JP4952830B2 - エジェクタ式冷凍サイクル - Google Patents

Description

本発明は、冷媒減圧手段の役割および冷媒循環手段の役割を果たすエジェクタと、複数の蒸発器と、内部熱交換器とを有するエジェクタ式冷凍サイクルに関するものであり、例えば、車両用空調冷蔵装置の冷凍サイクルに適用して有効である。

従来、蒸気圧縮式冷凍サイクルにおいて、冷媒減圧手段および冷媒循環手段としてエジェクタを使用したエジェクタ式冷凍サイクルが特許文献１において提案されている。

この特許文献１では、図２０に示すようにエジェクタ１４の冷媒流出側と気液分離器６３との間に第１蒸発器６１を配置するともに、気液分離器６３の液冷媒流出側とエジェクタ１４の冷媒吸引口１４ｂとの間に第２蒸発器６２を配置した構成が記載されている。

特許文献１のエジェクタ式冷凍サイクルによると、膨張時の冷媒の高速流により生じる圧力低下を利用して、第２蒸発器６２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ディフューザ部（昇圧部）１４ｄ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１２の駆動動力を低減できる。このため、サイクルの運転効率を向上することができる。

そして、２つの蒸発器６１、６２により別々の空間、または２つの蒸発器６１、６２で同一の空間から吸熱（冷却）作用を発揮することができる（特許文献１の段落０１９２参照）。

また、特許文献１の図３４〜図３８には、気液分離器６３の液冷媒流出側とエジェクタ１４の吸引口１４ｂとの間のみに蒸発器６２を配置するエジェクタ式冷凍サイクルにおいて、気液分離器６３から流出する低圧気相冷媒と、放熱器１３の出口側高圧冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器を設ける構成が記載されている。

特許第３３２２２６３号公報

しかし、特許文献１のエジェクタ式冷凍サイクルでは、エジェクタ１４の冷媒循環（気相冷媒の吸引）作用を維持しつつ、１つのエジェクタ１４にて第１、第２蒸発器６１、６２の冷媒流量の配分を決定しなければならないので、第１、第２蒸発器６１、６２の冷媒の流量を適切に調節することが難しいという問題がある。

また、サイクル熱負荷が小さい低負荷条件では、サイクルの高低圧差が小さくなって、エジェクタ入力が小さくなる。この結果、エジェクタ１４の冷媒吸引能力が低下して第２蒸発器６２を通過する冷媒流量が減少して第２蒸発器６２の冷却性能が低下するという問題が生じる。

上記問題点は特許文献１の図３４〜図３８に図示される内部熱交換器付きのエジェクタ式冷凍サイクルにおいても同様に発生する。

本発明は、上記点に鑑み、複数の蒸発器を備えるエジェクタ式冷凍サイクルにおいて、複数の蒸発器への冷媒の流量調節を容易にすることを目的とする。

また、本発明は、エジェクタ吸引側に接続される第２蒸発器の冷却性能を確保しやすくすることを他の目的とする。

さらに、本発明は、エジェクタ式冷凍サイクルにおける冷却性能を内部熱交換器を用いて向上することを他の目的とする。

上記目的を達成するため、請求項１に記載の発明では、エジェクタ（１４）から流出した冷媒を蒸発させて冷却性能を発揮する第１蒸発器（１５）と、
放熱器（１３）の出口側冷媒通路（３１）に配置され、出口側冷媒通路（３１）の開度を調整して圧縮機（１１）吸入側の低圧冷媒の状態を制御する膨張弁（３０）と、
膨張弁（３０）出口側の冷媒をエジェクタ（１４）の入口側で分岐してエジェクタ（１４）の冷媒吸引口（１４ｂ）に導く分岐通路（１６）と、
分岐通路（１６）に配置され、膨張弁（３０）出口側の冷媒を減圧する絞り手段（１７）と、
分岐通路（１６）において、絞り手段（１７）の出口側に配置され、冷媒を蒸発させて冷却能力を発揮する第２蒸発器（１８）と、
圧縮機（１１）吸入側の低圧冷媒と、膨張弁（３０）入口側の高圧冷媒もしくは膨張弁（３０）出口側の中間圧冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器（２１）とを備えることを特徴としている。

これによると、圧縮機動力の低減による高効率な運転が可能なエジェクタ式冷凍サイクルにおいて、第１蒸発器（１５）および第２蒸発器（１８）の両方に冷媒を流す状態を設定できるため、第１、第２蒸発器（１５、１８）にて同時に冷却対象空間から吸熱することができる。

しかも、本発明では、第１蒸発器（１５）の冷媒流量はエジェクタ（１４）の絞り特性により調節できる。そして、第２蒸発器（１８）の冷媒流量は第１分岐通路（１６）に設けた第１絞り手段（１７）により独立に調節できる。このため、第１蒸発器（１５）および第２蒸発器（１８）の冷媒流量をそれぞれの熱負荷に対応して容易に調節できる。

また、第１分岐通路（１６）はエジェクタ（１４）の入口側で分岐した冷媒をエジェクタ（１４）の冷媒吸引口（１４ｂ）に導くようになっているから、エジェクタの冷媒吸引能力だけでなく、圧縮機能力をも利用して第１分岐通路（１６）に冷媒を流すことができる。このため、サイクルの低負荷時（サイクルの高低圧差が小さくなって、エジェクタ入力が小さくなるとき）においても、第１分岐通路（１６）の第２蒸発器（１８）を通過する冷媒流量を確保して、第２蒸発器（１８）の冷却性能を確保できる。

さらに、圧縮機（１１）吸入側の低圧冷媒と圧縮機（１１）吐出側の高圧冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器（２１、２１１、２１２）を備えているから、放熱器（１３）出口側の高圧冷媒、ひいては蒸発器入口冷媒のエンタルピを減少して、蒸発器入口、出口間のエンタルピ差を拡大できる。これにより、第１、第２蒸発器（１５、１８）の冷却性能を向上できる。

なお、圧縮機（１１）吐出側の高圧冷媒とは、後述の実施形態の記載から明らかなごとく、圧縮機（１１）吐出側から放熱器（１３）出口側に至る高圧側冷媒流路の冷媒を包含する。

これに加え、膨張弁（３０）によって放熱器（１３）の出口側冷媒通路（３１）の開度を調整して圧縮機（１１）吸入側の低圧冷媒の状態を制御するとともに、膨張弁（３０）通過後の中間圧冷媒をエジェクタ（１４）の入口側と分岐通路（１６）側とに分岐しているから、圧縮機（１１）吸入側の低圧冷媒が所定の状態（例えば、所定の過熱状態）となるように冷媒流量を膨張弁（３０）により適切に制御でき、そして、この適切に制御された冷媒流量を第１、第２蒸発器（１５、１８）に分配できる。これにより、第１、第２蒸発器（１５、１８）の冷却性能をともに良好に発揮できる。

請求項２に記載の発明では、請求項１に記載のエジェクタ式冷凍サイクルにおいて、内部熱交換器（２１）は、具体的には、膨張弁（３０）入口側に配置された高圧側冷媒流路（２１ａ）と、圧縮機（１１）吸入側の低圧側冷媒流路（２１ｂ）との間で熱交換を行うように構成されている。

これによると、膨張弁（３０）入口側の高圧側冷媒を内部熱交換器（２１）により放熱させて、第１、第２蒸発器（１５、１８）の双方に供給される冷媒のエンタルピを減少して第１、第２蒸発器（１５、１８）の冷却性能を向上できる。

請求項３に記載の発明では、請求項１に記載のエジェクタ式冷凍サイクルにおいて、内部熱交換器（２１）は、具体的には、分岐通路（１６）のうち絞り手段（１７）入口流側に配置された中間圧冷媒流路（２１ｃ）と、圧縮機（１１）吸入側の低圧側冷媒流路（２１ｂ）との間で熱交換を行うように構成されている。

これによると、膨張弁（３０）にて１次減圧され分岐通路（１６）を流れる中間圧冷媒のみを内部熱交換器（２１）にて放熱させることができる。このため、エジェクタ（１４）のノズル部（１４ａ）には膨張弁（３０）通過後の中間圧冷媒が内部熱交換（放熱）を行うことなくそのままへ流入することになる。

この結果、ノズル部（１４ａ）への流入冷媒は、内部熱交換に伴うエンタルピの減少を回避して、ノズル部（１４ａ）における冷媒膨張時の損失エネルギーの回収量を十分確保でき、エジェクタ昇圧部（１４ｄ）での昇圧量も十分確保できる。一方、分岐通路（１６）側の中間圧冷媒は内部熱交換（放熱）によりエンタルピが減少して第２蒸発器（１８）の冷却性能を向上できる。

請求項４に記載の発明では、請求項１に記載のエジェクタ式冷凍サイクルにおいて、内部熱交換器（２１）は、具体的には、膨張弁（３０）出口側と分岐通路（１６）の分岐点（ｚ）との間に配置された中間圧冷媒流路（２１ｃ）と、圧縮機（１１）吸入側の低圧側冷媒流路（２１ｂ）との間で熱交換を行うように構成されている。

これによると、膨張弁（３０）にて１次減圧された後の中間圧冷媒の全量を内部熱交換（放熱）により液化させることができる。これにより、エジェクタ（１４）のノズル部（１４ａ）および分岐通路（１６）側の絞り手段（１７）の双方に対して過冷却度を持った液相冷媒を流入させることができる。

ここで、もし、ノズル部（１４ａ）および絞り手段（１７）に気液２相域の冷媒を流入させると、絞り通路部で不規則な気泡流れが発生して絞り通路部を振動させ、冷媒通過音を生じる。

これに対して、請求項４に記載の発明では、上記のごとく膨張弁（３０）通過後の中間圧冷媒を内部熱交換（放熱）により液化できるので、エジェクタノズル部（１４ａ）および絞り手段（１７）には所定の過冷却度を持った液相冷媒を流入させることができる。これにより、ノズル部（１４ａ）および絞り手段（１７）の絞り通路部における不規則な気泡流れを抑制でき、この絞り通路部からの冷媒通過音の放出を抑制できる。

請求項５に記載の発明では、請求項１に記載のエジェクタ式冷凍サイクルにおいて、絞り手段（１７）をキャピラリチューブ（１７）にて構成し、内部熱交換器（２１）は、このキャピラリチューブ（１７）と圧縮機（１１）吸入側の低圧側冷媒流路（２１ｂ）との間で熱交換を行うように構成されている。

これによると、膨張弁（３０）通過後の中間圧冷媒をキャピラリチューブ（１７）にて減圧しながら、同時に圧縮機吸入側低圧冷媒へ放熱することが可能となる。

因みに、膨張弁（３０）通過後の中間圧冷媒が内部熱交換器（２１）での熱交換を行ってから分岐通路（１６）の絞り手段（１７）に流入する場合は、内部熱交換量の変動により絞り手段（１７）に流入する冷媒状態が過冷却液相状態から気液２相状態まで大きく変動する。

過冷却液相状態と気液２相状態とでは冷媒の密度が大きく変動するので、絞り手段（１７）としてキャピラリチューブ（１７）のような固定絞りを用いる場合には、過冷却液相状態と気液２相状態との双方において適切な減圧特性を維持することが困難となる。

これに対し、請求項５に記載の発明では、膨張弁（３０）通過後の中間圧冷媒をキャピラリチューブ（１７）にて減圧しながら、同時に圧縮機吸入側低圧冷媒へ放熱することができるので、キャピラリチューブ（１７）の通過冷媒を気液２相状態に維持できる。

従って、キャピラリチューブ（１７）では冷媒の減圧作用と放熱作用（内部熱交換）を同時に発揮できるのみならず、キャピラリチューブ（１７）による減圧特性を狙いとする減圧特性（減圧量）に設定しやすいという効果が得られる。

請求項６に記載の発明では、請求項１ないし５のいずれか１つに記載のエジェクタ式冷凍サイクルにおいて、膨張弁（３０）は、第１蒸発器（１５）の出口部と低圧側冷媒流路（２１ｂ）との間の冷媒の状態を、この冷媒の温度および圧力に基づいて制御するようになっている。

これによると、第１蒸発器（１５）直後の冷媒状態を膨張弁（３０）により過熱度＝０℃近傍の状態に制御できる。つまり、第１蒸発器（１５）直後の冷媒状態を過熱度＝０℃近傍の状態に制御しても、圧縮機（１１）への液冷媒戻りは内部熱交換器（２１）の低圧側冷媒流路（２１ｂ）での吸熱によって確実に回避できるので、何ら支障はない。

そして、第１蒸発器（１５）直後の冷媒状態を過熱度＝０℃近傍の状態に制御することで、第１蒸発器（１５）の冷媒通路出口で冷媒の蒸発を丁度完了させることができ、第１蒸発器（１５）の冷却性能を特に効率よく発揮できる。

請求項７に記載の発明では、請求項１ないし６のいずれか１つに記載のエジェクタ式冷凍サイクルにおいて、第１蒸発器（１５）と第２蒸発器（１８）とを一体構造に組み付けたことを特徴とする。

これによると、第１、第２蒸発器（１５、１８）を一体物として取り扱うことができるので、第１、第２蒸発器（１５、１８）の空気通路内への搭載作業が容易であるとともに、第１、第２蒸発器（１５、１８）の組み合わせを小型簡潔に構成できる。

なお、この欄および特許請求の範囲で記載した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。

本発明の第１実施形態によるエジェクタ式冷凍サイクルを示す冷媒回路図である。 図１の内部熱交換器の断面図である。 第１実施形態によるエジェクタ式冷凍サイクルの作動を示すモリエル線図である。 第２実施形態によるエジェクタ式冷凍サイクルを示す冷媒回路図である。 第３実施形態によるエジェクタ式冷凍サイクルを示す冷媒回路図である。 第４実施形態によるエジェクタ式冷凍サイクルを示す冷媒回路図である。 第５実施形態によるエジェクタ式冷凍サイクルを示す冷媒回路図である。 第６実施形態によるエジェクタ式冷凍サイクルを示す冷媒回路図である。 第１〜第６実施形態における内部熱交換器の冷媒流路構成の組み合わせ変形例を示す冷媒回路図である。 第７実施形態によるエジェクタ式冷凍サイクルを示す冷媒回路図である。 第８実施形態によるエジェクタ式冷凍サイクルを示す冷媒回路図である。 第９実施形態によるエジェクタ式冷凍サイクルを示す冷媒回路図である。 第１０実施形態によるエジェクタ式冷凍サイクルを示す冷媒回路図である。 第１１実施形態によるエジェクタ式冷凍サイクルを示す冷媒回路図である。 第１２実施形態によるエジェクタ式冷凍サイクルを示す冷媒回路図である。 第１３実施形態によるエジェクタ式冷凍サイクルを示す冷媒回路図である。 第１４実施形態によるエジェクタ式冷凍サイクルを示す冷媒回路図である。 第１５実施形態によるエジェクタ式冷凍サイクルを示す冷媒回路図である。 第１６実施形態によるエジェクタ式冷凍サイクルを示す冷媒回路図である。 従来技術によるエジェクタ式冷凍サイクルを示す冷媒回路図である。

以下に説明する第１〜第１６実施形態のうち、第９〜第１６実施形態が特許請求の範囲に記載した発明の実施形態であり、第１実施形態は本発明の前提となる形態であり、また、第２〜第８実施形態は参考例として示す形態である。

（第１実施形態）
図１は本発明の第１実施形態によるエジェクタ式冷凍サイクル１０を車両用冷凍サイクル装置に適用した例を示す。本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル１０において、冷媒を吸入圧縮する圧縮機１１は、電磁クラッチ１２、ベルト等を介して図示しない車両走行用エンジンにより回転駆動される。

この圧縮機１１としては、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、あるいは電磁クラッチ１２の断続により圧縮機作動の稼働率を変化させて冷媒吐出能力を調整する固定容量型圧縮機のいずれを使用してもよい。また、圧縮機１１として電動圧縮機を使用すれば、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。

この圧縮機１１の冷媒吐出側には放熱器１３が配置されている。放熱器１３は圧縮機１１から吐出された高圧冷媒と図示しない冷却ファン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。

ここで、エジェクタ式冷凍サイクル１０の冷媒として、本実施形態ではフロン系、ＨＣ系等の冷媒のように高圧圧力が臨界圧力を超えない冷媒を用いて、蒸気圧縮式の亜臨界サイクルを構成している。このため、放熱器１３は冷媒を凝縮する凝縮器として作用する。

放熱器１３の出口側には受液器１３ａが設けられている。この受液器１３ａは周知のように縦長のタンク形状のものであり、冷媒の気液を分離してサイクル内の余剰液冷媒を溜める気液分離器を構成する。受液器１３ａ内部の下部側から液冷媒を取り出して受液器１３ａの出口側に液冷媒を導出するようになっている。なお、受液器１３ａは本例では放熱器１３と一体に設けられている。

また、放熱器１３として、冷媒流れ上流側に位置する凝縮用熱交換部と、この凝縮用熱交換部からの冷媒を導入して冷媒の気液を分離する受液器１３ａと、この受液器１３ａからの飽和液冷媒を過冷却する過冷却用熱交換部とを有する公知の構成を採用してもよい。

受液器１３ａの出口側に内部熱交換器２１の高圧側冷媒流路２１ａが設けられている。この内部熱交換器２１は、高圧側冷媒流路２１ａの高温の高圧冷媒と低圧側冷媒流路２１ｂの低温の低圧冷媒との間で熱交換を行うものであって、低圧側冷媒流路２１ｂは圧縮機１１の吸入側に設けられている。

内部熱交換器２１の具体的構成としては種々なものを採用できるが、本実施形態では、図２に示すような２重管式の熱交換器構成を採用している。具体的には、高圧側冷媒流路２１ａを構成する外側管２１ｃの内側に低圧側冷媒流路２１ｂを構成する内側管２１ｄを配置した構成になっている。

内部熱交換器２１の高圧側冷媒流路２１ａの出口側にエジェクタ１４が配置されている。このエジェクタ１４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冷媒循環手段（運動量輸送式ポンプ）でもある。

エジェクタ１４には、高圧側冷媒流路２１ａの出口側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１４ａと、ノズル部１４ａ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１８からの気相冷媒を吸引する冷媒吸引口１４ｂが備えられている。

さらに、ノズル部１４ａおよび冷媒吸引口１４ｂの冷媒流れ下流側部位には、ノズル部１４ａから噴射する高速度の冷媒流と冷媒吸引口１４ｂからの吸引冷媒とを混合する混合部１４ｃが設けられている。そして、混合部１４ｃの冷媒流れ下流側に昇圧部をなすディフューザ部１４ｄが配置されている。このディフューザ部１４ｄ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。エジェクタ１４のディフューザ部１４ｄの出口側に第１蒸発器１５が接続される。

一方、エジェクタ１４の入口側（放熱器１３とエジェクタ１４との間の中間部位）から冷媒分岐通路１６が分岐され、この冷媒分岐通路１６の下流側はエジェクタ１４の冷媒吸引口１４ｂに接続される。Ｚは冷媒分岐通路１６の分岐点を示す。

この冷媒分岐通路１６には絞り機構１７が配置され、この絞り機構１７よりも冷媒流れ下流側には第２蒸発器１８が配置されている。絞り機構１７は第２蒸発器１８への冷媒流量の調節作用をなす減圧手段であって、具体的にはキャピラリチューブやオリフィスのような固定絞りで構成できる。また、電動アクチュエータにより弁開度（通路絞り開度）が調整可能になっている電気制御弁を絞り機構１７として用いてもよい。

本実施形態では、第１蒸発器１５を車室内冷房用として用い、電動送風機１９により送風される空気（内気または外気）を第１蒸発器１５により冷却し、その冷却空気（冷風）を車室内へ吹き出して車室内を冷房する。

一方、第２蒸発器１８を本実施形態では車載の冷凍冷蔵庫内の冷却用として用いている。従って、電動送風機２０により送風される庫内空気を第２蒸発器１８により冷却し、その冷却空気を庫内に再循環して庫内を冷却する。

次に、第１実施形態の作動を説明する。圧縮機１１を車両エンジンにより駆動すると、圧縮機１１で圧縮され吐出された高温高圧状態の気相冷媒は放熱器１３に流入する。放熱器１３では高温高圧の気相冷媒が外気により冷却されて凝縮する。放熱器１３から流出した凝縮後の高圧冷媒は受液器１３ａ内に流入して気相冷媒と液相冷媒とに分離される。

そして、受液器１３ａ内から液冷媒が導出されて内部熱交換器２１の高圧側冷媒流路２１ａに流入する。この内部熱交換器２１において高圧側冷媒流路２１ａの高温の高圧液冷媒と低圧側冷媒流路２１ｂの低温の低圧冷媒との間で熱交換が行われ、高圧液冷媒が冷却される。従って、高圧液冷媒の過冷却度が増加する。

次に、この過冷却された高圧液冷媒が分岐点Ｚにてエジェクタ１４に向かう冷媒流れと、分岐冷媒通路１６に向かう冷媒流れとに分流する。

エジェクタ１４に流入した冷媒流れはノズル部１４ａで減圧され膨張する。従って、ノズル部１４ａ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１４ａの噴出口から冷媒は高速度となって噴出する。この際の冷媒吸引作用により、冷媒吸引口１４ｂから分岐冷媒通路１６の第２蒸発器１８通過後の冷媒（気相冷媒）を吸引する。

ノズル部１４ａから噴出した冷媒と冷媒吸引口１４ｂに吸引された冷媒は、ノズル部１４ａ下流側の混合部１４ｃで混合してディフューザ部１４ｄに流入する。このディフューザ部１４ｄ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１４のディフューザ部１４ｄから流出した冷媒は第１蒸発器１５に流入する。第１蒸発器１５では、低温の低圧冷媒が電動送風機１９の送風空気から吸熱して蒸発する。この第１蒸発器１５通過後の冷媒は内部熱交換器２１の低圧側冷媒流路２１ｂに流入して、内部熱交換器２１の高圧側冷媒流路２１ａの高圧冷媒と熱交換する。この低圧側冷媒流路２１ｂ通過後の気相冷媒は圧縮機１１に吸入され再び圧縮される。

一方、分岐冷媒通路１６に流入した冷媒流れは絞り機構１７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１８に流入する。第２蒸発器１８では、電動送風機２０の送風空気から冷媒が吸熱して蒸発する。この第２蒸発器１８通過後の気相冷媒は冷媒吸引口１４ｂからエジェクタ１４内に吸引される。

以上のごとく、本実施形態によると、エジェクタ１４のディフューザ部１４ｄの下流側冷媒を第１蒸発器１５に供給するととともに、分岐通路１６側の冷媒を絞り機構１７を通して第２蒸発器１８にも供給できるので、第１、第２蒸発器１５、１８で同時に冷却作用を発揮できる。

その際に、第１蒸発器１５の冷媒蒸発圧力はディフューザ部１４ｄで昇圧した後の圧力であり、一方、第２蒸発器１８の出口側はエジェクタ１４の冷媒吸引口１４ｂに接続されているから、ノズル部１４ａでの減圧直後の最も低い圧力を第２蒸発器１８に作用させることができる。

これにより、第１蒸発器１５の冷媒蒸発圧力（冷媒蒸発温度）よりも第２蒸発器１８の冷媒蒸発圧力（冷媒蒸発温度）を低くすることができる。本実施形態では、第１蒸発器１５を車室内冷房用として用い、第２蒸発器１８を車載の冷凍冷蔵庫内の冷却用として用いているので、車室内冷房温度よりも車載の冷凍冷蔵庫内の冷却温度を低くすることができる。つまり、車室内冷房作用と冷凍冷蔵庫内の冷却作用とを高低２温度でもって実行できる。

しかも、第２蒸発器１８側の冷媒流量をエジェクタ１４の機能に依存することなく、絞り機構１７にて独立に調整できる。また、第１蒸発器１５への冷媒流量についても、圧縮機１１の冷媒吐出能力の制御とエジェクタ１４の絞り特性とにより調整できる。この結果、第１、第２蒸発器１５、１８への冷媒流量をそれぞれの熱負荷に対応して容易に調整できる。

この際、エジェクタ１４のディフューザ部１４ｄでの昇圧作用によって圧縮機１１の吸入圧を上昇できる分だけ、圧縮機１１の圧縮仕事量を低減でき、省動力効果を発揮できる。

ところで、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１４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、エジェクタ吸引側の第２蒸発器６２を通過する冷媒流量がエジェクタ１４の冷媒吸引能力のみに依存するので、エジェクタ１４の入力低下→エジェクタ１４の冷媒吸引能力の低下→第２蒸発器６２の冷媒流量の減少が発生して、第２蒸発器６２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、エジェクタ１４の上流部で高圧冷媒を分岐し、この分岐冷媒を冷媒分岐通路１６を通して冷媒吸引口１４ｂに吸引させるから、冷媒分岐通路１６がエジェクタ１４に対して並列的な接続関係となる。

このため、冷媒分岐通路１６にエジェクタ１４の冷媒吸引能力だけでなく、圧縮機１１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１４の入力低下→エジェクタ１４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１８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。よって、低熱負荷条件でも、第２蒸発器１８の冷却性能を確保しやすい。

また、放熱器１３出口側、より具体的には受液器１３ａ出口側の高圧液冷媒を内部熱交換器２１において圧縮機吸入側の低圧冷媒と熱交換して冷却しているから、この高圧液冷媒の過冷却度を増加できる。これにより、第１、第２蒸発器１５、１８の入口冷媒のエンタルピを減少できる。その結果、第１、第２蒸発器１５、１８の入口、出口間の冷媒エンタルピ差を増大でき、第１、第２蒸発器１５、１８の冷却性能を増大できる。

なお、内部熱交換器２１を持つ冷凍サイクルでは、一般に、圧縮機吸入冷媒の過熱度が増大して圧縮機吐出温度が上昇するという不利な点があるが、本実施形態によると、内部熱交換器２１をエジェクタ式冷凍サイクルに組み合わせることにより、圧縮機吐出温度の上昇を回避できる。

この点を図３のモリエル線図により説明すると、図３において実線Ａは本実施形態による内部熱交換器２１を組み合わせたエジェクタ式冷凍サイクルのモリエル線図であり、これに対し、２点鎖線Ｂはエジェクタ１４を持たない通常の冷凍サイクルに内部熱交換器２１を組み合わせた比較例のモリエル線図である。なお、後者の比較例では、第１、第２蒸発器１５、１８を単純に並列接続している。

後者の比較例の場合は、内部熱交換器２１での熱交換により圧縮機吸入冷媒がａ点の過熱度を持つ状態まで吸熱したときに、このａ点の圧縮機吸入冷媒がサイクルバランスにより決まる所定の吐出圧まで圧縮されると、圧縮機吐出冷媒はｂ点の状態となり、圧縮機吐出温度はこのｂ点で決まる温度まで上昇する。なお、等温線は図３の右側（エンタルピ増加側）が高温側で、図３の左側（エンタルピ減少側）が低温側となる。

これに対し、本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクルでは、エジェクタ１４のディフューザ部１４ｄでの昇圧作用によって第２蒸発器１８の冷媒蒸発圧力よりも第１蒸発器１５の冷媒蒸発圧力を所定値（昇圧分）ｃだけ高くすることができる。

この昇圧分ｃだけ、圧縮機１１の吸入圧を高くすることができるので、圧縮機１１の圧縮比を小さくできる。このため、本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクルでは、圧縮機吐出冷媒がｄ点の状態となり、比較例の場合よりも等温線の低温側に移行するので、圧縮機吐出温度を比較例の場合よりも低くできる。

ところで、図１において、圧縮機１１、放熱器１３、受液器１３ａ等の機器は車両のエンジンルーム内に搭載され、これに対し、エジェクタ１４、第１、第２蒸発器１５、１８、絞り機構１７、電動送風機１９、２０等の機器は車室内側に搭載される。そこで、通常の冷凍サイクルでは、エンジンルーム側機器と車室内側機器との間を２本の配管（高圧側配管および低圧側配管）で連結するのであるが、本実施形態によると、エンジンルーム内と車室内側との間に１本の２重管（すなわち、内部熱交換器２１）を通すのみで、エンジンルーム側機器と車室内側機器との間を連結できる。

従って、本実施形態では、２重管式の内部熱交換器２１を採用することにより、冷凍サイクルの車両への搭載作業が容易になる。

（第２実施形態）
第１実施形態では、分岐通路１６の分岐点Ｚの上流側に内部熱交換器２１の高圧側冷媒流路２１ａを配置しているが、第２実施形態では図４に示すように、分岐通路１６の分岐点Ｚの下流側、すなわち、分岐通路１６のうち絞り機構１７の入口側に内部熱交換器２１の高圧側冷媒流路２１ａを配置している。

第２実施形態によると、受液器１３ａ出口側の高圧冷媒のうち、分岐通路１６に分岐された高圧冷媒のみが内部熱交換器２１にて冷却され、過冷却度が増加して、第２蒸発器入口冷媒のエンタルピが減少する。

これに対し、受液器１３ａ出口側の高圧冷媒のうち、エジェクタ１４入口側に流れる高圧冷媒は内部熱交換器２１にて冷却されないので、受液器１３ａ出口側でのエンタルピを維持する。このため、エジェクタ１４入口冷媒の膨張エネルギーが内部熱交換器２１の設置に伴って減少することを回避できる。

これにより、内部熱交換器２１を設置してもエジェクタ１４のディフューザ部１４ｄでの昇圧量を減少させることなくエジェクタ式冷凍サイクルの運転を行うことができる。この結果、第２蒸発器１８の蒸発圧力、ひいては蒸発温度を効果的に下げることができ、第２蒸発器１８の冷却性能を向上できる。

なお、内部熱交換器２１の高圧側冷媒流路２１ａを分岐通路１６の分岐点Ｚとエジェクタ１４の入口部との間に配置することも考えられるが、この場合は、エジェクタ１４の入口冷媒のみを内部熱交換器２１にて冷却し、エジェクタ１４入口冷媒の膨張エネルギーを減少するので、実用上好ましくない。（第３実施形態）
図５は第３実施形態を示すもので、第１実施形態の構成に加えて第２分岐通路２２を追加している。この第２分岐通路２２はエジェクタ１４の入口側で分岐され、その下流側は第１蒸発器１５の出口側に接続される。

この第２分岐通路２２には絞り機構２３と第３蒸発器２４が配置されている。絞り機構２３は第３蒸発器２４への冷媒流量の調節作用をなす減圧手段であって、具体的には温度式膨張弁のような可変絞り、あるいはキャピラリチューブやオリフィスのような固定絞りで構成できる。また、電動アクチュエータにより弁開度（通路絞り開度）が調整可能になっている電気制御弁を絞り機構２３として用いてもよい。第３蒸発器２４には電動送風機２５により冷却対象空間の空気が送風される。

ここで、第３蒸発器２４の出口側は第１蒸発器１５の出口側に合流して、内部熱交換器２１の低圧側冷媒流路２１ｂの入口側に接続されるので、第１、第３蒸発器１５、２３の冷媒蒸発圧力はほぼ同一圧力となる。従って、第１、第３蒸発器１５、２３の冷媒蒸発温度も同一温度となる。

そこで、第３実施形態では、第１蒸発器１５の具体的な冷却対象空間として例えば車室内の前席側空間を設定し、第３蒸発器２４の具体的な冷却対象空間として例えば車室内の後席側空間を設定する。これによると、第１蒸発器１５と第３蒸発器２４とにより車室内の前席側空間および後席側空間を同時に冷房することができる。

第２蒸発器１８の冷却対象空間として、第１実施形態と同様に車載の冷凍冷蔵庫を設定すれば、車室内の前席側空間および後席側空間を冷房すると同時に、車載の冷凍冷蔵庫内を冷却できる。

なお、第２、第３実施形態においても、２重管式の内部熱交換器２１を採用することにより、第１実施形態と同様に冷凍サイクルの車両への搭載作業が容易になることはもちろんである。

（第４実施形態）
第１実施形態では、第１、第２蒸発器１５、１８をそれぞれ独立に構成し、第１、第２蒸発器１５、１８の冷却作用をそれぞれ独立に発揮させるようにしているが、第４実施形態では、図６に示すように、第１、第２蒸発器１５、１８を一体構造に組み付けて、１つのケース２６内に配置している。

これにより、第１、第２蒸発器１５、１８を一体物として取り扱うことができ、第１、第２蒸発器１５、１８のケース２６内への組み付けを簡単に行うことができる。

そして、第１、第２蒸発器１５、１８により共通の冷却対象空間、例えば、車室内空間あるいは冷凍冷蔵庫内空間を冷却する。

従って、第４実施形態では、第１、第２蒸発器１５、１８への送風手段として１個の共通の電動送風機２７を用いている。ここで、電動送風機２７の送風方向Ｄの上流側に冷媒蒸発温度の高い第１蒸発器１５を配置し、送風方向Ａの下流側に冷媒蒸発温度の低い第２蒸発器１８を配置している。

これにより、第１蒸発器１５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１８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。このため、第１、第２蒸発器１５、１８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に対する冷却性能を第１、第２蒸発器１５、１８の組み合わせにて効果的に向上できる。

なお、第４実施形態において、第１、第２蒸発器１５、１８の一体化の具体例としては、チューブ、フィン、タンク等の蒸発器構成部材をアルミニウム等の金属で構成し、第１、第２蒸発器１５、１８の全構成部材を一体ろう付けするろう付け方式が生産性向上のために好ましい。

（第５実施形態）
第１〜第４実施形態では、放熱器１３の出口側に冷媒の気液分離器をなす受液器１３ａを配置しているが、第５実施形態では図７に示すように受液器１３ａを廃止し、その代わりに、第１蒸発器１５の出口側と内部熱交換器２１の低圧側冷媒流路２１ｂの入口側との間にアキュムレータ２８を配置している。このアキュムレータ２８は第１蒸発器１５の出口側冷媒の気液分離器を構成するもので、縦長のタンク形状からなる。

アキュムレータ２８は、液相冷媒と気相冷媒との密度差を利用して冷媒の気液を分離して、液相冷媒をタンク内底部側に溜め、気相冷媒をタンク上部側から内部熱交換器２１の低圧側冷媒流路２１ｂ側に向けて導出する。なお、アキュムレータ２８にはタンク内底部側に溜まる液相冷媒中に含まれる潤滑オイルを圧縮機１１の吸入側に戻す周知のオイル戻し機構（図示せず）が備えられている。

（第６実施形態）
第６実施形態は図８に示す通り、上記第４実施形態（図６）による第１、第２蒸発器１５、１８の一体化構成と、上記第５実施形態（図７）によるアキュムレータ２８とを組み合わせるものである。

なお、第１蒸発器１５の出口側と内部熱交換器２１の低圧側冷媒流路２１ｂの入口側との間にアキュムレータ２８を配置する第５、第６実施形態（図７、図８）において、第３実施形態（図５）の第２分岐通路２２を組み合わせてもよい。この場合に、第２分岐通路２２の出口部は通常、アキュムレータ２８の入口側に接続するが、第２分岐通路２２の出口部をアキュムレータ２８の出口側に接続してもよい。

（第１〜第６実施形態における内部熱交換器２１の冷媒流路構成の変形例のまとめ）
内部熱交換器２１の高圧側冷媒流路２１ａと低圧側冷媒流路２１ｂは、図９に示す通り種々な位置に配置できる。

具体的には、高圧側冷媒流路２１ａは図９の（１）から（７）に示す７つの位置に配置できる。なお、（６）は（１）と（２）の両方にわたって高圧側冷媒流路２１ａを形成する場合を示し、（７）は（１）と（２）と（３）の３箇所にわたって高圧側冷媒流路２１ａを形成する場合を示す。

これに対し、低圧側冷媒流路２１ｂは図９の（Ａ）から（Ｃ）に示す３つの位置に配置できる。

従って、内部熱交換器２１の冷媒流路構成としては、高圧側冷媒流路２１ａの７つの例と低圧側冷媒流路２１ｂの３つの例との組み合わせにより、７×３＝２１通りの冷媒流路構成を採用できる。

（第７実施形態）
第１〜第６実施形態および図９に示す変形例ではいずれも、内部熱交換器２１の高圧側冷媒流路２１ａを放熱器１３の出口側に配置しているが、第７実施形態では図１０に示すように放熱器を冷媒流れ上流側の第１放熱器１３ｂと冷媒流れ下流側の第２放熱器１３ｃとに分割し、この第１放熱器１３ｂと第２放熱器１３ｃとの間に内部熱交換器２１の第１高圧側冷媒流路２１ａ−１を設け、更に、分岐通路１６において分岐点Ｚと絞り機構１７との間に内部熱交換器２１の第２高圧側冷媒流路２１ａ−２を設けている。

なお、第７実施形態において、放熱器を２つの放熱器１３ｂ、１３ｃに分割しているのは、例えば、家庭用冷蔵庫の冷凍サイクルにおいて、冷蔵庫の複数場所に放熱器を分散配置するためである。第１放熱器１３ｂは冷却ファンを持ち、強制対流で冷媒の放熱を行い、第２放熱器１３ｃは冷却ファンを持たず、自然対流で冷媒の放熱を行う。

内部熱交換器２１の第２高圧側冷媒流路２１ａ−２は第２放熱器１３ｃの冷媒流れ下流側に設けられているので、２つの放熱器１３ｂ、１３ｃで放熱した後の高圧冷媒が第２高圧側冷媒流路２１ａ−２に流れる。このため、第２高圧側冷媒流路２１ａ−２の冷媒温度は第１高圧側冷媒流路２１ａ−１の冷媒温度よりも低くなる。

そこで、第２高圧側冷媒流路２１ａ−２を内部熱交換器２１の低圧側冷媒流路２１ｂの入口側流路と熱交換するように設け、第１高圧側冷媒流路２１ａ−１を内部熱交換器２１の低圧側冷媒流路２１ｂの出口側流路と熱交換するように設けている。

これにより、第１、第２高圧側冷媒流路路２１ａ−１、２１ａ−２の冷媒流れと低圧側冷媒流路２１ｂの冷媒流れとが対向流の関係になって、内部熱交換器２１の熱交換性能を確保できる。

ところで、圧縮機１１として電動圧縮機を使用する場合には、低温となる吸入配管表面で結露が発生し、この結露水分によって電気回路部の短絡（ショート）事故等の電気的トラブルが発生しやすい。しかし、第７実施形態によると、第１放熱器１３ｂと第２放熱器１３ｃとの間の中間部に内部熱交換器２１の第１高圧側冷媒流路２１ａ−１を設けているので、第１高圧側冷媒流路２１ａ−１の冷媒は凝縮域の気液２相冷媒であるから、第２放熱器１３ｃ通過後の過冷却域の冷媒に比して温度が高い。

従って、第１高圧側冷媒流路２１ａ−１と低圧側冷媒流路２１ｂの出口側流路との間の熱交換では、高圧冷媒と低圧冷媒との温度差を拡大して熱交換量を増大できる。その結果、圧縮機１１の吸入冷媒温度を圧縮機周辺空気の露点温度よりも高めることができるので、圧縮機１１の吸入配管における結露を防止して、電動圧縮機１１における電気回路部の短絡（ショート）事故等の電気的トラブルを回避できる。

なお、第７実施形態では、１つの低圧側冷媒流路２１ｂに対して複数の高圧側冷媒流路２１ａ−１、２１ａ−２を組み合わせる例について説明したが、図９の変形例から理解されるように、１つの高圧側冷媒流路に対して複数の低圧側冷媒流路を組み合わせるようにしてもよい。更に、複数の高圧側冷媒流路と複数の低圧側冷媒流路とを組み合わせるようにしてもよい。

また、第７実施形態では、放熱器を冷媒流れ上流側の第１放熱器１３ｂと冷媒流れ下流側の第２放熱器１３ｃとに分割し、この第１放熱器１３ｂと第２放熱器１３ｃとの間に内部熱交換器２１の第１高圧側冷媒流路２１ａ−１を設けているが、この第１高圧側冷媒流路２１ａ−１を圧縮機１１の吐出冷媒流路、すなわち、放熱器入口側の冷媒流路に設けるようにしてもよい。

（第８実施形態）
図１１は第８実施形態であり、内部熱交換器として複数個の内部熱交換器、すなわち、サイクルの２箇所に分けて設けられる第１内部熱交換器２１１と第２内部熱交換器２１２とを備えている。

より具体的に説明すると、第８実施形態では図５の第３実施形態と同様に、第１分岐通路１６と並列的に第２分岐通路２２を設け、この第２分岐通路２２に絞り機構２３と第３蒸発器２４を配置している。

第１内部熱交換器２１１は、第１分岐通路１６の絞り機構１７の入口側に位置する高圧側冷媒流路２１１ａと、アキュムレータ２８の出口側に位置する低圧側冷媒流路２１１ｂとの間で熱交換を行うように構成されている。

これに対し、第２内部熱交換器２１２は、第２分岐通路２２の絞り機構２３の入口側に位置する高圧側冷媒流路２１２ａと、第３蒸発器２４の出口側に位置する低圧側冷媒流路２１２ｂとの間で熱交換を行うように構成されている。

第２内部熱交換器２１２の低圧側冷媒流路２１２ｂの出口側は第１内部熱交換器２１１の低圧側冷媒流路２１１ｂの出口側と合流した後に圧縮機１１の吸入側に接続される。

なお、第８実施形態の第１内部熱交換器２１１の高圧側冷媒流路２１１ａは図９の（４）に相当し、低圧側冷媒流路２１１ｂは図９の（Ｂ）に相当する。また、第２内部熱交換器２１２の高圧側冷媒流路２１２ａは図９の（３）に相当し、低圧側冷媒流路２１２ｂは図９の（Ｃ）に相当する。

第８実施形態によると、第１分岐通路１６側の第１内部熱交換器２１１と、第２分岐通路２２側の第２内部熱交換器２１２とを独立に設けているから、第１内部熱交換器２１１側の熱交換量を第２蒸発器１８の冷却性能発揮に有利となるように独立に設定でき、また、第２内部熱交換器２１２側の熱交換量を第３蒸発器２４の冷却性能発揮に有利となるように独立に設定できる。

なお、第７、第８実施形態における第１、第２蒸発器１５、１８は別々の冷却対象空間を冷却するように構成しても、また、１つの共通の冷却対象空間を冷却するように構成してもよい。前者は図１、図４、図５、図７の第１〜第３実施形態と同じでよい。後者は図６、図８の第４、第６実施形態と同じでよい。

（第９実施形態）
図１２は第９実施形態であり、第１実施形態に対して温度式膨張弁３０を追加している。

温度式膨張弁３０は、内部熱交換器２１の高圧側冷媒流路２１ａと分岐通路１６の分岐点Ｚとの間の冷媒通路３１（換言すると分岐点Ｚの上流側冷媒通路３１）に配置され、第１蒸発器１５の出口冷媒の過熱度が所定値となるように冷媒通路３１の開度（通路面積）を調整する。

このため、温度式膨張弁３０は、冷媒通路３１の開度（通路面積）を調整する弁体（図示せず）と、この弁体を駆動する弁駆動機構３０ａとを有している。

この弁駆動機構３０ａ自体は周知の構成であり、第１蒸発器１５の出口冷媒温度を感知する感温部３０ｂにより感知される蒸発器出口冷媒温度に応じた圧力と、第１蒸発器１５の出口冷媒圧力とに応じて変位するダイヤフラム等の圧力応動部材が弁駆動機構３０ａに備えられており、この圧力応動部材の変位に応じて膨張弁３０の弁体（図示せす）を駆動するようになっている。このため、弁駆動機構３０ａには図示しない圧力導入通路にて第１蒸発器１５の出口冷媒圧力が導入される。と
次に、第９実施形態の特徴を述べると、放熱器１３出口側の高圧冷媒が温度式膨張弁３０を通過することで１次減圧が行われて、冷媒圧力は所定の中間圧まで低下する。この中間圧冷媒は分岐点Ｚでエジェクタ１４へ向かう流れと分岐通路１６側の流れとに分岐され、エジェクタ１４および絞り機構１７にて再度減圧（２次減圧）が行われて冷媒圧力は所定の低圧圧力まで低下する。

ここで、温度式膨張弁３０は、分岐点Ｚの上流側冷媒通路３１に配置されているから、この上流側冷媒通路３１の開度（通路面積）を調整することにより第１蒸発器１５の出口冷媒の過熱度が所定値となるように第１、第２蒸発器１５、１８への合計冷媒流量を適切に制御できる。

そして、第１蒸発器１５の出口冷媒は、内部熱交換器２１の低圧側冷媒流路２１ｂにて吸熱した後に圧縮機１１に吸入されるから、温度式膨張弁３０によって第１蒸発器１５直後の冷媒の状態を過熱度＝０℃の飽和ガス付近の状態に制御しても圧縮機１１への液冷媒戻りを確実に防止できる。

しかも、温度式膨張弁３０によって第１蒸発器１５直後の冷媒状態を過熱度＝０℃の飽和ガス付近の状態に制御することで、第１蒸発器１５出口で液冷媒の蒸発が丁度完了するように冷媒流量を制御できる。これにより、圧縮機１１への液冷媒戻りを生じることなく、第１蒸発器１５の熱交換部全体にて液冷媒の蒸発による潜熱の吸熱作用を行うことができる。そのため、第１蒸発器１５の冷却性能を良好に発揮できる。

第９実施形態においても、内部熱交換器２１の採用により温度式膨張弁３０上流の高圧冷媒の過冷却度を増大して、第１、第２蒸発器１５、１８の入口、出口間のエンタルピ差を増大でき、第１、第２蒸発器１５、１８の冷却性能を増大できる。また、内部熱交換器２１を採用しても、図３に示したエジェクタ式冷凍サイクル特有のサイクル挙動から圧縮機吐出温度の上昇を回避できる。これらの利点は第１実施形態等と同じである。

なお、第１蒸発器１５の下流側に内部熱交換器２１の低圧側冷媒流路２１ｂが設けられているため、第１蒸発器１５直後の冷媒の状態として、過熱域でなく乾き度「１」（＝過熱度「０℃」）に近似した気液２相域となるように温度式膨張弁３０による流量制御を行ってもよい。

また、膨張弁３０として純機械的な機構で構成される一般的な温度式膨張弁の他に、冷媒温度センサおよび冷媒圧力センサの検出信号に基づいて電気的に弁開度制御（流量制御）を行う電気式膨張弁を使用してもよい。

第９実施形態および以下述べる実施形態において第１実施形態等と同等部分には同一符号を付して説明を省略している。

（第１０実施形態）
図１３は第１０実施形態であり、上記第９実施形態における第１、第２蒸発器１５、１８を一体化したものに相当する。この第１、第２蒸発器１５、１８の一体化構成は図６の第４実施形態と同じでよい。

（第１１実施形態）
上記第９実施形態では、内部熱交換器２１に温度式膨張弁３０の入口側に位置する高圧側冷媒流路２１ａを設け、この高圧側冷媒流路２１ａの高圧冷媒と、内部熱交換器２１の低圧側冷媒流路２１ｂを流れる圧縮機吸入側の低圧冷媒との間で熱交換を行っているが、第１１実施形態では図１４に示すように、温度式膨張弁３０の出口側に位置する中間圧冷媒流路２１ｃを内部熱交換器２１に設け、この中間圧冷媒流路２１ｃを流れる中間圧冷媒と、内部熱交換器２１の低圧側冷媒流路２１ｂを流れる圧縮機吸入側の低圧冷媒との間で熱交換を行うようになっている。

中間圧冷媒流路２１ｃは、具体的には、分岐通路１６のうち絞り機構１７の入口側に配置されている。これにより、第１１実施形態の内部熱交換器２１の中間圧冷媒流路２１ｃには温度式膨張弁３０通過後で、かつ、絞り機構１７入口側の中間圧冷媒が流れることになる。

内部熱交換器２１の中間圧冷媒流路２１ｃはエジェクタ１４の入口側流路と並列関係になっているので、エジェクタ１４のノズル部１４ａには温度式膨張弁３０通過後の中間圧冷媒が内部熱交換（放熱）を行うことなくそのまま流入することになる。これにより、第１１実施形態では次のごとき作用効果を発揮できる。

もし、エジェクタ１４のノズル部１４ａに流入する中間圧冷媒も内部熱交換を行うと、この中間圧冷媒のエンタルピが低圧冷媒への放熱により減少する。ノズル部１４ａにおける減圧作用は等エントロピ変化であり、冷媒の物性からモリエル線図上での等エントロピ線の勾配はエンタルピが減少するに伴って小さくなる関係にある。

この結果、エジェクタ１４のノズル部１４ａに流入する中間圧冷媒のエンタルピが減少すると、ノズル部１４ａにおける冷媒膨張時の損失エネルギーの回収量が減少するので、エジェクタ１４のディフューザ部１４ｄでの昇圧量が減少することにつながる。

しかし、第１１実施形態によると、上記のごとく分岐通路１６側の中間圧冷媒のみ内部熱交換を行って、エジェクタ１４入口側の中間圧冷媒は内部熱交換（放熱）を行うことなく温度式膨張弁３０通過後の状態のままエジェクタノズル部１４ａへ流入する。このため、内部熱交換に伴う冷媒エンタルピの減少を回避して、ノズル部１４ａにおける冷媒膨張時の損失エネルギーの回収量を十分確保でき、ディフューザ部１４ｄでの昇圧量も十分確保できる。

一方、分岐通路１６側の中間圧冷媒は内部熱交換（放熱）により過冷却状態となり、エンタルピが減少するので、第２蒸発器（１８）の冷却性能を向上できる。

（第１２実施形態）
図１５は第１２実施形態であり、上記第１１実施形態における第１、第２蒸発器１５、１８を一体化したものに相当する。この第１、第２蒸発器１５、１８の一体化構成は、図６の第４実施形態と同じでよい。

（第１３実施形態）
図１６は第１３実施形態であり、上記第１１実施形態に対する相違点は内部熱交換器２１の中間圧冷媒流路２１ｃを分岐点Ｚの上流側に配置した点である。

ところで、放熱器１３出口側の高圧液冷媒は温度式膨張弁３０における１次減圧作用によって気液２相状態の中間圧に減圧される。

このため、上記第１１実施形態であると、この気液２相状態の中間圧冷媒がそのままエジェクタ１４のノズル部１４ａへ流入することになる。この気液２相状態の冷媒では所定割合の気相冷媒を包含しているので、冷媒がノズル部１４ａを通過する際に不規則な気泡流れが発生してノズル部１４ａを振動させ、ノズル部１４ａから冷媒通過音を生じる。

これに対して、第１３実施形態では、温度式膨張弁３０通過後の中間圧冷媒が内部熱交換器２１の中間圧冷媒流路２１ｃにおいて圧縮機吸入側の低圧冷媒に放熱して液化される。このため、分岐通路１６の絞り機構１７とエジェクタ１４のノズル部１４ａの両方に所定の過冷却度を持った液相冷媒が流入する。

これにより、絞り機構１７およびエジェクタノズル部１４ａにおける不規則な気泡流れを抑制でき、絞り機構１７およびエジェクタノズル部１４ａからの冷媒通過音の放出を抑制できる。

（第１４実施形態）
図１７は第１４実施形態であり、上記第１３実施形態における第１、第２蒸発器１５、１８を一体化したものに相当する。この第１、第２蒸発器１５、１８の一体化構成は、図６の第４実施形態と同じでよい。

（第１５実施形態）
図１８は第１５実施形態であり、分岐通路１６の絞り機構をキャピラリチューブ１７により構成し、このキャピラリチューブ１７をそのまま用いて内部熱交換器２１の中間圧冷媒流路２１ｃを構成している。

したがって、キャピラリチューブ１７は分岐通路１６の絞り機構を構成すると同時に、内部熱交換器２１の一部を構成することになる。

より具体的には、キャピラリチューブ１７を内側配管とし、第1蒸発器１５の出口冷媒配管（圧縮機吸入配管）を外側配管とする２重配管構造を構成することで内部熱交換器２１を構成できる。もちろん、キャピラリチューブ１７と第1蒸発器１５の出口冷媒配管（圧縮機吸入配管）とを熱伝導良好な接合構造にて接合することで、内部熱交換器２１を構成してもよい。

キャピラリチューブ１７のうち下流側の所定長さの部分１７ａは、第1蒸発器１５の出口冷媒配管（圧縮機吸入配管）から引き離して、内部熱交換をしない構成、つまり、絞り機構の役割のみを果たす構成になっている。

第１５実施形態によると、膨張弁３０通過後の中間圧冷媒をキャピラリチューブ１７にて減圧しながら、同時に圧縮機吸入側低圧冷媒へ放熱することが可能となる。

因みに、図１４の第１１実施形態によると、膨張弁３０通過後の中間圧冷媒が内部熱交換器２１での熱交換を行ってから分岐通路１６の絞り機構１７に流入する。ここで、内部熱交換量はサイクル運転条件により大きく変動するので、絞り機構１７に流入する冷媒状態が過冷却液相状態から気液２相状態まで大きく変動する。

過冷却液相状態と気液２相状態とでは冷媒の密度が大きく変動するので、絞り機構１７としてキャピラリチューブ１７のような固定絞りを用いる場合には、過冷却液相状態と気液２相状態との双方において適切な減圧特性を維持することが困難となる。

これに対し、第１５実施形態では膨張弁３０通過後の気液２相状態の中間圧冷媒をキャピラリチューブ１７にて減圧しながら、同時に圧縮機吸入側低圧冷媒へ放熱することができる。

従って、キャピラリチューブ１７では冷媒の気液２相状態を維持したまま、冷媒の減圧作用と放熱作用とを行うことができる。これにより、キャピラリチューブ１７による減圧特性を狙いとする減圧特性（減圧量）に設定しやすい。

なお、キャピラリチューブ１７の全長を内部熱交換器２１として構成すると、キャピラリチューブ１７のうち下流側の所定領域では、その冷媒温度が圧縮機吸入側低圧冷媒の温度より低下して圧縮機吸入側低圧冷媒から逆に吸熱するという現象が起きるが、第１５実施形態ではキャピラリチューブ１７のうち下流側の所定長さの部分１７ａを、第1蒸発器１５の出口冷媒配管（圧縮機吸入配管）から引き離して、内部熱交換をしない構成にしているため、キャピラリチューブ１７の下流側領域での吸熱を確実に防止できる。

（第１６実施形態）
図１９は第１６実施形態であり、上記第１５実施形態における第１、第２蒸発器１５、１８を一体化したものに相当する。この第１、第２蒸発器１５、１８の一体化構成は、図６の第４実施形態と同じでよい。

（他の実施形態）
本発明は上述の実施形態に限定されることなく以下述べるごとく種々変形可能である。

（１）上述の各実施形態において、第１蒸発器１５側の冷媒通路、第１分岐通路１６および第２分岐通路２２にそれぞれ通路開閉用の電磁弁のような電気制御弁を設置すれば、第１蒸発器１５、第２蒸発器１８および第３蒸発器２４への冷媒流れを自由に選択できる。

ここで、第１、第２分岐通路１６、２２の絞り機構１７、２３を電気制御弁で構成すれば、絞り機構１７、２３自体に、通路開閉用弁手段の役割を兼務させることができる。

（２）第１〜第４実施形態のように放熱器１３の出口側に受液器１３ａを配置する冷凍サイクル（レシーバサイクル）において、エジェクタ１４の入口側に温度式膨張弁を配置し、この温度式膨張弁により第１蒸発器１５の出口冷媒の過熱度を制御するようにしてもよい。

（３）上述の各実施形態では、冷媒としてフロン系、ＨＣ系等の冷媒のように高圧圧力が臨界圧力を超えない冷媒を用いて、蒸気圧縮式の亜臨界サイクルを構成しているが、冷媒として二酸化炭素（ＣＯ２）のように高圧圧力が臨界圧力を超える冷媒を用いて、蒸気圧縮式の超臨界サイクルを構成する場合にも本発明を同様に適用できる。

但し、超臨界サイクルでは、圧縮機吐出冷媒が放熱器１３にて超臨界状態のまま放熱するのみであり、凝縮しないので、高圧側に配置される受液器１３ａでは冷媒の気液分離作用および余剰液冷媒の貯留作用を発揮できない。そこで、超臨界サイクルでは、図７、図８に示すように第１蒸発器１５の出口側に低圧側気液分離器をなすアキュムレータ２８を配置するのがよい。

（４）上述の各実施形態では、エジェクタ１４として、通路面積が一定のノズル部１４ａを有する固定エジェクタを例示しているが、エジェクタ１４として、通路面積を調整可能な可変ノズル部を有する可変エジェクタを用いてもよい。

なお、可変ノズル部の具体例としては、例えば、可変ノズル部の通路内にニードルを挿入し、このニードルの位置を電気的アクチュエータにより制御して通路面積を調整する機構とすればよい。

可変エジェクタのノズル部通路面積を調整することにより超臨界サイクルおよび亜臨界サイクルの高圧を制御する機能を発揮できる。

（５）第１実施形態等では、車室内冷房用と冷凍冷蔵庫内の冷却とを行う冷凍サイクルに本発明を適用した例を示したが、冷媒蒸発温度が高温側となる第１蒸発器１５と冷媒蒸発温度が低温側となる第２蒸発器１８の両方をともに車室内の異なる領域（例えば、車室内前席側領域と車室内後席側領域）の冷房に用いてもよい。

（６）冷媒蒸発温度が高温側となる第１蒸発器１５と冷媒蒸発温度が低温側となる第２蒸発器１８の両方をともに冷凍冷蔵庫内の冷却に用いてもよい。つまり、冷媒蒸発温度が高温側となる第１蒸発器１５により冷凍冷蔵庫内の冷蔵室を冷却し、冷媒蒸発温度が低温側となる第２蒸発器１８により冷凍冷蔵庫内の冷凍室を冷却するようにしてもよい。

（７）絞り機構１７、２３として、固定絞りと電磁弁とを一体化した構成を用いれば、固定絞りによる流量調節機能に流路遮断（シャット）機能を組み合わせた絞り機構を構成できる。

１２ 圧縮機
１３ 放熱器
１４ エジェクタ
１４ａ ノズル部
１４ｂ 冷媒吸引口
１４ｄ 昇圧部（ディフューザ部）
１５ 第１蒸発器
１６ 第１分岐通路
１７ 絞り機構（第１絞り手段）
１８ 第２蒸発器
２１ 内部熱交換器
２２ 第２分岐通路
２３ 絞り機構（第２絞り手段）
２４ 第３蒸発器
２８ アキュムレータ（気液分離器）

Claims (7)

1. 冷媒を吸入し圧縮する圧縮機（１１）と、
   前記圧縮機（１１）から吐出された高圧冷媒の放熱を行う放熱器（１３）と、
   前記放熱器（１３）の出口側冷媒通路（３１）に配置され、前記出口側冷媒通路（３１）の開度を調整して前記圧縮機（１１）吸入側の低圧冷媒の状態を制御する膨張弁（３０）と、
   前記膨張弁（３０）出口側の冷媒を減圧膨張させるノズル部（１４ａ）、前記ノズル部（１４ａ）から噴射する噴射冷媒流により冷媒が内部に吸引される冷媒吸引口（１４ｂ）、および前記高い速度の冷媒流と前記冷媒吸引口（１４ｂ）からの吸引冷媒とを混合した冷媒流の速度エネルギーを圧力エネルギーに変換する昇圧部（１４ｄ）を有するエジェクタ（１４）と、
   前記エジェクタ（１４）から流出した冷媒を蒸発させて冷却能力を発揮する第１蒸発器（１５）と、
   前記膨張弁（３０）出口側の冷媒を前記エジェクタ（１４）の入口側で分岐して前記冷媒吸引口（１４ｂ）に導く分岐通路（１６）と、
   前記分岐通路（１６）に配置され、前記膨張弁（３０）出口側の冷媒を減圧する絞り手段（１７）と、
   前記分岐通路（１６）において、前記絞り手段（１７）の出口側に配置され、冷媒を蒸発させて冷却能力を発揮する第２蒸発器（１８）と、
   前記圧縮機（１１）吸入側の低圧冷媒と、前記膨張弁（３０）入口側の高圧冷媒もしくは前記膨張弁（３０）出口側の中間圧冷媒との間で熱交換を行う内部熱交換器（２１）とを備えることを特徴とするエジェクタ式冷凍サイクル。
2. 前記内部熱交換器（２１）は、前記膨張弁（３０）の入口側に配置された高圧側冷媒流路（２１ａ）と、前記圧縮機（１１）吸入側の低圧側冷媒流路（２１ｂ）との間で熱交換を行うように構成されていることを特徴とする請求項１に記載のエジェクタ式冷凍サイクル。
3. 前記内部熱交換器（２１）は、前記分岐通路（１６）のうち前記絞り手段（１７）入口側に配置された中間圧冷媒流路（２１ｃ）と、前記圧縮機（１１）吸入側の低圧側冷媒流路（２１ｂ）との間で熱交換を行うように構成されていることを特徴とする請求項１に記載のエジェクタ式冷凍サイクル。
4. 前記内部熱交換器（２１）は、前記膨張弁（３０）出口側と前記分岐通路（１６）の分岐点（ｚ）との間に配置された中間圧冷媒流路（２１ｃ）と、前記圧縮機（１１）吸入側の低圧側冷媒流路（２１ｂ）との間で熱交換を行うように構成されていることを特徴とする請求項１に記載のエジェクタ式冷凍サイクル。
5. 前記絞り手段（１７）がキャピラリチューブ（１７）にて構成され、前記内部熱交換器（２１）は、前記キャピラリチューブ（１７）と前記圧縮機（１１）吸入側の低圧側冷媒流路（２１ｂ）との間で熱交換を行うように構成されていることを特徴とする請求項１に記載のエジェクタ式冷凍サイクル。
6. 前記膨張弁（３０）は、前記第１蒸発器（１５）の出口部と前記低圧側冷媒流路（２１ｂ）との間の冷媒の状態を、この冷媒の温度および圧力に基づいて制御することを特徴とする請求項１ないし５のいずれか１つに記載のエジェクタ式冷凍サイクル。
7. 前記第１蒸発器（１５）と前記第２蒸発器（１８）とを一体構造に組み付けたことを特徴とする請求項１ないし６のいずれか１つに記載のエジェクタ式冷凍サイクル。

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