前記第２減圧手段（４）で減圧された冷媒を取り入れて蒸発させ、前記吸引部（５ｂ）に向けて放出する第２蒸発器（８）と、を備え、
   前記ノズル部（５ａ）入口の冷媒の乾き度を０．００３から０．１４の範囲に設定することを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクル。
3. さらに、前記ノズル部（５ａ）入口の冷媒の乾き度を０．００３から０．１４の範囲に設定することを特徴とする請求項１に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
4. 前記分配部は前記複数の冷媒流れの各流量を調節する分配量調節手段を有しており、
   前記ノズル部（５ａ）入口の冷媒の乾き度は前記分配量調節手段によって調節されることを特徴とする請求項２に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。

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