JP4661710B2 - 蒸気圧縮式冷凍サイクル - Google Patents

Description

本発明は、ノズル部から噴射する冷媒流により圧縮機が吸入する冷媒の圧力を昇圧させるエジェクタを用いた蒸気圧縮式冷凍サイクルに関する。

従来技術として、下記特許文献１に開示されたエジェクタを用いた蒸気圧縮式冷凍サイクルがある。この特許文献１では、冷媒減圧手段および冷媒循環手段の役割を果たすエジェクタの冷媒流れ下流側に第１蒸発器を配置するともに、エジェクタの冷媒吸引口の冷媒流れ上流側に第２蒸発器を配置した冷凍サイクルが開示されている。

特許文献１の冷凍サイクルによると、エジェクタノズル部から噴射された膨張時の冷媒の高速な流れにより生じる圧力低下を利用して、第２蒸発器から排出される気相冷媒を吸引するとともに、膨張時の冷媒の速度エネルギーをエジェクタ昇圧部にて圧力エネルギーに変換して冷媒圧力を上昇させるので、圧縮機の駆動動力を低減できる。

また、エジェクタ下流側の第１蒸発器とエジェクタ吸引側の第２蒸発器とにより吸熱作用を発揮することができるようになっている。

さらに、上記従来技術では、エジェクタの上流部から分岐したエジェクタ冷媒吸引口に至る冷媒分岐通路と第２蒸発器との間に固定絞り機構を設け、冷媒蒸発温度をそれぞれ異ならせた第１蒸発器と第２蒸発器とを空気流れ方向に並設して、冷房性能（蒸発器による空気冷却性能）を向上させている。
特開２００５−３０８３８４号公報

本発明者らは、一層の性能向上を目指して鋭意検討を行なった結果、冷媒圧縮機を複数個設け、第１蒸発器および第２蒸発器を流れる冷媒流量を調節すれば、更なる冷却性能の向上が可能であることを見出した。

本発明は、上記点に鑑みてなされたものであり、複数の冷媒圧縮機を設けて冷却性能を更に向上することが可能な蒸気圧縮式冷凍サイクルを提供することを目的とする。

上記目的を達成するため、請求項１に記載の発明では、
冷媒を吸入圧縮して吐出する第１圧縮機（１１）と、
第１圧縮機（１１）から吐出された冷媒の放熱を行なう第１放熱器（１２）と、
第１放熱器（１２）から流出した冷媒の圧力エネルギーを速度エネルギーに変換して冷媒を減圧膨張させるノズル部（１３ａ）、ノズル部（１３ａ）から噴射する冷媒流により冷媒が内部に吸引される冷媒吸引口（１３ｂ）、およびノズル部（１３ａ）から噴射する冷媒と冷媒吸引口（１３ｂ）から吸引した冷媒とを混合させながら速度エネルギーを圧力エネルギーに変換して冷媒の圧力を昇圧させる昇圧部（１３ｃ、１３ｄ）を有するエジェクタ（１３）と、
エジェクタ（１３）から流出した冷媒を蒸発させる第１蒸発器（１４）と、
冷媒を吸入圧縮して吐出する第２圧縮機（２１）と、
第２圧縮機（２１）から吐出された冷媒の放熱を行なう第２放熱器（２２）と、
第２放熱器（２２）から流出した冷媒を減圧膨張させる減圧手段（２３）と、
減圧手段（２３）で減圧された冷媒を蒸発させ、蒸発した冷媒を冷媒吸引口（１３ｂ）に流入させる第２蒸発器（２４）とを備え、
第１蒸発器（１４）で蒸発した冷媒を第１圧縮機（１１）および第２圧縮機（２１）に分配して吸入させる蒸気圧縮式冷凍サイクルであって、
第２放熱器（２２）は、第２圧縮機（２１）から流出した冷媒の放熱を行う第２放熱部（２２ａ）と、第２放熱部（２２ａ）を流出した液相冷媒を過冷却する第２過冷却部（２２ｂ）とから構成されており、
第１圧縮機（１１）の冷媒吐出量およびノズル部（１３ａ）の冷媒減圧量の少なくともいずれかを調節可能とし、
かつ、第２圧縮機（２１）の冷媒吐出量および減圧手段（２３）の冷媒減圧量の少なくともいずれかを調節可能としたことを特徴としている。

これによると、第１圧縮機（１１）の冷媒吐出量およびノズル部（１３ａ）の冷媒減圧量の少なくともいずれかを調節して、ノズル部（１３ａ）から噴射する冷媒流量（Ｇ１）を調節するとともに、第２圧縮機（２１）の冷媒吐出量および減圧手段（２３）の冷媒減圧量の少なくともいずれかを調節して、冷媒吸引口（１３ｂ）から吸入される冷媒流量（Ｇ２）を調節することができる。

すなわち、第１蒸発器（１４）および第２蒸発器（２４）を流れる冷媒流量（Ｇ１+Ｇ２、Ｇ２）を調節することが可能であり、冷却性能を一層向上することができる。

また、第２蒸発器（２４）には、第２放熱部（２２ａ）と第２過冷却部（２２ｂ）とを備える第２放熱器（２２）からの冷媒が流入するようにしているから、第２蒸発器（２４）入口の冷媒のエンタルピを低エンタルピ側にシフトさせることができる。これにより、第２蒸発器（２４）の冷却能力を向上させることができる。

一方、エジェクタ（１３）のノズル部（１３ａ）には、第２放熱器（２２）とは独立した第１放熱器（１２）からの冷媒が流入するようになっているため、エジェクタ（１３）のノズル部（１３ａ）入口での冷媒のエンタルピが低エンタルピ側へシフトされることが止められる。これにより、エジェクタ（１３）の回収可能エネルギの低下を防ぐことがきる。

以上により、第２蒸発器（２４）における冷却能力を向上させるとともに、エジェクタ（１３）における回収可能エネルギを確保することができるため、冷却効率と冷却能力とを両立させることが可能となる。

請求項２の発明では、第１放熱器（１２）の伝熱面積（ＡＲ１）と第２放熱器（２２）の伝熱面積（ＡＲ２）との比率（ＡＲ１：ＡＲ２）が、第１蒸発器（１４）の伝熱面積（ＡＥ１）と第２蒸発器（２４）の伝熱面積（ＡＥ２）との比率（ＡＥ１：ＡＥ２）と同一となるように設定されていることを特徴としている。

請求項２の発明によれば、放熱器（１２，２２）における熱交換能力が、蒸発器（１４，２４）側での熱交換能力に制限されることがない。このため、放熱器（１２，２２）の熱交換能力は、それぞれ本来的に発揮される熱交換能力とすることができるため、熱交換能力の向上を図ることができる。

請求項３の発明では、第２放熱部（２２ａ）と第２過冷却部（２２ｂ）とは、一の放熱器内部を分割して形成されていることを特徴としている。このようにすれば、部品点数を抑えることができるため、装置構成が簡易化される。

請求項４の発明では、第１放熱器（１２）は、第１圧縮機（１１）から流出した冷媒の放熱を行う第１放熱部（１２ａ）と、第１放熱部（１２ａ）を流出した液相冷媒を過冷却する第１過冷却部（１２ｂ）とから構成されていることを特徴としている。

本構成においては、以下のようにして第１放熱部（１２ａ）と第１過冷却部（１２ｂ）との体格を設定することが望ましい。本構成のように第１放熱器（１２）を第１放熱部（１２ａ）と第１過冷却部（１２ｂ）とで構成したものと、第１放熱器を第１放熱部のみで構成したもの（従来構成）とを同一体格で比較し、本構成と従来構成とで同一の放熱能力となるように圧縮機の動作を制御したとする。このときに、本構成での第１過冷却部（１２ｂ）を流出する冷媒のエンタルピを、従来構成での第１放熱器を流出する冷媒のエンタルピよりも高くできるように、第１放熱部（１２ａ）と第１過冷却部（１２ｂ）との体格をそれぞれ設定するのである。

このようにすることで、第１過冷却部（１２ｂ）から流出する冷媒のエンタルピが、従来構成でのエンタルピよりも高くなるため、エジェクタ（１３）の回収可能エネルギを増加させることができる。

請求項５の発明では、第１過冷却部（１２ｂ）及び第２過冷却部（２２ｂ）のうち少なくともいずれかは、内部熱交換器により構成されていることを特徴としている。第１過冷却部（１２ｂ）及び第２過冷却部（２２ｂ）の構成としては、本構成のように内部熱交換器によって構成するようにしても良い。

また、請求項６に記載の発明のように、制御手段（１００）により、第１圧縮機（１１）の冷媒吐出量およびノズル部（１３ａ）の冷媒減圧量の少なくともいずれかを調節するとともに、第２圧縮機（２１）の冷媒吐出量および減圧手段（２３）の冷媒減圧量の少なくともいずれかを調節して、容易にノズル部（１３ａ）から噴射する冷媒流量（Ｇ１）と冷媒吸引口（１３ｂ）から吸入される冷媒流量（Ｇ２）との比率を制御することができる。

また、請求項７の発明では、制御手段（１００）は、ノズル部（１３ａ）から噴射する冷媒流量（Ｇ１）と冷媒吸引口（１３ｂ）から吸入される冷媒流量（Ｇ２）との比率（Ｇ１：Ｇ２）を、第１放熱器（１２）の伝熱面積（ＡＲ１）と第２放熱器（２２）の伝熱面積（ＡＲ２）との比率（ＡＲ１：ＡＲ２）と同一となるように制御することを特徴としている。

この種の冷凍サイクルでは、所定の運転条件の下で最大能力が発揮される流量比（Ｇ１：Ｇ２）が決まっており、この流量比（Ｇ１：Ｇ２）に基づいてサイクル内の各構成要素の仕様を設定するのが通常である。ここで、各構成要素の仕様の設定としては、第１放熱器（１２）と第２放熱器（２２）との伝熱面積の比率（ＡＲ１：ＡＲ２）、及び第１蒸発器（１４）と第２蒸発器（２４）との伝熱面積の比率（ＡＥ１：ＡＥ２）が流量比（Ｇ１：Ｇ２）と同一となるように放熱器（１２，２２）及び蒸発器（１４，２４）の仕様を決定することが望ましい。

従って、放熱器（１２，２２）及び蒸発器（１４，２４）が上述の仕様に設定されていれば、流量比（Ｇ１：Ｇ２）を本発明のように制御することで、請求項２に記載した効果が発揮され、発生する最大能力を飛躍的に向上させることができる。

また、請求項８に記載の発明では、制御手段（１００）は、第２蒸発器（２４）の出口における冷媒の過熱度に基づいて、ノズル部（１３ａ）から噴射する冷媒流量と冷媒吸引口（１３ｂ）から吸入される冷媒流量との比率を制御することを特徴としている。

これによると、第２蒸発器（２４）に流れる冷媒流量を、過熱度に基づいて最適に制御することが可能である。したがって、効率のよい運転を行ない冷却性能をより一層向上することが可能である。

また、請求項９に記載の発明では、請求項３に記載の発明において、
第２蒸発器（２４）の出口における冷媒の圧力を検出する冷媒圧力検出手段（９４）と、
第２蒸発器（２４）の出口における冷媒の温度またはその関連値を検出する冷媒温度検出手段（９５）とを備え、
制御手段（１００）は、冷媒圧力検出手段（９４）が検出した冷媒圧力、および冷媒温度検出手段（９５）が検出した冷媒温度に基づいて、第２蒸発器（２４）の出口における冷媒の過熱度を算出することを特徴としている。

これによると、制御装置（１００）は、冷媒の圧力と温度とから、容易に第２蒸発器（２４）の出口における冷媒の冷媒の過熱度を算出することができる。

また、請求項１０に記載の発明では、請求項２に記載の発明において、
第２蒸発器（２４）の出口における冷媒の圧力を検出する冷媒圧力検出手段（９４）と、
第２蒸発器（２４）の出口における冷媒の温度またはその関連値を検出する冷媒温度検出手段（９５）とを備え、
制御手段（１００）は、冷媒圧力検出手段（９４）が検出した冷媒圧力、および冷媒温度検出手段（９５）が検出した冷媒温度に基づいて、ノズル部（１３ａ）から噴射する冷媒流量と冷媒吸引口（１３ｂ）から吸入される冷媒流量との比率を制御することを特徴としている。

これによると、冷媒圧力および冷媒温度に基づいて、第２蒸発器（２４）に流れる冷媒流量を最適に制御することが可能である。したがって、制御の都度冷媒過熱度の算出を行なわなくても、効率のよい運転を行ない冷却性能をより一層向上することが可能である。

また、請求項１１に記載の発明のように、冷媒圧力検出手段（９４）は、第２蒸発器（２４）の出口側に設けた圧力センサ（９４）とし、冷媒温度検出手段（９５）は、関連値として、第２蒸発器（２４）を通過した外部流体の温度を検出する温度センサ（９５）とすることができる。

また、請求項１２に記載の発明では、第１圧縮機（１１）の冷媒吐出量および第２圧縮機（２１）の冷媒吐出量の両者を調節可能としたことを特徴としている。

これによると、第１圧縮機（１１）および第２圧縮機（２１）の作動を制御することで、容易にノズル部（１３ａ）から噴射する冷媒流量（Ｇ１）、および冷媒吸引口（１３ｂ）から吸入される冷媒流量（Ｇ２）を調節することができる。

また、請求項１３に記載の発明のように、第１圧縮機（１１）の冷媒吐出量および第２圧縮機（２１）の冷媒吐出量のいずれかを調節可能としたものとすることもできる。

すなわち、請求項１４に記載の発明のように、第１圧縮機（１１）の冷媒吐出量を調節可能としたものとすることができ、請求項１５に記載の発明のように、第２圧縮機（２１）の冷媒吐出量を調節可能としたものとすることもできる。

また、請求項１２または請求項１１４に記載の発明のように、第１圧縮機（１１）の冷媒吐出量を調節可能とした場合には、請求項１６に記載の発明のように、ノズル部（１３ａ）は、開度を固定することができる。すなわち、固定開度ノズルを備えるエジェクタ（１３）を採用することができる。これによると、エジェクタ（１３）のノズル部開度調節機構等が不要であるので、構成を簡素化することができる。

また、請求項１２または請求項１５に記載の発明のように、第２圧縮機（２１）の冷媒吐出量を調節可能とした場合には、請求項１７に記載の発明のように、減圧手段（２３）は固定絞り手段（２３）とすることができる。これによると、減圧手段（２３）の絞り開度調節機構等が不要であるので、構成を簡素化することができる。

また、請求項１８に記載の発明では、
第２圧縮機（２１）の冷媒吐出量および減圧手段（２３Ａ）の冷媒減圧量の両者が調節可能であり、
第２圧縮機（２１）の冷媒吐出量が所定量まで減少した場合に、減圧手段（２３Ａ）の冷媒減圧量を増大させることを特徴としている。

これによると、第２蒸発器（２４）を流れる冷媒を低流量とする必要があるときには、第２圧縮機（２１）を安定作動するように運転しつつ、減圧手段（２３）により流量調節することができる。

また、請求項１９に記載の発明のように、請求項１８に記載の発明において、第２圧縮機（２１）の冷媒吐出量が前記所定量まで減少した場合に、第２圧縮機（２１）の冷媒吐出量を前記所定量に固定すれば、第２圧縮機（２１）を確実に安定作動状態で運転することができる。また、第２圧縮機（２１）の冷媒吐出量および減圧手段（２３Ａ）の冷媒減圧量を同時に変更する必要がないので、制御が容易である。

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

以下、本発明の実施の形態を図に基づいて説明する。

（第１の実施形態）
図１は、本発明を適用した第１の実施形態における蒸気圧縮式の冷凍サイクル１を示す模式構成図である。本実施形態では、冷凍サイクル１を車両用冷凍サイクル装置に適用した例を示す。

本実施形態の冷凍サイクル１では、冷媒を吸入圧縮する圧縮機を複数個（第１圧縮機１１および第２圧縮機２１の２個）備えており、第１圧縮機１１、第２圧縮機２１は、吐出容量の変化により冷媒吐出能力を調整できる可変容量型圧縮機、あるいは電動モータの回転数調整により冷媒吐出能力を調整できる電動圧縮機としている。

第１圧縮機１１の冷媒吐出側には第１放熱器１２が配置されている。第１放熱器１２は第１圧縮機１１から吐出された高圧冷媒とコンデンサファン（冷却ファン）３６により送風される外気（車室外空気）との間で熱交換を行って高圧冷媒を冷却する。

第１放熱器１２よりもさらに冷媒流れ下流側部位には、液相冷媒と気相冷媒とを分離するレシーバ５１が配されており、このうち液相冷媒のみが当該レシーバ５１の下流側部位に配置されたエジェクタ１３に流出する。

エジェクタ１３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なう冷媒循環手段（運動量輸送式ポンプ）でもある（ＪＩＳ Ｚ ８１２６ 番号２．１．２．３等参照）。

エジェクタ１３には、第１放熱器１２から流入する高圧冷媒の通路面積を小さく絞って、高圧冷媒を等エントロピ的に減圧膨張させるノズル部１３ａと、ノズル部１３ａの冷媒噴出口と同一空間に配置され、後述する第２蒸発器２４からの気相冷媒を吸引する冷媒吸引口１３ｂが備えられている。

本実施形態におけるエジェクタ１３のノズル部１３ａは、ノズル開度を固定された固定ノズルである。したがって、ニードル弁体等を駆動するためのステッピングモータ等の駆動手段を備えていない。

ノズル部１３ａおよび冷媒吸引口１３ｂの冷媒流れ下流側部位には、ノズル部１３ａからの高速度の冷媒流と冷媒吸引口１３ｂの吸引冷媒とを混合する混合部１３ｃが設けられている。

そして、混合部１３ｃの冷媒流れ下流側にディフューザ部１３ｄが配置されている。このディフューザ部１３ｄ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作用を果たす。

なお、本実施形態のエジェクタ１３では、混合部１３ｃも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、混合部１３ｃとディフューザ部１３ｄとからなる構成が本実施形態のエジェクタ１３における昇圧部である。

エジェクタ１３のディフューザ部１３ｄの下流側に第１蒸発器１４が接続され、この第１蒸発器１４の冷媒流れ下流側は分岐点ｚにおいて分岐しており、第１圧縮機１１および第２圧縮機２１の吸入側に接続される。

第１圧縮機１１、第１放熱器１２、エジェクタ１３、および第１蒸発器１４は、冷媒循環通路１０により環状に接続されている。

そして、この冷媒循環通路１０の第１蒸発器１４下流側かつ第１圧縮機１１上流側にある分岐点ｚから冷媒分岐通路２０が分岐されており、この冷媒分岐通路２０の下流側はエジェクタ１３の冷媒吸引口１３ｂに接続されている。

この冷媒分岐通路２０には、分岐点ｚ下流側直後に第２圧縮機２１が配設され、第２圧縮機２１の冷媒吐出側には第２放熱器２２が配置されている。第２放熱器２２は第１放熱器１２に並設されており、第２圧縮機２１から吐出された高圧冷媒と前述のコンデンサファン（冷却ファン）３６により送風される外気（車室外空気）との間で熱交換を行って高圧冷媒を冷却する。

この第２放熱器２２は、第２圧縮機２１から流出した冷媒を冷却する第２放熱部２２ａと、この第２放熱部２２ａから流出した冷媒を過冷却する第２過冷却部２２ｂとを備える。第２放熱部２２ａでは、第２圧縮機２１から流出した冷媒を外気との熱交換によって冷却し、凝縮する。また、第２過冷却部２２ｂでは、第２放熱部２２ａからの冷媒を外気との熱交換によってさらに冷却する。なお、第２放熱部２２ａと第２過冷却部２２ｂとの間には、液相冷媒と気相冷媒とに分離するレシーバ５２が配置されており、第２放熱部２２ａを流出した冷媒のうち液相冷媒のみが第２過冷却部２２ｂに流入するようになっている。

第２放熱器２２よりもさらに冷媒流れ下流側部位には、減圧手段である膨張弁２３が配置され、この膨張弁２３よりも冷媒流れ下流側部位には第２蒸発器２４が配置されている。本実施形態の膨張弁２３は固定絞り機構（固定絞り手段）であり、具体的にはオリフィスのような固定絞りで構成できる。

本実施形態では、第１放熱器１２及び第２放熱器２２は、１つの放熱器を複数の領域に区画して構成しており、具体的には、第１放熱器１２として機能する領域、第２放熱器２２のうち第２放熱部２２ａとして機能する領域、及び第２放熱器２２のうち第２過冷却部２２ｂとして機能する領域の３つの領域に区画して構成されている。

また、蒸発器１４、２４は一体構造に組み付けられており、２つの蒸発器１４、２４を１つのケース３０内に収納するようになっている。そして、ケース３０内に構成される空気通路に共通のブロワ（電動送風機）３１により空気（被冷却空気）を矢印Ａのごとく送風し、この送風空気を２つの蒸発器１４、２４で冷却するようなっている。

２つの蒸発器１４、２４で冷却された冷風を共通の冷却対象空間４０に送り込み、これにより、２つの蒸発器１４、２４にて共通の冷却対象空間４０を冷却するようになっている。

ここで、２つの蒸発器１４、２４のうち、エジェクタ１３下流側の冷媒循環通路１０に配設される第１蒸発器１４を空気流れＡの上流側に配置し、エジェクタ１３の冷媒吸引口１３ｂに接続される第２蒸発器２４を空気流れＡの下流側に配置している。

なお、本実施形態の冷凍サイクル１を車両空調用冷凍サイクル装置に適用する場合は、車室内空間が冷却対象空間４０となる。また、本実施形態の冷凍サイクル１を冷凍車用冷凍サイクル装置に適用する場合は冷凍車の冷凍冷蔵庫内空間が冷却対象空間４０となる。

図１において符号１００を付した構成は空調装置用の制御装置であって、制御装置１００は本実施形態における制御手段である。

制御装置１００は、冷却対象空間４０内の温度（内気温度）を検出する内気温検出手段である内気温センサ９０からの温度情報や、図示しない操作パネルに設けられた冷却対象空間４０温度設定手段からの設定温度情報等の入力情報に基づいて、第１圧縮機１１、第２圧縮機２１、ブロワ３１、コンデンサファン３６等を作動制御するようになっている。

次に、上記構成に基づき、本実施形態の蒸気圧縮式冷凍サイクル１の作動について説明する。

図２は、制御装置１００の概略制御動作を示すフローチャートである。

図２に示すように、制御装置１００は、まず、要求される冷房能力を算出する（ステップ１１０）。具体的には、冷却対象空間４０の設定温度と内気温センサ９０が検出する冷却対象空間４０内の温度との差ΔＴを算出する。

そして、次に、全体冷媒流量を算出する（ステップ１２０）。全体冷媒流量は、第１圧縮機１１および第２圧縮機２１により吐出され冷媒循環通路１０および冷媒分岐通路２０を流れる冷媒の全体流量であり、第１蒸発器１４を流れる冷媒流量に相当する。

全体冷媒流量の算出は、例えば、予め設定した冷房条件と冷媒流量との関係式から算出する方法、もしくは冷凍サイクル１の冷媒高圧側圧力と低圧側圧力とを検出する圧力センサを設け両圧力センサの検出値に基づいて算出する方法等の周知の方法で実施する。

その後、全体流量に対し予めマップ化された最適な流量比（冷媒循環通路１０を流れエジェクタ１３ノズル部１３ａから噴射される冷媒流量Ｇ１と冷媒分岐通路２０を流れエジェクタ１３冷媒吸引口１３ｂから吸引される冷媒流量Ｇ２の比）を算出する（ステップ１３０）。

次に、ステップ１３０で算出した最適な流量比から、第１圧縮機１１および第２圧縮機２１の最適な冷媒吐出量を算出する。両圧縮機１１、２１が可変容量タイプである場合には最適な容量を決定し、両圧縮機１１、２１が電動圧縮機である場合には電動モータの最適回転数を決定して、第１、第２圧縮機１１、２１を作動制御する（ステップ１６０）。

そして、最後に、コンデンサファン３６およびブロワ３１が最適風量を発生するように、コンデンサファン３６の駆動モータおよびブロワ３１の駆動モータを作動制御して（ステップ１７０）、ステップ１１０にリターンする。

上述した制御装置１００の制御動作により、図１に示す第１圧縮機１１および第２圧縮機２１が作動すると、第１蒸発器１４から流出したガス状冷媒が分岐点ｚにおいて分配されて両圧縮機１１、２１に吸入圧縮される。

第１圧縮機１１で圧縮され吐出された高温高圧状態の冷媒は第１放熱器１２に流入する。第１放熱器１２では高温の冷媒が外気により冷却されて凝縮する。第１放熱器１２から流出した高圧液相冷媒は、レシーバ５１を介してエジェクタ１３に向かって流れる。

一方、第２圧縮機２１で圧縮され吐出された高温高圧状態の冷媒は第２放熱部２２ａに流入する。第２放熱部２２ａでは高温の冷媒が外気により冷却されて凝縮する。第２放熱部２２ａから流出した高圧液相冷媒は、レシーバ５２を介して第２過冷却部２２ｂに流入し、この第２過冷却部２２ｂでさらに冷却される。第２過冷却部２２ｂを流出した冷媒は、膨張弁２３で減圧されて低圧冷媒となり、この低圧冷媒が第２蒸発器２４に流入する。第２蒸発器２４内では、矢印Ａ方向に外部を流れる送風空気から冷媒が吸熱して蒸発する。

第１放熱器１２から流出してエジェクタ１３に流入した冷媒流れはノズル部１３ａで減圧され膨張する。従って、ノズル部１３ａ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１３ａの噴出口から冷媒は高速度の流れとなって噴出する。この際の冷媒圧力低下により、冷媒吸引口１３ｂから分岐冷媒通路２０の第２蒸発器２４通過後の冷媒（気相冷媒）を吸引する。

ノズル部１３ａから噴出した冷媒と冷媒吸引口１３ｂから吸引された冷媒は、ノズル部１３ａ下流側の混合部１３ｃで混合してディフューザ部１３ｄに流入する。このディフューザ部１３ｄ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。

そして、エジェクタ１３のディフューザ部１３ｄから流出した冷媒は第１蒸発器１４に流入する。第１蒸発器１４内を流れる低温の低圧冷媒は、矢印Ａ方向に外部を流れる送風空気から吸熱して蒸発する。この蒸発後の気相冷媒は、前述の分岐点ｚで分流され第１圧縮機１１および第２圧縮機２１に再び吸入圧縮される。

本実施形態の冷凍サイクルにおけるＰ−ｈ線図は図３に示すようである。線図上のａ〜ｚの符号は、図１に示す冷凍サイクル１上の各位置ａ〜ｚにおける冷媒の状態を示したものである。これによると、第１放熱器１２の出口（符号ｂの位置。エジェクタ１３のノズル部１３ａ入口）での冷媒のエンタルピは過冷却されることがないため飽和液線に一致している。一方、第２放熱器２２においては、第２放熱部２２ａ出口（符号ｆの位置）での冷媒が飽和液線に一致しており、第２過冷却部２２ｂ出口（符号ｇの位置。第２蒸発器２４入口）における冷媒のエンタルピは、過冷却によって第２放熱部２２ａ出口でのエンタルピよりも低くなっている。

ここで、エジェクタ１３での吸入圧上昇分ΔＰは、エジェクタ１３のノズル部１３ａの冷媒入口（符号ｂの位置）とノズル部１３ｂの冷媒出口（符号ｃの位置）との比エンタルピ差Δｈｅ（即ち、回収可能エネルギのことである。）に応じて決まる。一方、第２蒸発器２４における冷却能力は、当該第２蒸発器２４出口（符号ｉの位置）のエンタルピと第２放熱器２２出口（符号ｈの位置）のエンタルピとのエンタルピ差Δｈｅｒに応じて決まる。

従来構成の冷凍サイクルでは、放熱器が１つで構成されており、この放熱器から流出した冷媒をエジェクタ１３のノズル部１３ａ側と第２蒸発器２４側とに分岐するようにしているため、第２蒸発器２４入口でのエンタルピを低エンタルピ側にシフトすることができない（図３において、符号ｇの位置が符号ｂの位置に一致した状態となる）。このため、第２凝縮器２４の冷却能力を向上させるこが困難である。

そこで、放熱器に過冷却器を設けた構成とした場合、第２蒸発器２４入口の冷媒のエンタルピを低エンタルピ側にシフトさせてこの第２蒸発器２４の冷却能力を向上させることはできるものの、エジェクタ１３のノズル部１３ａ入口の冷媒のエンタルピも同時に低エンタルピ側にシフトするため（図３において、符号ｂの位置が符号ｇの位置に一致した状態となる）、エジェクタ１３での回収可能エネルギが低下し、冷却効率が低下する。

これに対して、本実施形態では、第２蒸発器２４には、第２放熱部２２ａと第２過冷却部２２ｂとを備える第２放熱器２２からの冷媒が流入するようにしているから、第２蒸発器２４入口の冷媒のエンタルピを低エンタルピ側にシフトさせることができる。これにより、第２蒸発器２４の冷却能力を向上させることができる。

一方、エジェクタ１３のノズル部１３ａには、第２放熱器２２とは独立した第１放熱器１２からの冷媒が流入するようになっているため、エジェクタ１３のノズル部１３ａ入口での冷媒のエンタルピが低エンタルピ側へシフトされることを止めることができる。これにより、エジェクタ１３の回収可能エネルギの低下を防ぐことがきる。

以上により、第２蒸発器２４における冷却能力を向上させることがとともに、エジェクタ１３における回収可能エネルギを確保することができるため、冷却効率と冷却能力とを両立させることが可能となる。

さらに、図３に示すように、第１放熱器１２での冷媒圧力のみを高圧側にシフトさせることができるため、エジェクタ１３での回収可能エネルギが増加し、両圧縮機１１，２１での消費動力を低減して冷却効率を向上させることができる。

また、エジェクタ１３の昇圧部において冷媒圧力が昇圧されるので、第１蒸発器１４内の冷媒蒸発圧力（冷媒蒸発温度）よりも第２蒸発器２４内の冷媒蒸発圧力（冷媒蒸発温度）を低くすることができる。

そして、送風空気の流れ方向Ａに対して冷媒蒸発温度が高い第１蒸発器１４を上流側に配置し、冷媒蒸発温度が低い第２蒸発器２４を下流側に配置しているので、第１蒸発器１４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２４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し易い。

このため、第１、第２蒸発器１４、２４の冷却性能を両方とも有効に発揮できる。従って、共通の冷却対象空間４０に対する冷却性能を第１、第２蒸発器１４、２４の組み合わせにて効果的に向上できる。また、混合部１３ｃ、ディフューザ部１３ｄでの昇圧作用により第１、第２圧縮機１１、２１の吸入圧を上昇して、両圧縮機１１、２１の駆動動力を低減することができる。

第１圧縮機１１および第２圧縮機２１は、図２に示すステップ１６０の制御により、それぞれ制御装置１００により決定された量の冷媒を吐出するように作動される。

したがって、冷媒循環通路１０を流れエジェクタ１３ノズル部１３ａから噴射される冷媒流量Ｇ１および冷媒分岐通路２０を流れエジェクタ１３冷媒吸引口１３ｂから吸引される冷媒流量Ｇ２は、ステップ１３０で算出された最適流量比となる。また、冷凍サイクル１内を循環する全体冷媒流量（Ｇ１とＧ２との和）はステップ１２０で算出された冷房能力に対応した流量となる。

上述の構成および作動によれば、制御手段（１００）は、要求される冷房能力に応じて、第１圧縮機１１の冷媒吐出量および第２圧縮機２１の冷媒吐出量を調節して、冷凍サイクル１内を循環する冷媒流量（全体冷媒流量Ｇ１＋Ｇ２）、およびエジェクタ１３ノズル部１３ａから噴射する冷媒流量Ｇ１とエジェクタ１３冷媒吸引口１３ｂから吸入される冷媒流量Ｇ２との比率を制御するようになっている。

したがって、第１蒸発器１４を流れる冷媒流量（Ｇ１＋Ｇ２）および第２蒸発器２４を流れる冷媒流量（Ｇ２）を、要求される冷房能力に応じて調節することが可能であり、冷却性能を一層向上することができる。

通常サイクル熱負荷が小さい条件では、サイクルの高低圧差が小さくなって、エジェクタ１３の入力が小さくなる。この場合に、特許文献１のサイクルでは、第２蒸発器を通過する冷媒流量がエジェクタの冷媒吸引能力のみに依存するので、エジェクタの入力低下→エジェクタの冷媒吸引能力の低下→第２蒸発器の冷媒流量の減少が発生して、第２蒸発器の冷却性能を確保しにくい。

これに対し、本実施形態によると、冷凍サイクル１の冷媒回路は圧縮機の上流部で分岐されており、エジェクタ１３のノズル部１３ａに入力される冷媒の通路とエジェクタ１３の冷媒吸引口１３ｂに吸引される冷媒の通路とが、並列的な接続関係となっている。そして、両通路にそれぞれ圧縮機１１、２１を設けて冷媒吐出量を制御している。

このため、冷媒分岐通路２０にエジェクタ１３の冷媒吸引能力だけでなく、圧縮機２１の冷媒吸入、吐出能力をも利用して冷媒を供給できる。これにより、エジェクタ１３の入力低下→エジェクタ１３の冷媒吸引能力の低下という現象が発生しても、第２蒸発器２４側の冷媒流量の減少度合いを特許文献１のサイクルよりも小さくできる。したがって、低熱負荷条件でも、第２蒸発器２４の冷却性能を確保しやすい。

また、制御装置１００は、第１圧縮機１１および第２圧縮機２１の作動を制御することで、エジェクタ１３ノズル部１３ａから噴射する冷媒流量Ｇ１、およびエジェクタ１３冷媒吸引口１３ｂから吸入される冷媒流量Ｇ２を、容易に調節することができる。

さらに、エジェクタ１３はノズル部１３ａ開度を固定するタイプとすることができ、膨張弁２３は固定絞りとすることができる。したがって、エジェクタ１３のノズル部開度調節機構、および膨張弁２３の絞り開度調節機構等が不要であるので、構成を簡素化してコストを低減することが可能である。

なお、本実施形態では蒸気圧縮式の冷凍サイクル１を車両用冷凍サイクル装置に適用した例を説明したが、本発明を適用した冷凍サイクルは、特に車室内空間が大きいバス等の車両の車両用空調装置に適用して好適である。

バス等の空調装置は、上述したように空調空間が大きいため、従来から複数の冷媒圧縮機を備え、圧縮機の数に対応した数の冷凍サイクルを搭載したものが知られている。例えば、圧縮機を有する独立した冷凍サイクルを２系統搭載した空調装置がある。

これに対し、本実施形態の冷凍サイクル１を採用した空調装置であれば、従来の独立２系統サイクルと同様に２台の圧縮機を用いて２つの蒸発器で冷房能力を発揮する場合であっても、低圧側の冷媒配管系を一部共通に用いる構成となり、配管を簡素化することができる。

（第２の実施形態）
本発明に係る第２の実施形態について図４ないし図６を参照して説明する。尚、第１の実施形態と同一の部分についてはその説明を省略し、相違点のみを説明する。本実施形態では、図４に示すように、第１放熱器１２の伝熱面積（ＡＲ１）と第２放熱器２２の伝熱面積（ＡＲ２）との比率（ＡＲ１：ＡＲ２）（以下、放熱器側比率（ＡＲ１：ＡＲ２）という）は、第１蒸発器１４の伝熱面積（ＡＥ１）と第２蒸発器２４の伝熱面積（ＡＥ２）との比率（ＡＥ１：ＡＥ２）（以下、蒸発器側比率（ＡＥ１：ＡＥ２）という）と同一となるように設定されている。

ここで、蒸発器１４，２４について、例えばプレートフィンタイプのものを用いているときには、それぞれのプレートフィン枚数の比率を蒸発器側比率（ＡＥ１：ＡＥ２）として規定できる（図４（Ａ）参照）。

そして、放熱器側比率（ＡＲ１：ＡＲ２）は、以下の手順によって設定することができる。例えば、放熱器１２，２２がプレートフィンタイプの放熱器によって区画形成されている場合には、それぞれの放熱器１２，２２の正面面積の比率が上記の放熱器側比率（ＡＲ１：ＡＲ２）と一致するように放熱器を区画すれば良い。あるいは、各放熱器１２，２２に備えられるチューブ本数の比率が上記の比率（ＡＲ１：ＡＲ２）と一致するように放熱器を区画するようにしてもよい（図４（Ｂ）参照）。

このように、放熱器側比率（ＡＲ１：ＡＲ２）が、蒸発器側比率（ＡＥ１：ＡＥ２）と同一とされていれば、放熱器１２，２２における放熱能力が、蒸発器１４，２４の冷凍能力に制限されることがなくなり、放熱器１２，２２での放熱能力を最大限に発揮できる。

図５は、放熱器側比率（ＡＲ１：ＡＲ２）を蒸発器側比率（ＡＥ１：ＡＥ２）とは異なる比率にしたときの放熱器１２、２２全体の熱交換能力（Ｑｒ１）と、放熱器側比率（ＡＲ１：ＡＲ２）を蒸発器側比率（ＡＥ１：ＡＥ２）と同一比率にしたときの放熱器１２、２２全体の熱交換能力（Ｑｒ２）とを示している。各熱交換能力（Ｑｒ１）（Ｑｒ２）は、放熱器１２，２２における冷媒側能力と空気側能力とのバランス点によって示される。

また、図６は、放熱器側比率（ＡＲ１：ＡＲ２）を蒸発器側比率（ＡＥ１：ＡＥ２）とは異なる比率にしたときの蒸発器１４、２４全体の熱交換能力（Ｑｅ１）と、放熱器側比率（ＡＲ１：ＡＲ２）を蒸発器側比率（ＡＥ１：ＡＥ２）と同一比率にしたときの蒸発器１４、２４全体の熱交換能力（Ｑｅ２）とを示している。各熱交換能力（Ｑｅ１）（Ｑｅ２）は、蒸発器１４，２４における冷媒側能力と空気側能力とのバランス点によって示される。

まず、放熱器側比率（ＡＲ１：ＡＲ２）を蒸発器側比率（ＡＥ１：ＡＥ２）とは異なる比率にしたときの熱交換能力（Ｑｒ１）について説明する。例えば、第１蒸発器１４の伝熱面積（ＡＥ１）と第２蒸発器２４の伝熱面積（ＡＥ２）との比率（ＡＥ１：ＡＥ２）が６：４とされているときに、第１放熱器１２の伝熱面積（ＡＲ１）と第２放熱器２２の伝熱面積（ＡＲ２）との比率（ＡＲ１：ＡＲ２）を５：５としたとする。このとき、第２蒸発器２４の冷媒蒸発量が第２放熱器２２の冷媒凝縮量よりも少なくなるため、第２放熱器２２の冷媒側能力は第２蒸発器２４の冷媒側能力に制限されることとなる。従って、放熱器１２，２２全体での冷媒側能力は、第２放熱器２２が本来的に発揮できる冷媒側能力から第２蒸発器２４によって制限された冷媒側能力の差分だけ低い能力となり（図５中（Ａ）のライン）、この冷媒側能力と空気側能力とのバランス点が放熱器１２，２２全体としての熱交換能力（Ｑｒ１）となる。

また、蒸発器側においては、第１放熱器１２の冷媒凝縮量が第１蒸発器１４の冷媒蒸発量よりも少なくなるため、第１蒸発器１４の冷媒側能力は第１放熱器１２の冷媒側能力に制限されることとなる。従って、蒸発器１４，２４全体での冷媒側能力は、第１蒸発器１４において、この第１蒸発器１４が本来的に発揮できる冷媒側能力から第１放熱器１２によって制限された冷媒側能力の差分だけ低い能力となり（図６中（Ｃ）のライン）、この冷媒側能力と空気側能力とのバランス点が蒸発器１４，２４全体としての熱交換能力（Ｑｅ１）となる。

従って、放熱器側比率（ＡＲ１：ＡＲ２）を蒸発器側比率（ＡＥ１：ＡＥ２）とは異なる比率にしたときには、放熱器１２，２２と蒸発器１４，２４とが互いに冷媒側能力を制限しあうことで、熱交換能力（Ｑｒ１）と熱交換能力（Ｑｅ１）とが同一となるようにバランスする。

一方、放熱器側比率（ＡＲ１：ＡＲ２）を蒸発器側比率（ＡＥ１：ＡＥ２）と同一の比率にしたときの熱交換能力（Ｑｒ２）について説明する。例えば、第１蒸発器１４の伝熱面積（ＡＥ１）と第２蒸発器２４の伝熱面積（ＡＥ２）との比率（ＡＥ１：ＡＥ２）が６：４とされているときに、第１放熱器１２の伝熱面積（ＡＲ１）と第２放熱器２２の伝熱面積（ＡＲ２）との比率（ＡＲ１：ＡＲ２）を同じく６：４としたとする。このとき、第１放熱器１２の冷媒凝縮量と第１蒸発器１４の冷媒蒸発量とは等しくなり、第１放熱器１２の冷媒側能力が第１蒸発器１４の冷媒側能力に制限されることがない。また、第２放熱器２２の冷媒凝縮量と第２蒸発器２４の冷媒蒸発量とも等しくなり、第２放熱器２２の冷媒側能力が第２蒸発器２４の冷媒側能力に制限されることがない。

従って、放熱器１２，２２全体での冷媒側能力は、両放熱器１２，２２が本来的に発揮できる冷媒側能力と同等となることで、上述した場合での冷媒側能力よりも向上することとなる（図５中（Ｂ）のライン）。この結果、冷媒側能力と空気側能力とのバランス点が高能力に移動し、放熱器１２，２２全体としての熱交換能力（Ｑｒ２）は前述の熱交換能力（Ｑｒ１）よりも向上する。

また、蒸発器器１４，２４全体での冷媒側能力についても、両蒸発器１４，２４が本来的に発揮できる冷媒側能力と同等となることで、上述した場合での冷媒側能力よりも向上することとなる（図６中（Ｄ）のライン）。この結果、冷媒側能力と空気側能力とのバランス点が高能力に移動し、蒸発器１４，２４全体としての熱交換能力（Ｑｅ２）は前述の熱交換能力（Ｑｅ１）よりも向上する。

従って、放熱器側比率（ＡＲ１：ＡＲ２）を蒸発器側比率（ＡＥ１：ＡＥ２）と同一比率にしたときには、放熱器１２，２２と蒸発器１４，２４とはそれぞれ本来の冷媒側能力を発揮できるため、上述の熱交換能力（Ｑｒ１＝Ｑｅ１）よりも高い熱交換能力（Ｑｒ２＝Ｑｅ２）でバランスする。

また、図２におけるステップ１３０にて、流量比（Ｇ１：Ｇ２）を、放熱器側比率（ＡＲ１：ＡＲ２）、蒸発器側比率（ＡＥ１：ＡＥ２）と同一となるように制御した場合には（請求項に記載の「ノズル部（１３ａ）から噴射する冷媒流量と冷媒吸引口（１３ｂ）から吸入される冷媒流量との比率（Ｇ１：Ｇ２）を、伝熱面積の比率（ＡＲ１：ＡＲ２）と同一となるように制御する」構成に相当）、以下の効果も得られる。

この種の冷凍サイクルでは、所定の条件の下で最大能力が発揮される流量比（Ｇ１：Ｇ２）が決まっており、この流量比（Ｇ１：Ｇ２）に基づいてサイクル内の各構成要素の仕様を設定するのが通常である。ここで、本実施形態においては、放熱器側比率（ＡＲ１：ＡＲ２）と蒸発器側比率（ＡＥ１：ＡＥ２）とを、上述した流量比（Ｇ１：Ｇ２）と同一となるように放熱器１２，２２及び蒸発器１４，２４の仕様を決定すればよい。

これにより、流量比（Ｇ１：Ｇ２）を放熱器側比率（ＡＲ１：ＡＲ２）、蒸発器側比率（ＡＥ１：ＡＥ２）と同一となるように制御した場合には、上述した放熱器１２，２２の熱交換能力の向上分が、冷凍サイクル全体としての能力に作用し、発揮される最大能力を飛躍的に向上させることができる。

（第３の実施形態）
本発明に係る第３の実施形態について図７または図８を参照して説明する。尚、上記第１の実施形態と同一の部分についてはその説明を省略し、相違点のみを説明する。第１の実施形態では、第２放熱器２２のみに当該冷媒を過冷却する第２過冷却部２２ｂを備えた構成を示したが、例えば、図７に示すように、第１放熱器１２にも過冷却部を備えた構成としても良い。具体的には、第１放熱器１２を、第１圧縮機１１から流出した冷媒を冷却する第１放熱部１２ａと、この第１放熱部１２ａから流出した冷媒を過冷却する第１過冷却部１２ｂとにより構成する。

この構成では、第１放熱部１２ａは、第１圧縮機１１から流出した冷媒を外気との熱交換によって冷却し、凝縮する。また、第１過冷却部１２ｂは、第１放熱部１２ａからの冷媒を外気との熱交換によってさらに冷却する。なお、第１放熱部１２ａと第１過冷却部１２ｂとの間に、レシーバ５１を配置し、第１放熱部１２ａを流出した冷媒のうち液相冷媒のみを第１過冷却部１２ｂに流入させるようにする。

本実施形態のように、第１放熱器１２を、第１放熱部１２ａと第１過冷却部１２ｂとで構成する場合には、以下のようにして両者１２ａ，１２ｂの体格を設定する。

本実施形態のように第１放熱器１２を第１放熱部１２ａと第１過冷却部１２ｂとで構成したもの（本構成）と、第１放熱器を第１放熱部のみで構成したもの（従来構成）とを同一体格で比較し、本構成と従来構成とで同一の放熱能力となるように制御装置１００が圧縮機の動作を制御したとする。このような条件において、第１過冷却部１２ｂ出口（符号ｂｓの位置）での冷媒のエンタルピを、従来構成での第１放熱器出口（符号ｂｄの位置）での冷媒のエンタルピよりも高くできるように、第１放熱部（１２ａ）と第１過冷却部（１２ｂ）との体格をそれぞれ設定するのである（図８参照）。

このようにすることで、本構成でのエジェクタ１３の回収可能エネルギを従来構成のものよりも増加させることができる。

また、本構成の第１放熱部１２ａは、従来構成での第１放熱器よりも体格が小さくなるため、第１過冷却部１２ｂ出口での冷媒圧力が従来構成における第１放熱器出口での冷媒圧力よりも高くされる。これにより、エジェクタ１３での回収可能エネルギを増大させることができる。

（第４の実施形態）
次に、第４の実施形態について図９および図１０に基づいて説明する。

本第４の実施形態は、前述の第１の実施形態と比較して、第２蒸発器に流入する冷媒の減圧手段を減圧量可変減圧手段とした点が異なる。なお、第１の実施形態と同様の部分については、同一の符号をつけ、その説明を省略する。

図９に示すように、本実施形態では、冷媒分岐通路２０の減圧手段を電子膨張弁２３Ａとしており、制御装置１００は、電子膨張弁２３Ａの開度調節を行ない冷媒減圧量を調節できるようになっている。

そして、制御装置１００は、図１０に示すように、ステップ１３０において最適な流量比（Ｇ１とＧ２との比）を算出したら、第２圧縮機２１の最適な冷媒吐出量を達成するための作動状態が安定した運転状態となるか否か判定する（ステップ１４０）。具体的には、第２圧縮機２１を安定作動運転できる所定回転数（例えば、下限回転数、下限近傍回転数）以下としなければサイクルに最適な冷媒吐出量（Ｇ２）とならないか否か判定する。

第２圧縮機２１が安定作動運転できる前記所定回転数以下としなければ最適冷媒流量が達成できない場合（第２圧縮機２１にとってサイクルに最適な冷媒吐出量が小さすぎる場合）には、第２圧縮機２１の回転数を前記所定回転数に固定して、電子膨張弁２３Ａの開度を絞り低流量に対応する（ステップ１５０）。そして、ステップ１６０において両圧縮機１１、２１の作動制御を行なう。

上述の構成および作動によれば、第２圧縮機２１は冷媒吐出量を調節可能であるとともに、電子膨張弁２３Ａは冷媒減圧量が調節可能であり、制御装置１００は、第２蒸発器２４に流通する冷媒流量Ｇ２を第２圧縮機２１および電子膨張弁２３Ａのいずれかで調節制御する。

本実施形態では、制御装置１００は、第２圧縮機２１が安定作動できる場合には、電子膨張弁２３Ａの絞り開度を固定して第２圧縮機２１の冷媒吐出量調節により冷媒流量Ｇ２を制御し、第２圧縮機２１の安定作動が困難な場合には、第２圧縮機２１の冷媒吐出量を固定して電子膨張弁２３Ａの絞り開度調節により冷媒流量Ｇ２を制御する。

したがって、第２蒸発器２４を流れる冷媒を低流量とする必要があるときには、第２圧縮機２１の安定作動領域での回転数制御（吐出量制御）、もしくは電子膨張弁２３Ａの開度制御により、対応することができる。

また、第２圧縮機２１の冷媒吐出量および電子膨張弁２３Ａの冷媒減圧量を同時に変更する必要がないので、制御装置１００による制御が容易である。

なお、第２圧縮機２１冷媒吐出量および電子膨張弁２３Ａ冷媒減圧量を同時に変更する必要はあるが、第２蒸発器２４を流れる冷媒を低流量とする必要がある場合には、第２圧縮機２１の安定作動が可能な範囲における吐出量調節に、電子膨張弁２３Ａによる絞り開度調節を組み合わせて、流量調節するものであってもよい。

（第５の実施形態）
次に、第５の実施形態について図１１〜図１５に基づいて説明する。

本第５の実施形態は、前述の第１の実施形態と比較して、第２蒸発器に流入する冷媒流量を熱交換後の冷媒の過熱度に基づいて調節している点が異なる。なお、第１の実施形態と同様の部分については、同一の符号をつけ、その説明を省略する。

図１１に示すように、本実施形態の冷凍サイクル１は、冷媒循環通路１０の第１圧縮機１１より下流側かつ第１放熱器１２より上流側に、冷媒循環通路１０の高圧側の冷媒圧力を検出する高圧センサ９１を備えている。また、冷媒分岐通路２０の第２圧縮機２１より下流側かつ第２放熱器２２より上流側に、冷媒分岐通路２０の高圧側の冷媒圧力を検出する高圧センサ９２を備えている。

一方、冷媒循環通路１０の第１蒸発器１４より下流側かつ第１圧縮機１１より上流側（本例では、分岐点ｚより上流側）に、冷媒循環通路１０の低圧側の冷媒圧力を検出する低圧センサ９３を備えている。また、冷媒分岐通路２０の第２蒸発器２４より下流側かつエジェクタ１３の冷媒吸引口１３ｂより上流側に、冷媒分岐通路２０の低圧側の冷媒圧力を検出する低圧センサ９４を備えている。

さらに、第２蒸発器２４の空気流れ方向Ａの下流側には、第２蒸発器２４を通過し冷却された送風空気の温度を検出する吹出温度センサ９５を備えている。

ここで、低圧センサ９４は、第２蒸発器２４の出口における冷媒圧力を検出する本実施形態における冷媒圧力検出手段としての圧力センサである。また、吹出温度センサ９５は、第２蒸発器２４の出口における冷媒温度の関連値である吹出空気（外部流体に相当）の温度を検出する温度センサであり、本実施形態における冷媒温度検出手段としても機能するものである。

そして、制御装置１００は、冷却対象空間４０内の温度（内気温度）を検出する内気温検出手段である内気温センサ９０および吹出温度センサ９５からの温度情報や、高圧センサ９１、９２、低圧センサ９３、９４からの圧力情報、図示しない操作パネルに設けられた冷却対象空間４０温度設定手段からの設定温度情報等の入力情報に基づいて、第１圧縮機１１、第２圧縮機２１、ブロワ３１、コンデンサファン３６等を作動制御するようになっている。

なお、本実施形態の第１、第２圧縮機１１、２１は、いずれもインバータで駆動する電動コンプレッサとしており、第１圧縮機１１はインバータ回路１１ａを備えており、第２圧縮機２１はインバータ回路２１ａを備えている。したがって、制御装置１００は、第１、第２圧縮機１１、２１を制御するときには、これらのインバータ回路１１ａ、２１ａに制御信号を出力するようになっている。

次に、上記構成に基づき、本実施形態の蒸気圧縮式冷凍サイクル１の作動について説明する。

図１２は、本実施形態の制御装置１００の概略制御動作を示すフローチャートである。

図１２に示すように、制御装置１００は、イグニッションスイッチがＯＮされて直流電源が供給されると、まず、所定のデータ等の初期化を行なう（ステップ１０１）。次に、前述の各種センサや温度設定スイッチ等からの信号を読み込む（ステップ１０２）。

そして、次に、目標吹出温度の算出を行なう（ステップ１１０Ａ）。目標吹出温度を算出するということは冷却対象空間４０の設定温度と内気温センサ９０が検出する冷却対象空間４０内の温度との差ΔＴ（要求冷房能力に相当）を算出することと同義であり、ステップ１１０Ａは、第１、第２実施形態におけるステップ１１０と同義のステップであると言える。

ステップ１１０Ａを実行したら、算出した目標吹出温度に基づいて、第１圧縮機１１の回転数を決定する（目標回転数を算出する）（ステップ２１０）。第１圧縮機１１の目標回転数は、例えば、図１３に示す関係から決定する。

すなわち、目標回転数は、現在の回転数を基準に温度差ΔＴに応じて補正することで算出する。関係式で表すと、目標回転数＝現在の回転数±温度差に応じた回転数増量、ということになる。

したがって、ΔＴが大きい場合には、冷媒循環通路１０の冷媒流量増加を大きくするように、第１圧縮機１１の回転数を大きく増大させ、ΔＴが小さい場合には、冷媒循環通路１０の冷媒流量増加を小さくするように、第１圧縮機１１の回転数の増大量は小さくする。

ステップ２１０を実行して第１圧縮機１１の目標回転数を算出したら、次に、第２蒸発器２４の出口における冷媒の過熱度ＳＨを算出する（ステップ２２０）。具体的には、低圧センサ９４が検出した第２蒸発器２４の出口における冷媒圧力と、吹出温度センサ９５が検出した冷却された送風空気温度から推定される第２蒸発器２４の出口における冷媒温度とに基づいて、第２蒸発器２４の出口における冷媒の過熱度ＳＨを算出する。

ステップ２２０を実行したら、算出した第２蒸発器２４出口における冷媒過熱度ＳＨに基づいて、第２圧縮機２１の回転数を決定する（目標回転数を算出する）（ステップ２３０）。ステップ２３０において、第２圧縮機２１の目標回転数は、例えば、図１４に示すフローにより決定する。

図１４に示すように、第２蒸発器２４出口における冷媒過熱度ＳＨがａ以上かつｂ以下であるか否か判断する（ステップ２３１）。過熱度ＳＨがａ〜ｂの範囲にあると判断した場合（ステップ２３１でＹＥＳと判断した場合）には、第２圧縮機２１の回転数は現状を維持する（ステップ２３２）。

ステップ２３１で過熱度ＳＨがａ〜ｂの範囲にないと判断した場合には、冷媒過熱度ＳＨがａ未満であるか否か判断する（ステップ２３３）。冷媒過熱度ＳＨがａ未満であると判断した場合には、第２圧縮機２１の回転数は現状より減少させる（ステップ２３４）。ステップ２３３で冷媒過熱度ＳＨがａ以上と判断した場合（ステップ２３１の後であるので実質的には過熱度ＳＨがｂを超えていると判断した場合）には、第２圧縮機２１の回転数は現状より増加させる（ステップ２３５）。

この図１４に示すフローにおいて判断の基準とする過熱度の値ａ、ｂは、図１５に例示するような過熱度ＳＨと冷房能力との関係から決定している。この関係は、本発明者らが鋭意検討の結果明らかにしたものであって、冷房能力に対して第２蒸発器２４出口の冷媒過熱度ＳＨが及ぼす影響は小さくない。

第２蒸発器２４出口の冷媒過熱度ＳＨがａより小さい場合には、第２蒸発器２４内において液状冷媒が良好に蒸発しておらず、充分な冷房能力を発揮することができない。

また、第２蒸発器２４出口の冷媒過熱度ＳＨがｂより大きい場合には、第２蒸発器２４内に流入する冷媒量が不足しており、第２蒸発器２４内の下流側部では気相冷媒と送風空気との熱交換が行なわれる。これに加えて、エジェクタ１３を介して第１蒸発器１４内に過熱度ＳＨの大きい冷媒が混入することになるので、第１蒸発器１４における熱交換の効率も低下する。これらにより、第２蒸発器２４出口の冷媒過熱度ＳＨがｂより大きい場合にも、充分な冷房能力を発揮することができない。

したがって、ステップ２３０では、所定以上の冷房能力を発揮できる第２蒸発器２４出口の冷媒過熱度ＳＨの範囲を維持するように（ａ≦ＳＨ≦ｂの値を保つように）、第２圧縮機２１の目標回転数を決定する。

具体的には、過熱度ＳＨ大→圧縮機２１回転数増加→冷媒流量Ｇ２増加→過熱度ＳＨ減少、および、過熱度ＳＨ小→圧縮機２１回転数減少→冷媒流量Ｇ２減少→過熱度ＳＨ増加、という作動を繰り返し、最終的にａ≦ＳＨ≦ｂという値に落ち着かせることができる。

ステップ２３０までを実行したら、第１、第２圧縮機１１、２１のインバータ回路１１ａ、２１ａに目標回転数となる制御信号を出力して、第１、第２圧縮機１１、２１を作動制御するとともに、コンデンサファン３６およびブロワ３１が最適風量を発生するようにコンデンサファン３６の駆動モータおよびブロワ３１の駆動モータに作動制御出力を行なう（ステップ１６０Ａ）。そして、その後リターンする。

上述の構成および作動によれば、制御装置１００は、第２蒸発器２４の出口における冷媒の過熱度ＳＨに基づいて、ノズル部１３ａから噴射する冷媒流量Ｇ１と冷媒吸引口１３ｂから吸入される冷媒流量Ｇ２との比率を制御し、第２蒸発器２４に流れる冷媒流量Ｇ２を過熱度ＳＨに基づいて最適に制御することができる。したがって、変動する負荷に左右されることなく効率のよい運転を行なって安定した冷却性能を発揮することができ、成績係数ＣＯＰを向上することができる。

また、第２蒸発器２４の出口における冷媒の圧力および温度に基づいて第２蒸発器２４の出口における冷媒の過熱度ＳＨを容易に算出することができる。さらに、第２蒸発器２４の出口における冷媒の圧力および温度は、低圧センサ９４および吹出温度センサ９５の検出値に基づいており、過熱度ＳＨを検出するための専用の検出手段を設けていない。したがって、冷凍サイクル１の構成が複雑になることもない。

また、第１の実施形態と同様に、冷媒分岐通路２０の膨張弁２３に固定絞りを採用しており、比較的高価な電子膨張弁を用いることなく、安定した冷却性能を発揮する制御を行なうことができる。

（他の実施形態）
第１の実施形態及び第２の実施形態では、第１放熱器１２、第２放熱部２２ａ、及び第２過冷却部２２ｂを一体で設けた構成を示したが、これらをそれぞれ別体で構成するようにしても良い。

上記第１、第５の実施形態では、第１、第２圧縮機１１、２１を冷媒吐出量可変タイプとし、エジェクタノズル部１３ａ、膨張弁２３を絞り固定タイプとしていた。また、上記第３の実施形態では、第１、第２圧縮機１１、２１を冷媒吐出量可変タイプとし、エジェクタノズル部１３ａを絞り固定タイプとし、電子膨張弁２３Ａを絞り可変タイプとしていた。

しかしながら、これらに限定されるものではなく、第１圧縮機１１の冷媒吐出量およびエジェクタノズル部１３ａの冷媒減圧量の少なくともいずれかが調節可能であるとともに、第２圧縮機２１の冷媒吐出量および膨張弁２３の冷媒減圧量の少なくともいずれかが調節可能であればよい。

これらのいずれかによると、第１圧縮機１１の冷媒吐出量およびエジェクタノズル部１３ａの冷媒減圧量の少なくともいずれかを調節して、ノズル部１３ａから噴射する冷媒流量Ｇ１を調節するとともに、第２圧縮機２１の冷媒吐出量および膨張弁２３の冷媒減圧量の少なくともいずれかを調節して、エジェクタ１３の冷媒吸引口１３ｂから吸入される冷媒流量Ｇ２を調節することができる。

すなわち、第１蒸発器１４および第２蒸発器２４を流れる冷媒流量を調節することが可能であり、冷却性能を一層向上することができる。

また、第１の実施形態から第３の実施形態では、第１過冷却部１２ｂ及び第２過冷却部２２ｂは、外気との熱交換により冷媒を過冷却するものであったが、これらを内部熱交換器により構成しても良い。

また、上記第５の実施形態では、低圧センサ９４の検出圧力と吹出温度センサ９５の検出温度に基づいて第２蒸発器２４出口の冷媒過熱度ＳＨを算出していたが、過熱度ＳＨを検出もしくは算出できるものであれば、これに限定されるものではない。例えば、第２蒸発器２４の下流側に低圧センサ９４に合わせて冷媒温度センサを設けるものであってもよい。

また、上記第５の実施形態では、第２蒸発器２４出口における冷媒過熱度ＳＨを算出し、算出した過熱度ＳＨに基づいて流量比制御を行なうものであったが、予め過熱度ＳＨが適切な値となる流量比を明らかにしている場合には、第２圧縮機２１の制御は過熱度ＳＨが適切な値となる流量比に基づいて行なうものであってもよい。

この場合であっても、第２蒸発器２４出口の冷媒過熱度ＳＨに基づいて流量比率を制御していると言える。これによれば、各ルーチンの都度過熱度ＳＨを算出することなく、良好な冷却性能を得ることができる。

例えば、第１、第２圧縮機１１、２１が同一仕様の圧縮機であり、流量比φ＝０．５（Ｇ１：Ｇ２＝１：１）で過熱度ＳＨが適切な値となることが明らかになっている場合には、第１圧縮機１１と第２圧縮機２１とを同一回転数となるように制御すればよい。これによれば、制御が極めてシンプルになる。

また、第２蒸発器２４出口の冷媒過熱度ＳＨの算出を行なわず、全流量（Ｇ１＋Ｇ２相当流量）を算出し、予め冷媒過熱度ＳＨを考慮してマップ化あるいは関係式化された流量比となるように、両圧縮機１１、２１の回転数制御を行なうものであってもよい。この場合であっても、第２蒸発器２４出口の冷媒過熱度ＳＨに基づいて流量比率を制御していると言える。

また、図１２に示す制御フローにおいて、第２蒸発器２４の出口における冷媒の圧力および温度に基づいて、過熱度ＳＨを算出するステップ２２０を省略して、直接ノズル部１３ａから噴射する冷媒流量Ｇ１と冷媒吸引口１３ｂから吸入される冷媒流量Ｇ２との比率を制御するものであってもよい。これによると、冷媒圧力および冷媒温度に基づいて、第２蒸発器２４に流れる冷媒流量を最適に制御することが可能である。したがって、制御の都度冷媒過熱度ＳＨの算出を行なわなくても、効率のよい運転を行ない冷却性能をより一層向上することができる。

また、上記各実施形態では、冷凍サイクル１は、第１、第２圧縮機１１、２１、第１、第２放熱器１２、２２、エジェクタ１３、膨張弁２３または２３Ａ、第１、第２蒸発器１４、２４を配管接続して構成していたが、構成要素はこれらのみに限定されるものではない。

例えば、図１６に示すように、エジェクタ１３のノズル部１３ａが絞り固定タイプである場合に第１蒸発器１４から流出する冷媒過熱度に応じてエジェクタ１３のノズル部１３ａに流入する冷媒圧力を微調節する膨張弁５３、圧縮機１１，２１上流で冷媒を気液分離して余剰冷媒を貯えるとともに圧縮機１１，２１へのオイル戻り量を調節するためのアキュムレータ５４等のいずれかを、必要に応じて適宜設定するものであってもよい。

上記第４及び第５の実施形態では、第１放熱器１２について、第１過冷却部１２ｂを省略した構成を示したが、これらの実施形態についても第１放熱器１２を第１放熱部１２ａと第１過冷却部１２ｂとを備えて構成しても良い。

また、上記各実施形態では、車両用の冷凍サイクルについて説明したが、車両用に限らず、定置用等の冷凍サイクルに対しても本発明を同様に適用できることはもちろんである。

本発明を適用した第１の実施形態における蒸気圧縮式の冷凍サイクル１を示す模式構成図である。 第１の実施形態における制御装置１００の概略制御動作を示すフローチャートである。 冷凍サイクル１上の各位置における冷媒の状態を示したｐ−ｈ線図である。 第２の実施形態において、放熱器１２，２２の伝熱面積の比率の設定方法について示した概念図である。 放熱器１２，２２の熱交換能力の変化を示した図である。 蒸発器１４，２４の熱交換能力の変化を示した図である。 第３の実施形態における上記圧縮式の冷凍サイクルの１の模式構成図である。 冷凍サイクル１のｐ−ｈ線図のうち、高圧・低エンタルピ領域を拡大表示した拡大図である。 本発明を適用した第４の実施形態における蒸気圧縮式の冷凍サイクル１を示す模式構成図である。 第４の実施形態における制御装置１００の概略制御動作を示すフローチャートである。 本発明を適用した第５の実施形態における蒸気圧縮式の冷凍サイクル１を示す模式構成図である。 第５の実施形態における制御装置１００の概略制御動作を示すフローチャートである。 温度差ΔＴ（要求冷房能力、目標吹出温度に関連）と第１圧縮機１１の目標回転数との関係を示すグラフである。 図１２のステップ２３０の内容を示すフローチャートである。 過熱度ＳＨと冷房能力との関係を示すグラフである。 他の実施形態における蒸気圧縮式の冷凍サイクル１の構成例を示す模式構成図である。

符号の説明

１…冷凍サイクル
１１…第１圧縮機
１２…第１放熱器
１２ａ…第１放熱部
１２ｂ…第１過冷却部
１３…エジェクタ
１３ａ…ノズル部
１３ｂ…冷媒吸引口
１３ｃ…混合部（昇圧部の一部）
１３ｄ…ディフューザ部（昇圧部の一部）
１４…第１蒸発器
２１…第２圧縮機
２２…第２放熱器
２２ａ…第２放熱部
２２ｂ…第２過冷却部
２３…膨張弁（減圧手段）
２３Ａ…電子膨張弁（減圧手段）
２４…第２蒸発器
９４…低圧センサ（冷媒圧力検出手段、圧力センサ）
９５…吹出温度センサ（冷媒温度検出手段、温度センサ）
１００…制御装置（制御手段）
ＡＲ１…第１放熱器の伝熱面積
ＡＲ２…第２放熱器の伝熱面積
ＡＥ１…第１蒸発器の伝熱面積
ＡＥ２…第２蒸発器の伝熱面積
Ｇ１、Ｇ２…冷媒流量

Claims (19)

1. 冷媒を吸入圧縮して吐出する第１圧縮機（１１）と、
   前記第１圧縮機（１１）から吐出された冷媒の放熱を行なう第１放熱器（１２）と、
   前記第１放熱器（１２）から流出した冷媒の圧力エネルギーを速度エネルギーに変換して冷媒を減圧膨張させるノズル部（１３ａ）、前記ノズル部（１３ａ）から噴射する冷媒流により冷媒が内部に吸引される冷媒吸引口（１３ｂ）、および前記ノズル部（１３ａ）から噴射する冷媒と前記冷媒吸引口（１３ｂ）から吸引した冷媒とを混合させながら速度エネルギーを圧力エネルギーに変換して冷媒の圧力を昇圧させる昇圧部（１３ｃ、１３ｄ）を有するエジェクタ（１３）と、
   前記エジェクタ（１３）から流出した冷媒を蒸発させる第１蒸発器（１４）と、
   冷媒を吸入圧縮して吐出する第２圧縮機（２１）と、
   前記第２圧縮機（２１）から吐出された冷媒の放熱を行なう第２放熱器（２２）と、
   前記第２放熱器（２２）から流出した冷媒を減圧膨張させる減圧手段（２３）と、
   前記減圧手段（２３）で減圧された冷媒を蒸発させ、蒸発した冷媒を前記冷媒吸引口（１３ｂ）に流入させる第２蒸発器（２４）とを備え、
   前記第１蒸発器（１４）で蒸発した冷媒を前記第１圧縮機（１１）および前記第２圧縮機（２１）に分配して吸入させる蒸気圧縮式冷凍サイクルであって、
   前記第２放熱器（２２）は、前記第２圧縮機（２１）から流出した冷媒の放熱を行う第２放熱部（２２ａ）と、前記第２放熱部（２２ａ）を流出した液相冷媒を過冷却する第２過冷却部（２２ｂ）とから構成されており、
   前記第１圧縮機（１１）の冷媒吐出量および前記ノズル部（１３ａ）の冷媒減圧量の少なくともいずれかを調節可能とし、
   かつ、前記第２圧縮機（２１）の冷媒吐出量および前記減圧手段（２３）の冷媒減圧量の少なくともいずれかを調節可能としたことを特徴とする蒸気圧縮式冷凍サイクル。
2. 前記第１放熱器（１２）の伝熱面積（ＡＲ１）と前記第２放熱器（２２）の伝熱面積（ＡＲ２）との比率（ＡＲ１：ＡＲ２）が、前記第１蒸発器（１４）の伝熱面積（ＡＥ１）と前記第２蒸発器（２４）の伝熱面積（ＡＥ２）との比率（ＡＥ１：ＡＥ２）と同一となるように設定されてい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。
3. 前記第２放熱部（２２ａ）と前記第２過冷却部（２２ｂ）とは、一の放熱器内部を分割して形成されていることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
4. 前記第１放熱器（１２）は、前記第１圧縮機（１１）から流出した冷媒の放熱を行う第１放熱部（１２ａ）と、前記第１放熱部（１２ａ）を流出した液相冷媒を過冷却する第１過冷却部（１２ｂ）とから構成されていることを特徴とする請求項１から請求項３のいずれかに記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
5. 前記第１過冷却部（１２ｂ）及び前記第２過冷却部（２２ｂ）のうち少なくともいずれかは、内部熱交換器により構成されていることを特徴とする請求項１から請求項４のいずれかに記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
6. 前記第１圧縮機（１１）の冷媒吐出量および前記ノズル部（１３ａ）の冷媒減圧量の少なくともいずれかを調節するとともに、
   前記第２圧縮機（２１）の冷媒吐出量および前記減圧手段（２３）の冷媒減圧量の少なくともいずれかを調節し、
   前記ノズル部（１３ａ）から噴射する冷媒流量と前記冷媒吸引口（１３ｂ）から吸入される冷媒流量との比率を制御する制御手段（１００）を備えることを特徴とする請求項１から請求項５のいずれかに記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
7. 前記制御手段（１００）は、前記ノズル部（１３ａ）から噴射する冷媒流量（Ｇ１）と前記冷媒吸引口（１３ｂ）から吸入される冷媒流量（Ｇ２）との比率（Ｇ１：Ｇ２）を、前記第１放熱器（１２）の伝熱面積（ＡＲ１）と前記第２放熱器（２２）の伝熱面積（ＡＲ２）との比率（ＡＲ１：ＡＲ２）と同一となるように制御することを特徴とする請求項６に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
8. 前記制御手段（１００）は、前記第２蒸発器（２４）の出口における冷媒の過熱度に基づいて、前記ノズル部（１３ａ）から噴射する冷媒流量と前記冷媒吸引口（１３ｂ）から吸入される冷媒流量との比率を制御することを特徴とする請求項６に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
9. 前記第２蒸発器（２４）の出口における冷媒の圧力を検出する冷媒圧力検出手段（９４）と、
   前記第２蒸発器（２４）の出口における冷媒の温度またはその関連値を検出する冷媒温度検出手段（９５）とを備え、
   前記制御手段（１００）は、前記冷媒圧力検出手段（９４）が検出した冷媒圧力、および前記冷媒温度検出手段（９５）が検出した冷媒温度に基づいて、前記過熱度を算出することを特徴とする請求項８に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
10. 前記第２蒸発器（２４）の出口における冷媒の圧力を検出する冷媒圧力検出手段（９４）と、
    前記第２蒸発器（２４）の出口における冷媒の温度またはその関連値を検出する冷媒温度検出手段（９５）とを備え、
    前記制御手段（１００）は、前記冷媒圧力検出手段（９４）が検出した冷媒圧力、および前記冷媒温度検出手段（９５）が検出した冷媒温度に基づいて、前記ノズル部（１３ａ）から噴射する冷媒流量と前記冷媒吸引口（１３ｂ）から吸入される冷媒流量との比率を制御することを特徴とする請求項８に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
11. 前記冷媒圧力検出手段（９４）は、前記第２蒸発器（２４）の出口側に設けた圧力センサ（９４）であり、前記冷媒温度検出手段（９５）は、前記関連値として前記第２蒸発器（２４）を通過した外部流体の温度を検出する温度センサ（９５）であることを特徴とする請求項９または請求項１０に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
12. 前記第１圧縮機（１１）の冷媒吐出量および前記第２圧縮機（２１）の冷媒吐出量の両者を調節可能としたことを特徴とする請求項１から請求項１１のいずれか１つに記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
13. 前記第１圧縮機（１１）の冷媒吐出量および前記第２圧縮機（２１）の冷媒吐出量のいずれかを調節可能としたことを特徴とする請求項１から請求項１１のいずれか１つに記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
14. 前記第１圧縮機（１１）の冷媒吐出量を調節可能としたことを特徴とする請求項１３に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
15. 前記第２圧縮機（２１）の冷媒吐出量を調節可能としたことを特徴とする請求項１３に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
16. 前記ノズル部（１３ａ）は、開度が固定されていることを特徴とする請求項１２から請求項１４のいずれかに記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
17. 前記減圧手段（２３）は、固定絞り手段（２３）であることを特徴とする請求項１２から請求項１５のいずれかに記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
18. 前記第２圧縮機（２１）の冷媒吐出量および前記減圧手段（２３Ａ）の冷媒減圧量の両者が調節可能であり、
    前記第２圧縮機（２１）の冷媒吐出量が所定量まで減少した場合に、前記減圧手段（２３）の冷媒減圧量を増大させることを特徴とする請求項１から請求項１３のいずれか１つに記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。
19. 前記第２圧縮機（２１）の冷媒吐出量が所定量まで減少した場合に、前記第２圧縮機（２１）の冷媒吐出量を前記所定量に固定することを特徴とする請求項１８に記載の蒸気圧縮式冷凍サイクル。

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