JP6083330B2 - エジェクタ - Google Patents

Description

本発明は、流体を減圧させるとともに、高速度で噴射される噴射流体の吸引作用によって流体を吸引するエジェクタに関する。

従来、蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置に適用されて減圧装置として機能するエジェクタが知られている。この種のエジェクタは、冷媒を減圧させるノズル部を有し、ノズル部から噴射される噴射冷媒の吸引作用によって蒸発器から流出した気相冷媒を吸引し、昇圧部（ディフューザ部）にて噴射冷媒と吸引冷媒との混合冷媒を昇圧させている。

従って、減圧装置としてエジェクタを備える冷凍サイクル装置（以下、エジェクタ式冷凍サイクルと記載する。）では、エジェクタの昇圧部における冷媒昇圧作用によって圧縮機へ吸入される冷媒圧力を上昇させ、圧縮機の消費動力を低減させることができる。これにより、エジェクタ式冷凍サイクルでは、減圧装置として膨張弁等を備える通常の冷凍サイクル装置よりもサイクルの成績係数（ＣＯＰ）を向上させることができる。

さらに、特許文献１には、空調装置に適用されて、空調対象空間へ送風される送風空気の温度調整を行うエジェクタ式冷凍サイクルが開示されている。この特許文献１のエジェクタ式冷凍サイクルは、冷媒を循環させる冷媒回路を切り替える冷媒回路切替手段を備えており、運転モードに応じて種々の冷媒回路に切替可能に構成されている。

例えば、熱交換対象流体である送風空気を冷却して空調対象空間を冷房する冷房モードでは、冷媒が室内蒸発器にて送風空気から吸熱した熱を、室外熱交換器にて外気へ放熱させる冷媒回路に切り替えている。また、送風空気を加熱して空調対象空間を暖房する暖房モードでは、冷媒が室外熱交換器にて外気から吸熱した熱を、室内凝縮器にて送風空気へ放熱させる冷媒回路に切り替えている。

特許第４３１１１１５号公報

ところで、特許文献１のエジェクタ式冷凍サイクルの暖房モードのような冷媒回路構成では、室外熱交換器にて冷媒に外気から暖房に必要な熱を充分に吸熱させるために、室外熱交換器における冷媒蒸発温度を外気温よりも低下させなければならない。このため、低外気温時等には、室外熱交換器における冷媒蒸発温度（冷媒蒸発圧力）を−２０℃〜−３０℃といった極低温となるまで大きく低下させなければならない。

しかしながら、一般的なエジェクタ式冷凍サイクルに適用される冷媒は、圧力の低下に伴って密度が低下するので、室外熱交換器における冷媒蒸発圧力を大きく低下させてしまうと、圧縮機へ吸入される冷媒の密度も大きく低下して、室内凝縮器へ流入する冷媒の流量が減少してしまう。その結果、冷媒が室内凝縮器にて送風空気へ放熱できる総放熱量が、空調対象空間の適切な暖房を行うために必要な熱量よりも不足してしまい、送風空気を充分に加熱することができなくなってしまうことがある。

そこで、本発明者らは、低外気温時等であっても送風空気を充分に加熱して空調対象空間の適切な暖房を実現するために、室内凝縮器（加熱用熱交換器）における送風空気（熱交換対象流体）の加熱能力Ｑｃを向上させる検討を行った。

より詳細には、従来技術の暖房モードのように、冷媒が室外熱交換器にて外気から吸熱した熱を加熱用熱交換器にて熱交換対象流体へ放熱するサイクル構成では、加熱用熱交換器における熱交換対象流体の加熱能力Ｑｃは、以下数式Ｆ１にて定義される。
Ｑｃ＝Δｉｃｏｎｄ×Ｇｒ …（Ｆ１）
なお、Δｉｃｏｎｄは、加熱用熱交換器入口側冷媒のエンタルピから出口側冷媒のエンタルピを減算したエンタルピ差であり、Ｇｒは加熱用熱交換器へ流入する冷媒流量である。

上記数式Ｆ１のエンタルピ差Δｉｃｏｎｄは、図２７の太破線に示すように、加熱用熱交換器出口側冷媒のエンタルピを低下させることによって増加させることができる。さらに、一般的なエジェクタ式冷凍サイクルでは、加熱用熱交換器出口側冷媒のエンタルピを低下させると、エジェクタのノズル部へ流入する冷媒の乾き度ｘも低下する。

ここで、この種のエジェクタでは、ノズル部から噴射される噴射流体の吸引作用によって流体吸引口から流体を吸引することによって、ノズル部にて流体が減圧される際の運動エネルギの損失を回収している。従って、ノズル部へ流入する冷媒の乾き度ｘを高くし、流体（冷媒）の圧縮性を上昇させることによって、回収エネルギ量を増加させることができることになる。

逆に、エンタルピ差Δｉｃｏｎｄを増加させるために、ノズル部へ流入する冷媒の乾き度ｘを低下させてしまうと、回収エネルギ量が低減してしまい、昇圧部における昇圧量が低下してしまうことになる。さらに、この昇圧量の低下によって、圧縮機へ吸入される冷媒の密度が低下してしまうと、圧縮機から吐出されて加熱用熱交換器へ流入する冷媒流量Ｇｒが減少してしまう。

つまり、加熱用熱交換器へ流入する冷媒流量Ｇｒは、図２７の太一点鎖線に示すように、加熱用熱交換器出口側冷媒のエンタルピを低下させるに伴って低下する。このことは、加熱能力Ｑｃには、図２７の太実線に示すように、加熱用熱交換器出口側冷媒のエンタルピの変化（すなわち、エジェクタのノズル部へ流入する冷媒の乾き度ｘの変化）に伴って、極大値（ピーク値）が存在することを意味している。

そこで、本発明者らは、加熱能力Ｑｃを極大値に近づけることによって、低外気温時等であっても熱交換対象流体を充分に加熱する検討を行った。

その結果、エジェクタのノズル部へ流入する冷媒の乾き度ｘを、以下数式Ｆ２を満足するようにエジェクタ式冷凍サイクルを作動させることで、加熱能力Ｑｃを極大値に近づけ易くなり、低外気温時であっても熱交換対象流体を充分に加熱できることが判った。
０．５≦ｘ≦０．８ …（Ｆ２）
ところが、エジェクタのノズル部へ流入する冷媒の乾き度ｘが上記数式Ｆ２を満足するようにエジェクタ式冷凍サイクルを作動させると、熱交換対象流体を充分に加熱できるものの、エジェクタの昇圧部における昇圧性能が不安定になってしまい、昇圧部における昇圧性能が低下してしまうことがあった。

そこで、本発明者らがその原因について調査したところ、エジェクタのノズル部へ流入する冷媒の乾き度ｘを、上記数式Ｆ２を満足するような比較的高い値にすると、昇圧部内で衝撃波が発生してしまうことが原因であると判った。この衝撃波は、気液二相状態となっている二相流体の流速が、二相音速αｈ以上（超音速状態）から二相音速αｈより低い値（亜音速状態）へ移行する際に発生するものである。

二相音速αｈは、気相流体と液相流体が混合した気液混合状態の流体の音速であって、以下数式Ｆ３で定義される。
αｈ＝［Ｐ／｛α×（１−α）×ρｌ｝］^0.5 …（Ｆ３）
なお、数式Ｆ３中のαはボイド率であって、単位体積あたりに含まれるボイド（気泡）の容積割合を示している。

より詳細には、ボイド率αは以下数式Ｆ４で定義される。
α＝ｘ／｛ｘ＋（ρｇ／ρｌ）×（１−ｘ）｝…（Ｆ４）
また、数式Ｆ３、Ｆ４中のρｇは気相流体密度、ρｌは液相流体密度、Ｐは二相流体の圧力である。

続いて、上述した衝撃波の発生によってエジェクタの昇圧部における昇圧性能が不安定になってしまう原因を、図２８、図２９を用いてより詳細に説明する。なお、図２８、図２９の上段には、一般的なエジェクタの構成を模式的に図示しているが、図示の明確化のため、後述する実施形態の加熱側エジェクタ１５と同一または均等の機能を果たす部位には、加熱側エジェクタ１５と同一の符号を付している。

まず、一般的なエジェクタ式冷凍サイクルでは、ＣＯＰの向上を狙うために、エンタルピ差Δｉｃｏｎｄを拡大させるために、加熱用熱交換器出口側冷媒のエンタルピを低下させて、ノズル部へ流入する冷媒が過冷却度を有する液相冷媒、あるいは、極めて小さい乾き度ｘの気液二相冷媒となるように運転されることが多い。

このため、エジェクタ１５のノズル部１５ａの冷媒噴射口１５ｃから噴射される直前の冷媒の乾き度ｘが０．５より小さくなる。そして、ノズル部１５ａの冷媒噴射口１５ｃから噴射された噴射冷媒は、気相状態となっている吸引冷媒と混合することによって、その流速を低下させながら急激に乾き度ｘを上昇させる。従って、図２８の太破線で示すように、噴射冷媒と吸引冷媒との混合冷媒の二相音速αｈも急激に上昇する。

その結果、一般的なエジェクタ式冷凍サイクルの作動時には、ノズル部１５ａから噴射された直後の冷媒の流速が二相音速αｈ以下となり、二相冷媒の流速が超音速状態から亜音速状態へ変化する際に生じる衝撃波は、ノズル部１５ａの冷媒噴射口１５ｃの極近傍で発生することになる。このため、衝撃波が昇圧部１５ｇの昇圧性能に与える影響は小さい。

次に、上記数式Ｆ２を満足するようにエジェクタ式冷凍サイクルを作動させると、ノズル部から噴射される直前の冷媒の乾き度ｘが０．５以上となるので、一般的なエジェクタ式冷凍サイクルの作動時よりも、噴射冷媒の乾き度ｘの上昇度合が小さくなる。従って、図２９に示すように、噴射冷媒と吸引冷媒との混合冷媒の二相音速αｈの上昇度合も小さくなる。

その結果、混合冷媒が二相音速αｈより低い値となる箇所（衝撃波が発生する箇所）が、一般的なエジェクタ式冷凍サイクルの作動時よりも、冷媒噴射口１５ｃから離れやすくなってしまう。

そして、衝撃波が発生する箇所が、冷媒噴射口１５ｃから離れて昇圧部１５ｇの入口部近傍あるいは昇圧部１５ｇ内へ移動してしまうと、衝撃波の作用によって昇圧部１５ｇ内を流通する流速が不安定になってしまうことがあり、昇圧部１５ｇの昇圧性能が不安定になって、昇圧性能が低下してしまう。

さらに、エジェクタのノズル部へ流入する冷媒の乾き度ｘを、上記数式Ｆ２を満足するような比較的高い値にすると、ノズル部における回収エネルギ量を増加させることができる。この回収エネルギ量は、ノズル部にて冷媒を等エントロピ的に減圧させた際のノズル部入口側冷媒のエンタルピとノズル部出口側冷媒のエンタルピとのエンタルピ差Δｉｅｊに相当する値となる。

従って、ノズル部の冷媒噴射口から噴射された直後の噴射冷媒の流速Ｖの最大値は、以下数式Ｆ５で表わすことができる。
Ｖ＝Ｖ０＋（２×Δｉｅｊ）^0.5…（Ｆ５）
なお、Ｖ０は、ノズル部へ流入する冷媒の初速である。

つまり、一般的なエジェクタでは、ノズル部へ流入させる冷媒の乾き度ｘが高くなるに伴って、噴射冷媒の流速Ｖが高くなりやすく、冷媒とノズル部内に形成される冷媒通路との壁面摩擦も増加しやすくなる。

さらに、気液密度比の高い気液二相冷媒（例えば、気液密度比が２００以上の気液二相冷媒）が、ノズル部内に形成される冷媒通路を高速度で流れると、冷媒と冷媒通路との壁面摩擦が大きく増加して、冷媒の有する運動エネルギの損失を招いてしまう。このような運動エネルギの損失は、噴射冷媒の流速を低下させてしまい、昇圧部の昇圧性能を低下させてしまう。

上記点に鑑み、本発明では、ノズル部へ流入する流体の乾き度が０．５以上かつ０．８以下となるエジェクタの昇圧性能の低下を抑制することを第１の目的とする。

また、本発明では、ノズル部へ流入する流体の乾き度が、エジェクタ式冷凍サイクルの加熱用熱交換器における熱交換対象流体の加熱能力が極大値に近づくように調整されるエジェクタの昇圧性能の低下を抑制することを第２の目的とする。

本発明は、上記目的を達成するために案出されたもので、請求項１に記載の発明では、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）、および圧縮機（１１）から吐出された高圧冷媒を熱源として熱交換対象流体を加熱する加熱用熱交換器（１２）と有する冷凍サイクル装置（１０、１０ａ）に適用され、
冷媒を減圧させて冷媒噴射口（１５ｃ）から噴射するノズル部（１５ａ）と、ノズル部（１５ａ）から噴射される高速度の噴射冷媒の吸引作用によって冷媒を吸引する冷媒吸引口（１５ｄ）、および噴射冷媒と冷媒吸引口（１５ｄ）から吸引された吸引冷媒との混合冷媒を昇圧させる昇圧部（１５ｇ）が形成されたボデー部（１５ｂ）とを備えるエジェクタであって、
加熱用熱交換器（１２）の入口側冷媒のエンタルピから出口側冷媒のエンタルピを減算したエンタルピ差をΔｉｃｏｎｄとし、加熱用熱交換器（１２）へ流入する冷媒流量をＧｒとし、さらに、エンタルピ差（Δｉｃｏｎｄ）と冷媒流量（Ｇｒ）との積算値を加熱用熱交換器（１２）における前記熱交換対象流体の加熱能力（Ｑｃ）としたときに、
冷凍サイクル装置（１０、１０ａ）では、加熱能力（Ｑｃ）を極大値に近づけるためにノズル部（１５ａ）へ流入する冷媒の乾き度（ｘ）が０．５以上かつ０．８以下に調整されており、さらに、ボデー部（１５ｂ）の内部空間のうち、冷媒噴射口（１５ｃ）から昇圧部（１５ｇ）の入口部（１５ｈ）へ至る範囲には、噴射冷媒と吸引冷媒とを混合させる混合部（１５ｅ）が形成されており、
混合部（１５ｅ）は、混合部（１５ｅ）内で気液二相状態の冷媒の流速が超音速状態から亜音速状態へ変化する際に生じる衝撃波が発生するように、冷媒流れ下流側に向かって冷媒通路面積が縮小する形状に形成され、入口部（１５ｈ）の冷媒通路面積は、冷媒噴射口（１５ｃ）の冷媒通路面積よりも小さく設定されていることを特徴とする。

これによれば、混合部（１５ｅ）が、冷媒流れ下流側に向かって徐々に冷媒通路面積が縮小する形状に形成され、入口部（１５ｈ）の冷媒通路面積が、冷媒噴射口（１５ｃ）の冷媒通路面積よりも小さく設定されているので、混合部（１５ｅ）にて、噴射冷媒と吸引冷媒との混合冷媒の流速を徐々に減速させることができる。

従って、ノズル部（１５ａ）の冷媒噴射口（１５ｃ）から噴射された噴射冷媒の流速が二相音速αｈ以上（超音速状態）となっていても、昇圧部（１５ｇ）の入口部へ到達するまでに二相状態の混合冷媒の流速を二相音速αｈより低い値（亜音速状態）へ低下させることができる。

つまり、二相状態の冷媒の流速が超音速状態から亜音速状態へ変化する際に生じる衝撃波を、昇圧部（１５ｇ）内で発生させることなく、混合部（１５ｅ）内で発生させることができる。その結果、昇圧部（１５ｇ）内で衝撃波が発生することによってエジェクタの昇圧性能が不安定になってしまうことを抑制し、加熱用熱交換器（１２）における熱交換対象流体の加熱能力（Ｑｃ）を極大値に近づけるためにノズル部（１５ａ）へ流入する冷媒の乾き度（ｘ）が０．５以上かつ０．８以下に調整されるエジェクタの昇圧性能の低下を抑制することができる。

また、請求項４に記載の発明では、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）、および前記圧縮機（１１）から吐出された高圧冷媒を熱源として熱交換対象流体を加熱する加熱用熱交換器（１２）と有する冷凍サイクル装置（１０、１０ａ）に適用され、
冷媒を減圧させて冷媒噴射口（１５ｃ）から噴射するノズル部（１５ａ）と、ノズル部（１５ａ）から噴射される高速度の噴射冷媒の吸引作用によって冷媒を吸引する冷媒吸引口（１５ｄ）、および噴射冷媒と冷媒吸引口（１５ｄ）から吸引された吸引冷媒との混合冷媒を昇圧させる昇圧部（１５ｇ）が形成されたボデー部（１５ｂ）とを備えるエジェクタであって、
加熱用熱交換器（１２）の入口側冷媒のエンタルピから出口側冷媒のエンタルピを減算したエンタルピ差をΔｉｃｏｎｄとし、加熱用熱交換器（１２）へ流入する冷媒流量をＧｒとし、さらに、エンタルピ差（Δｉｃｏｎｄ）と冷媒流量（Ｇｒ）との積算値を加熱用熱交換器（１２）における熱交換対象流体の加熱能力（Ｑｃ）としたときに、
冷凍サイクル装置（１０、１０ａ）では、加熱能力（Ｑｃ）を極大値に近づけるためにノズル部（１５ａ）へ流入する冷媒の乾き度Ｘが０．５以上かつ０．８以下に調整されており、さらに、ボデー部（１５ｂ）の内部空間のうち、冷媒噴射口（１５ｃ）から昇圧部（１５ｇ）の入口部（１５ｈ）へ至る範囲には、噴射冷媒と吸引冷媒とを混合させる混合部（１５ｅ）が形成されており、
混合部（１５ｅ）は、混合部（１５ｅ）内で気液二相状態の冷媒の流速が超音速状態から亜音速状態へ変化する際に生じる衝撃波が発生するように、冷媒流れ下流側に向かって冷媒通路面積が縮小する形状に形成され、
ノズル部（１５ａ）内に形成される冷媒通路として、冷媒通路面積を徐々に縮小させる先細部（１５ｐ）、および先細部（１５ｐ）から冷媒噴射口（１５ｃ）へ冷媒を導く噴射部（１５ｑ）が設けられており、ノズル部（１５ａ）は、噴射部（１５ｑ）の軸方向断面における拡がり角度（θｎ）が、０°以上となっていることによって、混合部（１５ｅ）へ噴射される噴射冷媒を自由膨張させるように形成されていることを特徴とする。

これによれば、ノズル部（１５ａ）内に形成される冷媒通路の最下流側に噴射部（１５ｑ）が設けられており、混合部（１５ｅ）へ噴射される噴射冷媒を自由膨張させるので、冷媒通路として冷媒通路面積を徐々に拡大させる末広部等を設けることなく、混合部（１５ｅ）にて冷媒を加速することができる。

従って、冷媒と冷媒通路との壁面摩擦を低下させて、冷媒通路を流れる冷媒の有する運動エネルギの損失を抑制することができ、噴射冷媒の流速が低下してしまうことを抑制できる。さらに、請求項１に記載の発明と同様に、昇圧部（１５ｇ）内で衝撃波が発生することによってエジェクタの昇圧性能が不安定になってしまうことを抑制することができる。その結果、加熱用熱交換器（１２）における熱交換対象流体の加熱能力（Ｑｃ）を極大値に近づけるためにノズル部（１５ａ）へ流入する冷媒の乾き度（ｘ）が０．５以上かつ０．８以下に調整されるエジェクタの昇圧性能の低下を抑制することができる。

なお、上述の請求項に記載された「噴射部（１５ｑ）の軸方向断面における拡がり角度（θｎ）が、０°以上となっている」とは、拡がり角度（θｎ）が０°より大きくなっている場合には、噴射部（１５ｑ）の形状が冷媒流れ方向に向かって冷媒通路断面積が徐々に拡大させる形状（例えば、円錐台形状）になっていることを意味し、拡がり角度（θｎ）が０°となっている場合には、噴射部（１５ｑ）の形状が冷媒通路断面積を一定とする形状（例えば、円柱形状）になっていること意味している。

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ものである。

第１実施形態の冷凍サイクル装置の冷房モード時および弱除湿暖房モード時の冷媒回路を示す全体構成図である。 第１実施形態の冷凍サイクル装置の除湿暖房モード時の冷媒回路を示す全体構成図である。 第１実施形態の冷凍サイクル装置の暖房モード時の冷媒回路を示す全体構成図である。 第１実施形態の加熱側エジェクタの軸方向断面図である。 第１実施形態の冷凍サイクル装置の冷房モード時における冷媒の状態を示すモリエル線図である。 第１実施形態の冷凍サイクル装置の弱除湿暖房モード時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 第１実施形態の冷凍サイクル装置の除湿暖房モード時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 第１実施形態の冷凍サイクル装置の暖房モード時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 加熱側エジェクタの内部で衝撃波が発生する箇所を説明するための説明図である。 第２実施形態の加熱側エジェクタの軸方向断面図である。 第３実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 第４実施形態の冷凍サイクル装置の冷房モード時および弱除湿暖房モード時の冷媒回路を示す全体構成図である。 第４実施形態の冷凍サイクル装置の除湿暖房モード時の冷媒回路を示す全体構成図である。 第４実施形態の冷凍サイクル装置の暖房モード時の冷媒回路を示す全体構成図である。 第４実施形態の冷凍サイクル装置の除湿暖房モード時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 吸引流量比の変化に対するエジェクタの昇圧量の変化を示すグラフである。 第４実施形態の冷凍サイクル装置の暖房モード時の冷媒の状態を示すモリエル線図である。 第５実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 第６実施形態の加熱側エジェクタの軸方向断面図である。 図１９のＸＸ−ＸＸ断面図である。 第７実施形態の加熱側エジェクタの軸方向断面図である。 第７実施形態の変形例の加熱側エジェクタの軸方向断面図である。 第８実施形態の加熱側エジェクタの軸方向断面図である。 図２３のＣ部拡大図である。 第９実施形態の加熱側エジェクタの軸方向断面図である。 第９実施形態の変形例の加熱側エジェクタの軸方向断面図である。 室内凝縮器出口側冷媒のエンタルピの変化に対する加熱能力Ｑｃの変化を示すグラフである。 一般的なエジェクタ式冷凍サイクルの作動時にエジェクタ内で衝撃波が発生する箇所を説明するための説明図である。 ノズル部へ流入する冷媒の乾き度が比較的高くなる運転時にエジェクタ内で衝撃波が発生する箇所を説明するための説明図である。

（第１実施形態）
図１〜図９により、本発明の第１実施形態について説明する。本実施形態では、本発明のエジェクタを、車両走行用の駆動力を走行用電動モータから得る電気自動車に搭載される車両用空調装置１に用いられる冷凍サイクル装置１０に適用している。従って、本実施形態の冷凍サイクル装置１０は、エジェクタ式冷凍サイクルとして構成されている。さらに、本実施形態の送風空気は熱交換対象流体である。

この冷凍サイクル装置１０は、図１〜図３に示すように、送風空気を冷却して車室内を冷房する冷房モードの冷媒回路（図１参照）、冷却して除湿された送風空気を再加熱して車室内の除湿暖房を行う弱除湿暖房モードの冷媒回路（図１参照）、弱除湿暖房モードよりも高い加熱能力で送風空気を再加熱して車室内の除湿暖房を行う除湿暖房モード（図２参照）、および送風空気を加熱して車室内を暖房する暖房モードの冷媒回路（図３参照）を切替可能に構成されている。なお、図１〜図３では、それぞれの運転モードにおける冷媒の流れを実線矢印で示している。

また、冷凍サイクル装置１０では、冷媒としてＨＦＣ系冷媒（具体的には、Ｒ１３４ａ）を採用しており、高圧側冷媒圧力が冷媒の臨界圧力を超えない蒸気圧縮式の亜臨界冷凍サイクルを構成している。もちろん、ＨＦＯ系冷媒（例えば、Ｒ１２３４ｙｆ）等を採用してもよい。さらに、冷媒には圧縮機１１を潤滑するための冷凍機油が混入されており、冷凍機油の一部は冷媒とともにサイクルを循環している。

冷凍サイクル装置１０の構成機器のうち、圧縮機１１は、車両ボンネット内に配置され、冷凍サイクル装置１０において冷媒を吸入し、圧縮して吐出するもので、吐出容量が固定された固定容量型の圧縮機構を電動モータにて回転駆動する電動圧縮機として構成されている。圧縮機１１の電動モータは、後述する空調制御装置から出力される制御信号によって、その作動（回転数）が制御される。

圧縮機１１の吐出口側には、室内凝縮器１２の冷媒入口側が接続されている。室内凝縮器１２は、後述する室内空調ユニット３０において車室内へ送風される送風空気の空気通路を形成するケーシング３１内に配置されており、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒と後述する室内蒸発器２３通過後の送風空気とを熱交換させて、送風空気を加熱する加熱用熱交換器である。なお、室内空調ユニット３０の詳細については後述する。

室内凝縮器１２の冷媒出口側には、第１三方継手１３ａが接続されている。この第１三方継手１３ａは、３つの流入出口のうち１つが冷媒流入口として用いられ、残りの２つが冷媒流出口として用いられている。従って、第１三方継手１３ａは、室内凝縮器１２から流出した冷媒の流れを分岐する分岐部を構成している。

さらに、第１三方継手１３ａの一方の冷媒流出口には、第１三方継手１３ａと同様の構成の第２三方継手１３ｂが接続されている。この第２三方継手１３ｂの一方の冷媒流出口には、第１流量調整弁１４ａの入口側が接続され、他方の冷媒流出口には、第２流量調整弁１４ｂの入口側が接続されている。

第１、第２流量調整弁１４ａ、１４ｂは、いずれも冷媒通路の開度を変化させる弁体と、この弁体の開度を変化させるステッピングモータからなる電動アクチュエータとを有して構成される電気式の可変絞り機構であり、冷媒流量を調整する機能と冷媒を減圧膨張させる膨張弁としての機能を有している。

さらに、第１、第２流量調整弁１４ａ、１４ｂは、弁開度を全開にすることで流量調整作用および冷媒減圧作用を殆ど発揮することなく単なる冷媒通路として機能する全開機能、および弁開度を全閉にすることで冷媒流路を閉塞する全閉機能を有している。

そして、この全開機能および全閉機能により、第１、第２流量調整弁１４ａ、１４ｂは、室内凝縮器１２から流出した冷媒を第１流量調整弁１４ａ側へ流入させる冷媒回路と、第２流量調整弁１４ｂ側へ流入させる冷媒回路とを切り替えることができる。

従って、本実施形態の第１、第２流量調整弁１４ａ、１４ｂは、冷房モード、弱除湿暖房モード、除湿暖房モード、および暖房モードにおける冷媒回路を切り替える冷媒回路切替手段を構成している。なお、第１、第２流量調整弁１４ａ、１４ｂは、いずれも空調制御装置から出力される制御信号によって、その作動が制御される。

また、第１流量調整弁１４ａの出口側には、加熱側エジェクタ１５の加熱側ノズル部１５ａの入口側が接続されている。加熱側エジェクタ１５は、除湿暖房モード時および暖房モード時に室内凝縮器１２から流出した冷媒を減圧させる減圧手段としての機能を果たすとともに、高速で噴射される噴射冷媒の吸引作用によって冷媒を吸引（輸送）してサイクル内を循環させる冷媒循環手段（冷媒輸送手段）としての機能を果たすものである。

加熱側エジェクタ１５の詳細構成については、図４を用いて説明する。加熱側エジェクタ１５は、加熱側ノズル部１５ａおよび加熱側ボデー部１５ｂを有して構成されている。まず、加熱側ノズル部１５ａは、冷媒の流れ方向に向かって徐々に先細る略円筒状の金属（例えば、ステンレス合金）で形成されており、内部に形成された冷媒通路（絞り通路）にて冷媒を等エントロピ的に減圧膨張させる機能を果たす。

加熱側ノズル部１５ａの内部に形成された冷媒通路には、冷媒通路面積が最も縮小した喉部（最小通路面積部）が設けられ、さらに、この喉部から冷媒を噴射する冷媒噴射口１５ｃへ向かって冷媒通路面積が徐々に拡大する末広部が設けられている。つまり、本実施形態の加熱側ノズル部１５ａは、ラバールノズルとして構成されている。

また、本実施形態では、加熱側ノズル部１５ａとして、少なくとも後述する暖房モードの高加熱能力運転時に、冷媒噴射口１５ｃから噴射される噴射冷媒の流速が二相音速αｈ以上（超音速状態）となるように設定されたものが採用されている。

次に、加熱側ボデー部１５ｂは、略円筒状の金属（例えば、アルミニウム）で形成されており、内部に加熱側ノズル部１５ａを支持固定する固定部材として機能するとともに、加熱側エジェクタ１５の外殻を形成するものである。より具体的には、加熱側ノズル部１５ａは、加熱側ボデー部１５ｂの長手方向一端側の内部に収容されるように圧入等の手段によって固定されている。

また、加熱側ボデー部１５ｂの外周側面のうち、加熱側ノズル部１５ａの外周側に対応する部位には、その内外を貫通して加熱側ノズル部１５ａの冷媒噴射口１５ｃと連通するように設けられた加熱側冷媒吸引口１５ｄが形成されている。この加熱側冷媒吸引口１５ｄは、除湿暖房モード時および暖房モード時に、加熱側ノズル部１５ａの冷媒噴射口１５ｃから噴射された噴射冷媒の吸引作用によって室外熱交換器１７の一方の冷媒流入出口から流出した冷媒を加熱側エジェクタ１５の内部へ吸引する貫通穴である。

さらに、加熱側ボデー部１５ｂの内部には、の冷媒噴射口１５ｃから噴射された噴射冷媒と加熱側冷媒吸引口１５ｄから吸引された吸引冷媒と混合させる混合部１５ｅ、加熱側冷媒吸引口１５ｄから吸引された吸引冷媒を混合部１５ｅへ導く吸引通路１５ｆ、および混合部１５ｅにて混合された混合冷媒を昇圧させる加熱側昇圧部としての加熱側ディフューザ部１５ｇが形成されている。

吸引通路１５ｆは、加熱側ノズル部１５ａの先細り形状の先端部周辺の外周側と加熱側ボデー部１５ｂの内周側との間の空間によって形成されており、吸引通路１５ｆの冷媒通路面積は、冷媒流れ方向に向かって徐々に縮小している。これにより、吸引通路１５ｆを流通する吸引冷媒の流速を徐々に増速させて、混合部１５ｅにて吸引冷媒と噴射冷媒が混合する際のエネルギ損失（混合損失）を減少させている。

混合部１５ｅは、加熱側ボデー部１５ｂの内部空間であって、加熱側ノズル部１５ａの冷媒噴射口１５ｃから加熱側ディフューザ部１５ｇの入口部１５ｈへ至る範囲の空間によって形成されている。さらに、この混合部１５ｅは、その冷媒通路面積が冷媒流れ方向に向かって徐々に縮小する円錐台形状に形成されており、加熱側ディフューザ部１５ｇの入口部１５ｈの冷媒通路面積は、冷媒噴射口１５ｃの冷媒通路面積よりも小さくなっている。

これにより、混合部１５ｅでは、混合冷媒の流速を徐々に減速させて、加熱側ディフューザ部１５ｇの入口部１５ｈへ到達するまでに、混合冷媒の流速を二相音速αｈより低い値となるようにしている。換言すると、加熱側ディフューザ部１５ｇへ流入する冷媒が亜音速状態となるようにしている。

加熱側ディフューザ部１５ｇは、混合部１５ｅの出口に連続するように配置されて、冷媒流れ方向に向かって冷媒通路面積が徐々に拡大するように形成されている。これにより、混合部１５ｅから流出した混合冷媒の速度エネルギを圧力エネルギに変換する機能、すなわち、混合冷媒の流速を減速させて混合冷媒を昇圧させる機能を果たす。

より具体的には、本実施形態の加熱側ディフューザ部１５ｇを形成する加熱側ボデー部１５ｂの内周壁面の壁面形状は、図４に示すように、複数の曲線を組み合わせて形成されている。そして、加熱側ディフューザ部１５ｇの冷媒通路断面積の広がり度合が冷媒流れ方向に向かって徐々に大きくなった後に再び小さくなっていることで、冷媒を等エントロピ的に昇圧させることができる。

加熱側エジェクタ１５の加熱側ディフューザ部１５ｇの冷媒出口側には、アキュムレータ１６の冷媒流入口が接続されている。アキュムレータ１６は、内部に流入した冷媒の気液を分離する気液分離手段である。さらに、本実施形態のアキュムレータ１６は、サイクル内の余剰液相冷媒を蓄える貯液手段としての機能を果たす。なお、このアキュムレータ１６は、車両ボンネット内、つまり、外気に晒される外部空間に配置されている。

さらに、アキュムレータ１６には、分離された液相冷媒を外部へ流出させることができるように配置された２つの液相冷媒流入出口と、分離された気相冷媒を流出させる１つの気相冷媒流出口が設けられている。

アキュムレータ１６の一方の液相冷媒流入出口には、第３流量調整弁１４ｃを介して室外熱交換器１７の他方の冷媒流入出口が接続されている。第３流量調整弁１４ｃの基本的構成は、第１、第２流量調整弁１４ａ、１４ｂと同様である。なお、この第３流量調整弁１４ｃは、冷媒回路切替手段としての機能を発揮しないので、全閉機能を有していなくてもよい。

室外熱交換器１７は、車両ボンネット内に配置され、その内部を流通する冷媒と図示しない送風ファンから送風された外気とを熱交換させるものである。より具体的には、室外熱交換器１７は、冷房モードおよび弱除湿暖房モード時には高圧冷媒を放熱させる放熱器として機能し、除湿暖房モード時および暖房モード時には低圧冷媒を蒸発させる蒸発器として機能する。

送風ファンは、空調制御装置から出力される制御電圧によって稼働率、すなわち回転数（送風空気量）が制御される電動送風機である。さらに、前述の如く、室外熱交換器１７の一方の冷媒流入出口には、第１開閉弁１８ａを介して加熱側エジェクタ１５の加熱側冷媒吸引口１５ｄが接続されている。

第１開閉弁１８ａは、室外熱交換器１７の一方の冷媒流入出口から加熱側エジェクタ１５の加熱側冷媒吸引口１５ｄへ至る冷媒通路を開閉する電磁弁であって、第１、第２流量調整弁１４ａ、１４ｂとともに冷媒回路切替手段を構成している。なお、第１開閉弁１８ａは、空調制御装置から出力される制御電圧により、その作動が制御される。

また、室外熱交換器１７の一方の冷媒流入出口と第１開閉弁１８ａとを接続する冷媒通路には、第３三方継手１３ｃが配置されており、この第３三方継手１３ｃには第２流量調整弁１４ｂの出口側が接続されている。換言すると、第２流量調整弁１４ｂの出口側には、室外熱交換器１７の一方の冷媒流入出口が接続されている。

アキュムレータ１６の他方の液相冷媒流入出口には、逆止弁１９を介して第４流量調整弁１４ｄの入口側が接続されている。この逆止弁１９は、アキュムレータ１６の他方の液相冷媒流入出口から第４流量調整弁１４ｄ側へ冷媒が流出することのみを許容している。なお、第４流量調整弁１４ｄの基本的構成は、第３流量調整弁１４ｃと同様である。

また、逆止弁１９と第４流量調整弁１４ｄとを接続する冷媒通路には、第４三方継手１３ｄが配置され、この第４三方継手１３ｄには前述した第１三方継手１３ａの他方の冷媒流出口が接続されている。さらに、第１三方継手１３ａの他方の冷媒流出口から第４三方継手１３ｄへ至る冷媒通路には、この冷媒通路を開閉する第２開閉弁１８ｂが配置されている。

アキュムレータ１６の気相冷媒流出口には、第３開閉弁１８ｃおよび第５三方継手１３ｅを介して圧縮機１１の吸入口が接続されている。なお、第２、第３開閉弁１８ｂ、１８ｃの基本的構成は第１開閉弁１８ａと同様であり、第３〜第５三方継手１３ｃ〜１３ｅの基本的構成は第１三方継手１３ａと同様である。さらに、第２、第３開閉弁１８ｂ、１８ｃは、前述の第１開閉弁１８ａ等とともに冷媒回路切替手段を構成している。

第４流量調整弁１４ｄの出口側には、冷却側エジェクタ２０の冷却側ノズル部２０ａの入口側が接続されている。冷却側エジェクタ２０は、少なくとも除湿暖房モード時に第１三方継手１３ａにて分岐された他方の冷媒を減圧させる冷却側減圧手段である。この冷却側エジェクタ２０の基本的構成は、加熱側エジェクタ１５と同様である。

従って、冷却側エジェクタ２０も、加熱側エジェクタ１５と同様に、冷媒を減圧させる冷却側ノズル部２０ａ、並びに、室内蒸発器２３から流出した冷媒を吸引する冷却側冷媒吸引口２０ｄおよび混合冷媒を昇圧させる冷却側ディフューザ部（冷却側昇圧部）２０ｇが形成された冷却側ボデー部２０ｂを有して構成されている。

さらに、冷却側エジェクタ２０の冷却側ノズル部２０ａおよび冷却側ボデー部２０ｂとしては、例えば、冷房モード時に飽和液相冷媒を流入させることによって冷凍サイクル装置１０全体として高い成績係数（ＣＯＰ）を発揮できるように設定されたものが採用されている。また、冷却側エジェクタ２０の冷却側ディフューザ部２０ｇの冷媒出口側には、冷却側気液分離器２１の冷媒流入口が接続されている。

冷却側気液分離器２１は、冷却側ディフューザ部２０ｇから流出した冷媒の気液を分離し、分離した液相冷媒を内部に滞留させることなく液相冷媒および気相冷媒を外部に流出させるように構成されている。つまり、冷却側気液分離器２１は貯液手段としての機能を殆ど有していない。

このような冷却側気液分離器２１としては、例えば、遠心力の作用によって冷媒の気液を分離する遠心分離方式のもので、実質的に余剰冷媒を溜めることができない程度に内容積を小型化したものを採用すればよい。また、冷却側気液分離器２１の液相冷媒流出口にはオリフィスあるいはキャピラリチューブからなる固定絞り２２が配置されている。

固定絞り２２の出口側には、室内蒸発器２３の冷媒入口側が接続されている。室内蒸発器２３は、室内空調ユニット３０のケーシング３１内であって、前述した室内凝縮器１２よりも空気流れ上流側に配置されており、冷却側気液分離器２１から流出した低圧液相冷媒を送風空気と熱交換させて蒸発させることによって、送風空気を冷却する冷却用熱交換器である。

室内蒸発器２３の冷媒出口側には、冷却側エジェクタ２０の冷却側冷媒吸引口２０ｄが接続されている。さらに、冷却側気液分離器２１の気相冷媒流出口には、前述の第５三方継手１３ｅを介して、圧縮機１１の吸入口が接続されている。

次に、室内空調ユニット３０について説明する。室内空調ユニット３０は、冷凍サイクル装置１０によって温度調整された送風空気を車室内へ吹き出すためのもので、車室内最前部の計器盤（インストルメントパネル）の内側（車室内）に配置されている。さらに、室内空調ユニット３０は、その外殻を形成するケーシング３１内に送風機３２、室内蒸発器２３、室内凝縮器１２、およびエアミックスドア３４等を収容して構成されている。

ケーシング３１は、車室内に送風される送風空気の空気通路を形成するもので、ある程度の弾性を有し、強度的にも優れた樹脂（例えば、ポリプロピレン）にて成形されている。このケーシング３１内の送風空気流れ最上流側には、ケーシング３１内へ内気（車室内空気）と外気（車室外空気）とを切替導入する内外気切替手段としての内外気切替装置３３が配置されている。

内外気切替装置３３は、ケーシング３１内へ内気を導入させる内気導入口および外気を導入させる外気導入口の開口面積を、内外気切替ドアによって連続的に調整して、内気の風量と外気の風量との風量割合を連続的に変化させるものである。内外気切替ドアは、内外気切替ドア用の電動アクチュエータによって駆動され、この電動アクチュエータは、空調制御装置から出力される制御信号によって、その作動が制御される。

内外気切替装置３３の送風空気流れ下流側には、内外気切替装置３３を介して吸入した空気を車室内へ向けて送風する送風手段としての送風機（ブロワ）３２が配置されている。この送風機３２は、遠心多翼ファン（シロッコファン）を電動モータにて駆動する電動送風機であって、空調制御装置から出力される制御電圧によって回転数（送風量）が制御される。

送風機３２の送風空気流れ下流側には、室内蒸発器２３および室内凝縮器１２が、送風空気の流れに対して、この順に配置されている。換言すると、室内蒸発器２３は、室内凝縮器１２よりも送風空気流れ上流側に配置されている。さらに、室内蒸発器２３の空気流れ下流側であって、かつ、室内凝縮器１２の送風空気流れ上流側には、室内蒸発器２３通過後の送風空気のうち、室内凝縮器１２を通過させる風量割合を調整するエアミックスドア３４が配置されている。

また、室内凝縮器１２の空気流れ下流側には、室内凝縮器１２にて冷媒と熱交換して加熱された送風空気と室内凝縮器１２を迂回して加熱されていない送風空気とを混合させる混合空間３５が設けられている。さらに、ケーシング３１の送風空気流れ最下流部には、混合空間３５にて混合された送風空気（空調風）を、空調対象空間である車室内へ吹き出す開口穴が設けられている。

具体的には、この開口穴としては、車室内の乗員の上半身に向けて空調風を吹き出すフェイス開口穴、乗員の足元に向けて空調風を吹き出すフット開口穴、および車両前面窓ガラス内側面に向けて空調風を吹き出すデフロスタ開口穴（いずれも図示せず）が設けられている。これらのフェイス開口穴、フット開口穴およびデフロスタ開口穴の送風空気流れ下流側には、それぞれ空気通路を形成するダクトを介して、車室内に設けられたフェイス吹出口、フット吹出口およびデフロスタ吹出口（いずれも図示せず）が接続されている。

従って、エアミックスドア３４が室内凝縮器１２を通過させる風量の割合を調整することによって、混合空間３５にて混合された空調風の温度が調整され、各開口穴から吹き出される空調風の温度が調整される。つまり、エアミックスドア３４は、車室内へ送風される空調風の温度を調整する温度調整手段を構成している。

なお、エアミックスドア３４は、エアミックスドア駆動用の電動アクチュエータによって駆動され、このエアミックスドア駆動用の電動アクチュエータは、空調制御装置から出力される制御信号によって、その作動が制御される。

さらに、フェイス開口穴、フット開口穴、およびデフロスタ開口穴の空気流れ上流側には、それぞれ、フェイス開口穴の開口面積を調整するフェイスドア、フット開口穴の開口面積を調整するフットドア、デフロスタ開口穴の開口面積を調整するデフロスタドア（いずれも図示せず）が配置されている。

これらのフェイスドア、フットドア、デフロスタドアは、吹出口モードを切り替える吹出口モード切替手段を構成するものであって、リンク機構等を介して、吹出口モードドア駆動用の電動アクチュエータに連結されて連動して回転操作される。この吹出口モードドア駆動用の電動アクチュエータも、空調制御装置から出力される制御信号によって、その作動が制御される。

なお、吹出口モード切替手段によって切り替えられる吹出口モードとしては、具体的に、フェイス吹出口を全開してフェイス吹出口から車室内乗員の上半身に向けて空気を吹き出すフェイスモード、フェイス吹出口とフット吹出口の両方を開口して車室内乗員の上半身と足元に向けて空気を吹き出すバイレベルモード、フット吹出口を全開するとともにデフロスタ吹出口を小開度だけ開口して、フット吹出口から主に空気を吹き出すフットモード、およびフット吹出口およびデフロスタ吹出口を同程度開口して、フット吹出口およびデフロスタ吹出口の双方から空気を吹き出すフットデフロスタモード等がある。

さらに、乗員が操作パネルに設けられた吹出モード切替スイッチをマニュアル操作することによって、デフロスタ吹出口を全開してデフロスタ吹出口から車両フロント窓ガラス内面に空気を吹き出すデフロスタモードとすることもできる。

次に、本実施形態の電気制御部について説明する。空調制御装置は、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、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、処理を行い、出力側に接続された各種制御対象機器１１、１４ａ〜１４ｄ、１８ａ〜１８ｃ、３２等の作動を制御する。

また、空調制御装置の入力側には、車室内温度（内気温）Ｔｒを検出する内気温検出手段としての内気センサ、車室外温度（外気温）Ｔａｍを検出する外気温検出手段としての外気センサ、車室内へ照射される日射量Ａｓを検出する日射量検出手段としての日射センサ、圧縮機１１吐出冷媒の吐出冷媒温度Ｔｄを検出する吐出温度センサ、圧縮機１１吐出冷媒の吐出冷媒圧力（高圧側冷媒圧力）Ｐｄを検出する吐出圧力センサ、室内蒸発器２３における冷媒蒸発温度（蒸発器温度）Ｔｅｆｉｎを検出する蒸発器温度センサ、混合空間から車室内へ送風される送風空気温度ＴＡＶを検出する送風空気温度センサ、室外熱交換器１７の室外器温度Ｔｓを検出する室外熱交換器温度センサ等の空調制御用のセンサ群が接続され、これらのセンサ群の検出信号が入力される。

なお、本実施形態の蒸発器温度センサは、室内蒸発器２３の熱交換フィン温度を検出しているが、蒸発器温度センサとして、室内蒸発器２３のその他の部位の温度を検出する温度検出手段を採用してもよい。

また、本実施形態の室外熱交換器温度センサは、室外熱交換器１７の冷媒流出口の温度を検出しているが、室外熱交換器温度センサとして、室内蒸発器２３のその他の部位の温度を検出する温度検出手段を採用してもよい。

また、本実施形態では、送風空気温度ＴＡＶを検出する送風空気温度センサを設けているが、この送風空気温度ＴＡＶとして、蒸発器温度Ｔｅｆｉｎ、高圧側冷媒温度Ｔｄ等に基づいて算出された値を採用してもよい。

さらに、空調制御装置の入力側には、車室内前部の計器盤付近に配置された図示しない操作パネルが接続され、この操作パネルに設けられた各種操作スイッチからの操作信号が入力される。

操作パネルに設けられた各種操作スイッチとしては、具体的に、車両用空調装置１の自動制御運転を設定あるいは解除するオートスイッチ、車室内の冷房を行う冷房スイッチ（Ａ／Ｃスイッチ）、送風機３２の風量をマニュアル設定する風量設定スイッチ、車室内の目標温度Ｔｓｅｔを設定する目標温度設定手段としての温度設定スイッチ、吹出モードをマニュアル設定する吹出モード切替スイッチ等がある。

なお、本実施形態の空調制御装置は、その出力側に接続された各種制御対象機器を制御する制御手段が一体に構成されたものであるが、それぞれの制御対象機器の作動を制御する構成（ハードウェアおよびソフトウェア）が、それぞれの制御対象機器の作動を制御する制御手段を構成している。

例えば、空調制御装置のうち、圧縮機１１の作動（冷媒吐出能力）を制御する構成（ハードウェアおよびソフトウェア）が圧縮機制御手段を構成し、冷媒回路切替手段を構成する各開閉弁１８ａ〜１８ｃ等の作動を制御する構成（ハードウェアおよびソフトウェア）が冷媒回路制御手段を構成している。もちろん、圧縮機制御手段、冷媒回路制御手段等を空調制御装置に対して別体の空調制御装置として構成してもよい。

次に、上記構成における本実施形態の作動について説明する。前述の如く、本実施形態の車両用空調装置１では、冷房モード、暖房モード、弱除湿暖房モードおよび除湿暖房モードでの運転に切り替えることができる。これらの各運転モードの切り替えは、空調制御プログラムが実行されることによって行われる。この空調制御プログラムは、操作パネルのオートスイッチが投入（ＯＮ）された際に実行される。

より具体的には、空調制御プログラムのメインルーチンでは、上述の空調制御用のセンサ群の検出信号および各種空調操作スイッチからの操作信号を読み込む。そして、読み込んだ検出信号および操作信号の値に基づいて、車室内へ吹き出す吹出空気の目標温度である目標吹出温度ＴＡＯを、以下数式Ｆ６に基づいて算出する。
ＴＡＯ＝Ｋｓｅｔ×Ｔｓｅｔ−Ｋｒ×Ｔｒ−Ｋａｍ×Ｔａｍ−Ｋｓ×Ａｓ＋Ｃ…（Ｆ６）
なお、Ｔｓｅｔは温度設定スイッチによって設定された車室内設定温度、Ｔｒは内気センサによって検出された車室内温度（内気温）、Ｔａｍは外気センサによって検出された外気温、Ａｓは日射センサによって検出された日射量である。Ｋｓｅｔ、Ｋｒ、Ｋａｍ、Ｋｓは制御ゲインであり、Ｃは補正用の定数である。

さらに、操作パネルの冷房スイッチが投入されており、かつ、目標吹出温度ＴＡＯが予め定めた冷房基準温度αよりも低くなっている場合には、冷房モードでの運転を実行する。また、冷房スイッチが投入された状態で、目標吹出温度ＴＡＯが冷房基準温度α以上になっており、かつ、外気温Ｔａｍが予め定めた除湿暖房基準温度βよりも高くなっている場合には、弱除湿暖房モードでの運転を実行する。

一方、冷房スイッチが投入された状態で、目標吹出温度ＴＡＯが冷房基準温度α以上になっており、かつ、外気温Ｔａｍが除湿暖房基準温度β以下になっている場合には、除湿暖房モードでの運転を実行する。そして、冷房スイッチが投入されていない場合には、暖房モードでの運転を実行する。

これにより、本実施形態では、冷房モードは、主に夏場のように比較的外気温が高い場合に実行され、弱除湿暖房モードは、主に春季あるいは秋季に実行され、除湿暖房モードは、主に早春季あるいは初冬季などで、送風空気を充分に加熱するために必要とされる総熱量が圧縮機１１の圧縮仕事量と室内蒸発器２３における総吸熱量との合算値よりも多くなる場合や、弱除湿暖房モードよりも室内蒸発器２３の着霜（フロスト）を抑制する必要が高くなる場合に実行されるようにしている。

さらに、暖房モードは、冬季の低外気温時（例えば、外気温が−１０℃以下となる場合）に外気の絶対湿度が低下し、内外気切替装置３３から外気を導入することで送風空気の除湿を行う必要がなくなっている際に実行されるようにしている。以下に各運転モードにおける作動を説明する。

（ａ）冷房モード
冷房モードでは、空調制御装置が、第１流量調整弁１４ａを全閉とし、第２流量調整弁１４ｂを全開とし、第３流量調整弁１４ｃを全開とし、第４流量調整弁１４ｄを全開とするとともに、第１開閉弁１８ａを閉じ、第２開閉弁１８ｂを閉じ、第３開閉弁１８ｃを閉じる。

これにより、冷房モードでは、図１の実線矢印に示すように、圧縮機１１→室内凝縮器１２（→第２流量調整弁１４ｂ）→室外熱交換器１７（→第３流量調整弁１４ｃ）→アキュムレータ１６（→逆止弁１９→第４流量調整弁１４ｄ）→冷却側エジェクタ２０→冷却側気液分離器２１→圧縮機１１の順に冷媒が循環するとともに、冷却側気液分離器２１→固定絞り２２→室内蒸発器２３→冷却側エジェクタ２０の冷却側冷媒吸引口２０ｄの順に冷媒が循環するエジェクタを用いた冷凍サイクル（エジェクタ式冷凍サイクル）が構成される。

さらに、空調制御装置が、この冷媒回路の構成で、目標吹出温度ＴＡＯ、センサ群の検出信号等に基づいて、各種制御対象機器の作動状態（各種制御対象機器へ出力する制御信号）を決定する。

例えば、圧縮機１１の冷媒吐出能力、すなわち圧縮機１１の電動モータに出力される制御信号については、以下のように決定される。まず、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予め空調制御装置に記憶された制御マップを参照して、室内蒸発器２３の目標蒸発器吹出温度ＴＥＯを決定する。なお、目標蒸発器吹出温度ＴＥＯは、室内蒸発器２３の着霜を抑制可能に決定された基準着霜防止温度（例えば、１℃）以上となるように決定される。

そして、この目標蒸発器吹出温度ＴＥＯと蒸発器温度センサによって検出された蒸発器温度Ｔｅｆｉｎとの偏差に基づいて、フィードバック制御手法を用いて蒸発器温度Ｔｅｆｉｎが目標蒸発器吹出温度ＴＥＯに近づくように、圧縮機１１の電動モータに出力される制御信号が決定される。

また、エアミックスドア３４を駆動する電動アクチュエータへ出力される制御信号については、エアミックスドア３４が室内凝縮器１２側の空気通路を閉塞し、室内蒸発器２３通過後の送風空気の全流量が室内凝縮器１２を迂回して流れるように決定される。なお、冷房モードでは、送風空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯに近づくようにエアミックスドア３４の開度を制御してもよい。

そして、上記の如く決定された制御信号等を各種制御対象機器へ出力する。その後、車両用空調装置の作動停止が要求されるまで、所定の制御周期毎に、上述の検出信号および操作信号の読み込み→目標吹出温度ＴＡＯの算出→各種制御対象機器の作動状態決定→制御電圧および制御信号の出力といった制御ルーチンが繰り返される。なお、このような制御ルーチンの繰り返しは、他の運転モード時にも同様に行われる。

従って、冷房モード時の冷凍サイクル装置１０では、図５のモリエル線図に示すように冷媒の状態が変化する。具体的には、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒（図５のａ５点）が、室内凝縮器１２へ流入する。この際、エアミックスドア３４が室内凝縮器１２側の空気通路を閉塞しているので、室内凝縮器１２へ流入した冷媒は、殆ど送風空気と熱交換することなく室内凝縮器１２から流出する。

室内凝縮器１２から流出した冷媒（図５のｂ５点）は、第１、第２開閉弁１８ａ、１８ｂが閉じ、第１流量調整弁１４ａが全閉となり、第２流量調整弁１４ｂが全開となっているので、第１三方継手１３ａ、第２三方継手１３ｂ、第２流量調整弁１４ｂおよび第３三方継手１３ｃを介して、室外熱交換器１７の一方の冷媒流入出口へ流入する。室外熱交換器１７へ流入した冷媒は、室外熱交換器１７にて送風ファンから送風された外気へ放熱する（図５のｂ５点→ｊ５点）。

室外熱交換器１７の他方の冷媒流入出口から流出した冷媒は、全開となっている第３流量調整弁１４ｃを介してアキュムレータ１６へ流入して気液分離される。アキュムレータ１６にて分離された液相冷媒は、第３開閉弁１８ｃが閉じ、第４流量調整弁１４ｄが全開となっているので、逆止弁１９、第４三方継手１３ｄおよび第４流量調整弁１４ｄを介して、冷却側エジェクタ２０の冷却側ノズル部２０ａへ流入する。

冷却側ノズル部２０ａへ流入した冷媒は等エントロピ的に減圧されて噴射される（図５のｊ５点→ｏ５点）。そして、この噴射冷媒の吸引作用によって、室内蒸発器２３から流出した冷媒が冷却側エジェクタ２０の冷却側冷媒吸引口２０ｄから吸引される。さらに、冷却側ノズル部２０ａから噴射された噴射冷媒および冷却側冷媒吸引口２０ｄから吸引された吸引冷媒が、冷却側ディフューザ部２０ｇへ流入する（図５のｏ５点→ｕ５点、ｔ５点→ｕ５点）。

冷却側ディフューザ部２０ｇでは、冷媒通路面積の拡大により、冷媒の速度エネルギが圧力エネルギに変換される。これにより、噴射冷媒と吸引冷媒との混合冷媒の圧力が上昇する（図５のｕ５点→ｐ５点）。冷却側ディフューザ部２０ｇから流出した冷媒は冷却側気液分離器２１へ流入して気液分離される（図５のｐ５点→ｑ５点、ｐ５点→ｒ５点）。

さらに、冷却側気液分離器２１にて分離された液相冷媒は、固定絞り２２にて等エンタルピ的に減圧される（図５のｒ５点→ｓ５点）。固定絞り２２にて減圧された冷媒は、室内蒸発器２３へ流入し、送風機３２から送風された送風空気と熱交換して蒸発する（図５のｓ５点→ｔ５点）。これにより、送風空気が冷却されて車室内の冷房が実現される。

室内蒸発器２３から流出した冷媒は、冷却側エジェクタ２０の冷却側冷媒吸引口２０ｄから吸引される。また、冷却側気液分離器２１にて分離された気相冷媒（図５のｑ５点）は、第５三方継手１３ｅを介して、圧縮機１１へ吸入されて再び圧縮される（図５のｑ５点→ａ５点）。

従って、冷房モードでは、室内蒸発器２３にて冷却された送風空気を車室内へ吹き出すことによって、車室内の冷房を行うことができる。なお、本実施形態の冷房モードでは、第４流量調整弁１４ｄを全開としているが、サイクルを循環する循環冷媒流量に応じて第４流量調整弁１４ｄの弁開度を調整してもよい。

（ｂ）弱除湿暖房モード
弱除湿暖房モードでは、空調制御装置が、第１流量調整弁１４ａを全閉とし、第２流量調整弁１４ｂを減圧作用を発揮する絞り状態とし、第３流量調整弁１４ｃを全開とし、第４流量調整弁１４ｄを全開とするとともに、第１開閉弁１８ａを閉じ、第２開閉弁１８ｂを閉じ、第３開閉弁１８ｃを閉じる。

これにより、弱除湿暖房モードでは、図１の実線矢印に示すように、冷房モードと同様に冷媒が循環するエジェクタ式冷凍サイクルが構成される。さらに、空調制御装置が、この冷媒回路の構成で、目標吹出温度ＴＡＯおよびセンサ群の検出信号等に基づいて、各種制御対象機器の作動状態を決定する。

例えば、圧縮機１１の冷媒吐出能力については、冷房モードと同様に決定される。また、エアミックスドア３４を駆動する電動アクチュエータへ出力される制御信号については、送風空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯに近づくように決定される。また、第２流量調整弁１４ｂの弁開度については、予め定めた所定の弁開度となるように決定される。

従って、弱除湿暖房モード時の冷凍サイクル装置１０では、図６のモリエル線図に示すように冷媒の状態が変化する。なお、図６のモリエル線図にて冷媒の状態を示す各符号は、図５のモリエル線図に対してサイクル構成上同等の箇所の冷媒の状態を示すものは同一のアルファベットを用いて示し、添字（数字）のみ変更している。このことは、以下のモリエル線図においても同様である。

弱除湿暖房モードでは、エアミックスドア３４が室内凝縮器１２側の送風空気通路を開いているので、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒（図６のａ６点）が、室内凝縮器１２へ流入し、室内蒸発器２３にて冷却されて除湿された送風空気の一部と熱交換して放熱する（図６のａ６点→ｂ６点）。これにより、送風空気の一部が加熱される。

室内凝縮器１２から流出した冷媒は、第２開閉弁１８ｂが閉じ、第１流量調整弁１４ａが全閉となり、第２流量調整弁１４ｂが絞り状態となっているので、第２流量調整弁１４ｂへ流入して等エンタルピ的に減圧される（図６のｂ６点→ｅ６点）。さらに、第２流量調整弁１４ｂから流出した冷媒は、第１開閉弁１８ａが閉じているので、第３三方継手１３ｃを介して、室外熱交換器１７の一方の冷媒流入出口へ流入する。

室外熱交換器１７へ流入した冷媒は、室外熱交換器１７にて送風ファンから送風された外気へ放熱する（図５のｅ６点→ｊ６点）。そして、室外熱交換器１７の他方の冷媒流入出口から流出した冷媒は、全開となっている第３流量調整弁１４ｃを介してアキュムレータ１６へ流入して気液分離される。以降の作動は、冷房モードと同様である。

従って、弱除湿暖房モードでは、室内蒸発器２３にて冷却されて除湿された送風空気を室内凝縮器１２にて再加熱して車室内へ吹き出すことによって、車室内の除湿暖房を行うことができる。

なお、本実施形態の弱除湿暖房モードでは、第２流量調整弁１４ｂを絞り状態とすることによって、冷房モードよりも室外熱交換器１７へ流入する冷媒の温度を低下させている。従って、冷房モードよりも室外熱交換器１７における冷媒の温度と外気温との温度差を縮小して、室外熱交換器１７における冷媒の放熱量を低減できる。

その結果、単に冷房モード時に送風空気温度ＴＡＶが目標吹出温度ＴＡＯに近づくようにエアミックスドア３４の作動を制御する場合に対して、サイクルを循環する循環冷媒流量を増加させることなく、室内凝縮器１２における冷媒圧力を上昇させて室内凝縮器１２における送風空気の加熱能力を向上させることができる。

（ｃ）除湿暖房モード
除湿暖房モードでは、空調制御装置が、第１流量調整弁１４ａを絞り状態とし、第２流量調整弁１４ｂを全閉とし、第３流量調整弁１４ｃを絞り状態とし、第４流量調整弁１４ｄを全開とするとともに、第１開閉弁１８ａを開き、第２開閉弁１８ｂを開き、第３開閉弁１８ｃを開く。

これにより、除湿暖房モードでは、図２の実線矢印に示すように、圧縮機１１→室内凝縮器１２→第１流量調整弁１４ａ→加熱側エジェクタ１５→アキュムレータ１６（→第３開閉弁１８ｃ）→圧縮機１１の順に冷媒が循環するとともに、アキュムレータ１６→第３流量調整弁１４ｃ→室外熱交換器１７（→第１開閉弁１８ａ）→加熱側エジェクタ１５の加熱側冷媒吸引口１５ｄの順に冷媒が循環するエジェクタ式冷凍サイクルが構成される。

同時に、圧縮機１１→室内凝縮器１２（→第２開閉弁１８ｂ→第４流量調整弁１４ｄ）→冷却側エジェクタ２０→冷却側気液分離器２１→圧縮機１１の順に冷媒が循環するとともに、冷却側気液分離器２１→固定絞り２２→室内蒸発器２３→冷却側エジェクタ２０の冷却側冷媒吸引口２０ｄの順に冷媒が循環するエジェクタ式冷凍サイクルが構成される。

つまり、除湿暖房モードでは、室内凝縮器１２から流出した冷媒の流れを第１三方継手１３ａにて分岐して、分岐された一方の冷媒を加熱側エジェクタ１５の加熱側ノズル部１５ａへ流入させるとともに、他方の冷媒を冷却側エジェクタ２０の冷却側ノズル部２０ａへ流入させる冷媒回路が構成される。

この冷媒回路では、加熱側エジェクタ１５および冷却側エジェクタ２０がサイクル全体としての冷媒流れに対して並列的に接続されることになるので、加熱側エジェクタ１５に接続される室外熱交換器１７および冷却側エジェクタ２０に接続される室内蒸発器２３もサイクル全体としての冷媒流れに対して並列的に接続されることになる。

さらに、空調制御装置が、この冷媒回路の構成で、目標吹出温度ＴＡＯおよびセンサ群の検出信号等に基づいて、弱除湿暖房モードと同様に、各種制御対象機器の作動状態を決定する。

また、第１流量調整弁１４ａの弁開度については、室内蒸発器２３の冷媒蒸発温度が室内蒸発器２３のフロストを防止できる基準着霜防止温度（例えば、１℃）以上となるように決定される。また、第３流量調整弁１４ｃの弁開度については、室外熱交換器１７における冷媒蒸発温度が外気温Ｔａｍ以下（さらに、本実施形態では、０℃以下）となるように決定される。

ここで、一般的なエジェクタでは、噴射冷媒の吸引作用によって冷媒吸引口から冷媒を吸引することによって、ノズル部にて冷媒が減圧される際の運動エネルギの損失を回収している。そして、ディフューザ部にて、回収した運動エネルギを圧力エネルギに変換している。従って、ノズル部へ流入させる冷媒流量を増加させることによって、回収エネルギ量を増加させ、ディフューザ部における昇圧量を増加させることができる。

そこで、本実施形態では、第１流量調整弁１４ａの弁開度を変化させることによって、第１三方継手１３ａから加熱側エジェクタ１５の加熱側ノズル部１５ａへ流入させる冷媒流量および第１三方継手１３ａから冷却側エジェクタ２０の冷却側ノズル部２０ａへ流入させる冷媒流量の流量比を変化させて、室内蒸発器２３における冷媒蒸発温度を調整している。

より具体的には、例えば、蒸発器温度Ｔｅｆｉｎが基準着霜防止温度以下となった際には、第１流量調整弁１４ａの弁開度を増加させて加熱側ノズル部１５ａへ流入させる冷媒流量を増加させる。これにより、加熱側ディフューザ部１５ｇにおける昇圧量を増加させて、室内蒸発器２３の冷媒蒸発圧力（冷媒蒸発温度）を上昇させるようにしている。

従って、除湿暖房モード時の冷凍サイクル装置１０では、図７のモリエル線図に示すように、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒（図７のａ７点）が、室内凝縮器１２へ流入して、室内蒸発器２３にて冷却されて除湿された送風空気と熱交換して放熱する（図７のａ７点→ｂ７点）。これにより、送風空気が加熱される。室内凝縮器１２から流出した冷媒の流れは、第２開閉弁１８ｂが開いているので、第１三方継手１３ａにて分岐される。

第１三方継手１３ａにて分岐された一方の冷媒は、第２三方継手１３ｂを介して第１流量調整弁１４ａへ流入して等エンタルピ的に膨張される（図７のｂ７点→ｄ７点）。第１流量調整弁１４ａにて減圧された冷媒は、加熱側エジェクタ１５の加熱側ノズル部１５ａへ流入する。加熱側ノズル部１５ａへ流入した冷媒は等エントロピ的に減圧されて噴射される（図７のｄ７点→ｆ７点）。

そして、この噴射冷媒の吸引作用によって、室外熱交換器１７から流出した冷媒が、第３三方継手１３ｃおよび第１開閉弁１８ａを介して加熱側エジェクタ１５の加熱側冷媒吸引口１５ｄから吸引される。さらに、加熱側ノズル部１５ａから噴射された噴射冷媒および加熱側冷媒吸引口１５ｄから吸引された吸引冷媒が、加熱側ディフューザ部１５ｇへ流入する（図７のｅ７→ｇ７点、ｆ７点→ｇ７点）。

加熱側ディフューザ部１５ｇでは、冷媒通路面積の拡大により、冷媒の速度エネルギが圧力エネルギに変換される。これにより、噴射冷媒と吸引冷媒との混合冷媒の圧力が上昇する（図７のｇ７点→ｈ７点）。加熱側ディフューザ部１５ｇから流出した冷媒はアキュムレータ１６へ流入して気液分離される（図７のｈ７点→ｋ７点、ｈ７点→ｊ７点）。

さらに、アキュムレータ１６にて分離された液相冷媒は、絞り状態となっている第３流量調整弁１４ｃにて等エンタルピ的に減圧される（図７のｊ７点→ｉ７点）。この際、第３流量調整弁１４ｃでは、室外熱交換器１７における冷媒蒸発温度が外気温Ｔａｍ以下（さらに、本実施形態では、０℃以下）となるまで冷媒を減圧させる。

第３流量調整弁１４ｃにて減圧された冷媒は、室外熱交換器１７の他方の冷媒流入出口から流入し、送風ファンから送風された外気から吸熱して蒸発する（図７のｉ７点→ｅ７点）。つまり、除湿暖房モード時の室外熱交換器１７における冷媒の流れ方向は、冷房モードおよび弱除湿暖房モード時の流れ方向に対して逆転している。

室外熱交換器１７の一方冷媒流入出口から流出した冷媒は、第２流量調整弁１４ｂが全閉となっているので、第３三方継手１３ｃおよび第１開閉弁１８ａを介して加熱側エジェクタ１５の加熱側冷媒吸引口１５ｄから吸引される。また、アキュムレータ１６にて分離された気相冷媒（図７のｋ７点）は、第３開閉弁１８ｃを介して、圧縮機１１へ吸入される。

また、第１三方継手１３ａにて分岐された他方の冷媒は、第２開閉弁１８ｂおよび第４三方継手１３ｄおよび第４流量調整弁１４ｄを介して、冷却側エジェクタ２０の冷却側ノズル部２０ａへ流入する。冷却側エジェクタ２０の冷却側ノズル部２０ａへ流入した冷媒は等エントロピ的に減圧されて噴射される（図７のｂ７点→ｏ７点）。以降の作動は、冷房モードおよび弱除湿暖房モードと同様である。

なお、除湿暖房モードでは、第３開閉弁１８ｃが開いているので、冷却側気液分離器２１から流出した気相冷媒（図７のｑ７点）とアキュムレータ１６から流出した気相冷媒（図７のｋ７点）が第５三方継手１３ｅにて合流して圧縮機１１へ吸入される。

従って、除湿暖房モードでは、弱除湿暖房モードと同様に、室内蒸発器２３にて冷却されて除湿された送風空気を室内凝縮器１２にて再加熱して車室内へ吹き出すことによって、車室内の除湿暖房を行うことができる。

なお、本実施形態の除湿暖房モードでは、室外熱交換器１７および室内蒸発器２３をサイクル全体としての冷媒流れに対して並列的に接続し、室外熱交換器１７を蒸発器として機能させている。従って、外気から吸熱した熱を熱源として送風空気を加熱することができるので、弱除湿暖房モードよりも、室内凝縮器１２における放熱量を増加させて室内凝縮器１２における送風空気の加熱能力を向上させることができる。

（ｄ）暖房モード
暖房モードでは、空調制御装置が、第１流量調整弁１４ａを絞り状態とし、第２流量調整弁１４ｂを全閉とし、第３流量調整弁１４ｃを絞り状態とし、第４流量調整弁１４ｄを全閉とするとともに、第１開閉弁１８ａを開き、第２開閉弁１８ｂを閉じ、第３開閉弁１８ｃを開く。

これにより、暖房モードでは、図３の実線矢印に示すように、圧縮機１１→室内凝縮器１２→第１流量調整弁１４ａ→加熱側エジェクタ１５→アキュムレータ１６（→第３開閉弁１８ｃ）→圧縮機１１の順に冷媒が循環するとともに、アキュムレータ１６→第３流量調整弁１４ｃ→室外熱交換器１７（→第１開閉弁１８ａ）→加熱側エジェクタ１５の加熱側冷媒吸引口１５ｄの順に冷媒が循環するエジェクタ式冷凍サイクルが構成される。

さらに、本実施形態の暖房モードには、サイクルに高いＣＯＰを発揮させながら送風空気を加熱する通常運転と、サイクルに高い加熱能力Ｑｃを発揮させながら送風空気を加熱する高加熱能力運転がある。

まず、通常運転について説明する。暖房モードの通常運転時には、空調制御装置が、図３に示す冷媒回路の構成で、目標吹出温度ＴＡＯおよびセンサ群の検出信号等に基づいて、各種制御対象機器の作動状態を決定する。例えば、圧縮機１１の冷媒吐出能力については、以下のように決定される。まず、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予め空調制御装置に記憶された制御マップを参照して、室内凝縮器１２の目標凝縮器温度ＴＣＯを決定する。

そして、この目標凝縮器温度ＴＣＯと吐出温度センサによって検出された吐出冷媒温度Ｔｄとの偏差に基づいて、フィードバック制御手法を用いて吐出冷媒温度Ｔｄが目標凝縮器温度ＴＣＯに近づくように、圧縮機１１の電動モータに出力される制御信号が決定される。

また、エアミックスドア３４を駆動する電動アクチュエータへ出力される制御信号については、室内蒸発器２３通過後の送風空気の全流量が室内凝縮器１２側の空気通路を流れるように決定される。

また、第１流量調整弁１４ａへ出力される制御信号については、第１流量調整弁１４ａへ流入する冷媒の過冷却度が、ＣＯＰが略最大値となるように定められた目標過冷却度に近づくように決定される。また、第３流量調整弁１４ｃの弁開度については、室外熱交換器１７における冷媒蒸発温度が外気温Ｔａｍ以下となるように決定される。

従って、暖房モードの冷凍サイクル装置１０では、図８のモリエル線図の破線で示すように、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒（図８のａ８点）が、室内凝縮器１２へ流入して、送風空気と熱交換して放熱する（図８のａ８点→ｂ８点）。これにより、送風空気が加熱される。室内凝縮器１２から流出した冷媒は、第２流量調整弁１４ｂが全閉となり、第２開閉弁１８ｂが閉じているので、第１流量調整弁１４ａへ流入する。

第１流量調整弁１４ａへ流入した冷媒は等エンタルピ的に減圧膨張される（図８のｂ８点→ｄ８点）。この際、第１流量調整弁１４ａの弁開度は、第１流量調整弁１４ａへ流入する冷媒の過冷却度が目標過冷却度に近づくように調整される。第１流量調整弁１４ａにて減圧された冷媒は、加熱側エジェクタ１５の加熱側ノズル部１５ａへ流入して、等エントロピ的に減圧されて噴射される（図８のｄ８点→ｆ８点）。

以降の作動は、除湿暖房モード時における加熱側エジェクタ１５側と同様である。つまり、アキュムレータ１６にて分離された液相冷媒が第３流量調整弁１４ｃにて減圧され、第３流量調整弁１４ｃにて減圧された冷媒が室外熱交換器１７にて外気から吸熱して蒸発し、室外熱交換器１７の一方の冷媒流入出口から流出した冷媒が加熱側エジェクタ１５の加熱側冷媒吸引口１５ｄから吸引される（図８のｈ８点→ｊ８点→ｉ８点→ｅ８点→ｇ８点）。

さらに、アキュムレータ１６にて分離された気相冷媒が、第３開閉弁１８ｃおよび第５三方継手１３ｅを介して圧縮機１１へ吸引されて再び圧縮される（図８のｋ８→ａ８）。る。なお、暖房モードでは、第４流量調整弁１４ｄが全閉となり、第２開閉弁１８ｂが閉じているので、冷媒が冷却側エジェクタ２０側へ流入せず、冷却側気液分離器２１から流出した気相冷媒が圧縮機１１へ吸入されることはない。

従って、暖房モードの通常運転時には、室内凝縮器１２にて加熱された送風空気を車室内へ吹き出すことによって、車室内の暖房を行うことができる。さらに、この通常運転時には、空調制御装置が第１流量調整弁１４ａの弁開度を調整することによって、ＣＯＰの向上を狙うことができる。

次に、高加熱能力運転について説明する。高加熱能力運転は、例えば、低外気温時等のように車室内設定温度Ｔｓｅｔから内気温Ｔｒを減算した温度差が基準温度差以上に大きく乖離している場合（例えば、２０℃以上乖離している場合）等に、冷凍サイクル装置１０に高い加熱能力（暖房能力）Ｑｃを発揮させて、内気温Ｔｒを速やかに車室内設定温度Ｔｓｅｔに近づけるために実行される。

なお、加熱能力Ｑｃは前述した数式Ｆ１にて定義される。さらに、本実施形態の高加熱能力運転時には、加熱能力Ｑｃが極大値（ピーク値）に近づくように、空調制御装置が第１流量調整弁１４ａの弁開度を調整している。

より具体的には、空調制御装置は、圧縮機１１の冷媒吐出能力（例えば、圧縮機１１の電動モータに出力される制御信号）に基づいて、予め空調制御装置に記憶された制御マップを参照して、加熱側ノズル部１５ａへ流入する冷媒の乾き度ｘが前述した数式Ｆ２を満足するように、第１流量調整弁１４ａの弁開度を調整している。従って、本実施形態の高加熱能力運転では、第１流量調整弁１４ａが、加熱側ノズル部１５ａへ流入する冷媒の乾き度ｘを調整する乾き度調整手段として機能する。

これにより、高加熱能力運転時には、図８のモリエル線図の太実線に示すように冷媒の状態が変化する。つまり、通常運転時に対して、エンタルピ差ΔｉｃｏｎｄがΔｉ’ｃｏｎｄに減ってしまうものの、断熱熱落差ΔｉｅｊがΔｉ’ｅｊに増加して圧縮機１１吸入冷媒の圧力を図８のｋ８点からｋ’８点へ上昇させることができる。その結果、通常運転時に対して冷媒流量Ｇｒを増加させて、加熱能力Ｑｃを極大値に近づけることができる。

従って、暖房モードの高加熱能力運転時には、室内凝縮器１２にて加熱された送風空気を車室内へ吹き出すことによって、車室内の暖房を行うことができる。さらに、この高加熱能力運転時には、空調制御装置が第１流量調整弁１４ａの弁開度を調整することによって、高い加熱能力Ｑｃを発揮させることができる。

なお、高加熱能力運転時には、通常運転時に対して、圧縮機１１の冷媒吐出能力が増加し、第１流量調整弁１４ａの弁開度も増加することが多い。そこで、図８の太実線で示すモリエル線図は、高加熱能力運転時に第１流量調整弁１４ａの弁開度を全開としたときの冷媒の状態を示している。

以上の如く、本実施形態の車両用空調装置１によれば、冷房モード、暖房モード、弱除湿暖房モードおよび除湿暖房モードでの運転に切り替えることで、車室内の適切な空調を実現することができる。さらに、本実施形態の冷凍サイクル装置１０によれば、以下のような優れた効果を得ることができる。

（Ａ）本実施形態の如く、貯液手段として機能するアキュムレータ１６が外部空間に配置される冷凍サイクル装置では、アキュムレータ１６内に貯液された冷媒の温度と外気温との温度差が大きくなると、アキュムレータ内の冷媒と外気との間で熱の授受が行われてしまうことがある。

例えば、外気温が比較的高温となる際に実行される冷房モード時にアキュムレータ１６内の冷媒の温度が外気温よりも低くなると、アキュムレータ１６内の冷媒が外気から吸熱してしまう。このような冷媒の外気からの吸熱は、送風空気からの吸熱量を減少させて、冷凍サイクル装置１０の冷却能力を低下させてしまう原因となる。

そのため、貯液手段として機能するアキュムレータ１６が外部空間に配置される冷凍サイクル装置では、アキュムレータ１６内の冷媒と外気との間での不必要な熱の授受が行われることによって生じる性能低下を抑制する必要がある。

これに対して本実施形態では、冷房モード時および弱除湿暖房モード時には、室外熱交換器１７から流出した冷媒をアキュムレータ１６へ流入させるので、アキュムレータ１６内の冷媒の温度と外気温とを同等として、アキュムレータ１６内の冷媒と外気との間での不必要な熱の授受が行われてしまうことを効果的に抑制できる。

さらに、外気温が比較的低温となる際に実行される除湿暖房モード時あるいは暖房モード時には、加熱側エジェクタ１５にて減圧された冷媒をアキュムレータ１６へ流入させるので、アキュムレータ１６内の冷媒と外気との温度差を縮小して、アキュムレータ１６内の冷媒と外気との間での不必要な熱の授受が行われてしまうことを抑制できる。

従って、本実施形態の冷凍サイクル装置１０によれば、外部空間に配置されるアキュムレータ１６内の冷媒の温度と外気温との温度差の拡大を抑制することができ、アキュムレータ１６内の冷媒と外気との間での不必要な熱の授受が行われてしまうことによる冷凍サイクル装置１０の性能低下を抑制できる。

（Ｂ）本実施形態の除湿暖房モードの冷媒回路の如く、冷媒を蒸発させる蒸発器として機能する室外熱交換器１７および室内蒸発器２３が冷媒流れに対して並列に接続される冷媒回路構成では、双方の熱交換器の冷媒蒸発温度が一致してしまうと、室外熱交換器１７にて充分な熱を吸熱できなくなってしまい、送風空気の加熱能力が不充分となってしまうことがある。

例えば、室外熱交換器１７および室内蒸発器２３を冷媒流れに対して並列に接続し、室内蒸発器２３における冷媒蒸発温度を、室内蒸発器２３の着霜を抑制できる温度に調整すると、室外熱交換器１７における冷媒蒸発温度も同等の温度に調整されてしまう。このため、低外気温時には室外熱交換器１７における冷媒蒸発温度と外気温との温度差が縮小して、冷媒が室外熱交換器１７にて外気から充分な熱を吸熱できなくなってしまう。

そのため、除湿暖房モード時に、蒸発器として機能する室外熱交換器１７および室内蒸発器２３が並列に接続される冷媒回路構成となる冷凍サイクル装置では、室外熱交換器１７における冷媒の吸熱量を増加させることによって、送風空気の加熱能力を充分に向上させる必要がある。

これに対して、本実施形態の除湿暖房モード時では、室外熱交換器１７の冷媒出口側を加熱側エジェクタ１５の加熱側冷媒吸引口１５ｄに連通させるとともに、室内蒸発器２３の冷媒入口側あるいは冷媒出口側を、加熱側エジェクタ１５の加熱側ディフューザ部１５ｇの出口側に連通させる冷媒回路を構成している。

従って、除湿暖房モード時に、室外熱交換器１７における冷媒蒸発圧力を、加熱側ノズル部１５ａにて減圧された直後の最も低い冷媒圧力に近づけることができ、室内蒸発器２３における冷媒蒸発圧力を、加熱側ディフューザ部１５ｇにて昇圧された冷媒圧力に近づけることができる。

つまり、室外熱交換器１７における冷媒蒸発圧力を室内蒸発器２３における冷媒蒸発圧力よりも低くすることができる。従って、室内蒸発器２３における冷媒蒸発圧力を室内蒸発器２３の着霜を抑制できる温度に調整したとしても、室外熱交換器１７における冷媒蒸発温度を外気温よりも低下させることができる。

その結果、本実施形態の除湿暖房モード時には、冷媒が室外熱交換器１７にて外気から充分な熱を吸熱することができ、室内凝縮器１２にて送風空気に充分な熱を放熱することができる。すなわち、除湿暖房モード時における送風空気の加熱能力を充分に向上させることができる。

（Ｃ）本実施形態の暖房モードの冷媒回路の如く、冷媒が室外熱交換器１７にて外気から吸熱した熱を、室内凝縮器１２にて送風空気へ放熱させる冷媒回路構成では、冷媒が室外熱交換器１７にて外気から確実に吸熱できるように、室外熱交換器１７における冷媒蒸発温度を外気温よりも低下させなければならない。このため、低外気温時等には、室外熱交換器１７における冷媒蒸発温度（冷媒蒸発圧力）を大きく低下させなければならないことがある。

また、一般的な冷凍サイクル装置に適用される冷媒は、圧力の低下に伴って密度が低下するので、低外気温時等に室外熱交換器１７の冷媒蒸発圧力が大きく低下してしまうと、圧縮機１１へ吸入される冷媒の密度が低下して、圧縮機１１から吐出される冷媒の流量が減少してしまう。

その結果、室内凝縮器１２にて放熱できる総熱量が、車室内の暖房を行うために必要な熱量に対して不足してしまい、送風空気を十分に加熱することができなくなってしまう。そのため、暖房モード時に、冷媒が室外熱交換器１７にて外気から吸熱した熱を熱源として送風空気を加熱する冷凍サイクル装置では、暖房モード時における送風空気の加熱能力を充分に向上させる必要がある。

これに対して、本実施形態の暖房モードでは、サイクルに高いＣＯＰを発揮させる通常運転の他に、低外気温時等に室内凝縮器１２出口側冷媒のエンタルピ（加熱側エジェクタ１５の加熱側ノズル部１５ａへ流入する冷媒の乾き度ｘ）を調整することによって、加熱能力Ｑｃを極大値に近づける高加熱能力運転を行っているので、暖房モード時における送風空気の加熱能力を十分に向上させることができる。

また、本実施形態の除湿暖房モードおよび暖房モードでは、加熱側エジェクタ１５の昇圧作用によって圧縮機１１の消費動力を低減できる。さらに、本実施形態の冷房モード、弱除湿暖房モード、および除湿暖房モードでは、冷却側減圧手段として冷却側エジェクタ２０を採用しているので、冷却側エジェクタの昇圧作用によって、圧縮機１１の消費動力を低減できる。

つまり、本実施形態の冷凍サイクル装置によれば、加熱側エジェクタ１５および冷却側エジェクタ２０の昇圧作用によって、いずれの運転モードにおいても冷凍サイクル装置１０のＣＯＰを向上させることができる。

ところで、本実施形態の暖房モードの高加熱能力運転では、加熱側ノズル部１５ａへ流入する冷媒の乾き度ｘを、前述した数式Ｆ２を満足するように、すなわち、０．５以上かつ０．８以下となるように制御している。

従って、図２９にて説明したように、加熱側エジェクタ１５内の二相冷媒の流速が二相音速αｈより低い値となる箇所（二相冷媒の流速が超音速状態から亜音速状態へ変化する際に生じる衝撃波が発生する箇所）が、暖房モードの通常運転時よりも、加熱側ディフューザ部１５ｇ内へ移動してしまいやすい。

そして、この衝撃波が発生する箇所が、加熱側ディフューザ部１５ｇ内へ移動してしまうと、衝撃波の作用によって加熱側ディフューザ部１５ｇ内を流れる冷媒の流速が不安定になってしまうことがあるために、加熱側ディフューザ部１５ｇの昇圧性能が不安定になってしまうことが懸念される。

これに対して、本実施形態の加熱側エジェクタ１５よれば、混合部１５ｅにて、噴射冷媒と吸引冷媒との混合冷媒の流速を徐々に減速させて、加熱側ディフューザ部１５ｇの入口部１５ｈへ到達するまでに、混合冷媒の流速を二相音速αｈより低い値とすることができる。

従って、図９に示すように、二相冷媒の流速が超音速状態から亜音速状態へ変化する際に生じる衝撃波を、混合部１５ｅ内で発生させ、加熱側ディフューザ部１５ｇ内で発生させないようにすることができる。

その結果、加熱側ディフューザ部１５ｇの昇圧性能が不安定になってしまうことを抑制できる。なお、図９は、前述した図２８、図２９に対応する図面である。また、この昇圧性能安定化効果を得るためには、入口部１５ｈへ到達した冷媒の流速を二相音速αｈ以下とすればよい。

さらに、二相冷媒の流速が二相音速αｈとなるときは、スリップ比（すなわち、液相冷媒の流速に対する気相冷媒の流速の比）が１となる。従って、本実施形態の加熱側エジェクタ１５では、混合部１５ｅ内で、混合冷媒中の液相冷媒の流速と気相冷媒の流速と一致させて、混合冷媒を液相冷媒と気相冷媒が均質に混合された二相状態とすることができる。

従って、混合冷媒が速度分布を持った状態で加熱側ディフューザ部１５ｇへ流入してしまうことを抑制でき、混合冷媒が加熱側ディフューザ部１５ｇへ流入した直後から、冷媒の速度エネルギを圧力エネルギへ効率的に変換することができる。その結果、加熱側ディフューザ部１５ｇにおける昇圧性能を向上させることができる。

（第２実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、図１０に示すように、加熱側エジェクタ１５の構成を変更した例を説明する。具体的には、本実施形態の加熱側エジェクタ１５では、加熱側ノズル部１５ａ内に形成される冷媒通路のうち、最下流側となる冷媒噴射口１５ｃ側に冷媒通路面積が一定に形成されたストレート部１５ｉが設けられている。なお、図１０では、第１実施形態と同一もしくは均等部分には同一の符号を付している。このことは、以下の図面においても同様である。

さらに、このストレート部１５ｉが設けられている部位の冷媒流れ方向の長さＬは、冷媒噴射口１５ｃの相当直径φＤと等しくなっている。ここで、冷媒噴射口１５ｃの相当直径φＤとは、冷媒噴射口１５ｃの通路断面形状を円に換算したときの直径である。その他の冷凍サイクル装置１０および加熱側エジェクタ１５の構成および作動は、第１実施形態と同様である。

従って、本実施形態の冷凍サイクル装置１０および加熱側エジェクタ１５においても、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。さらに、本実施形態の加熱側エジェクタ１５によれば、加熱側ノズル部１５ａにストレート部１５ｉが設けられているので、除湿暖房モードに加熱側ノズル部１５ａにて冷媒の過膨張が発生して加熱側ディフューザ部１５ｇの昇圧性能を低下させてしまうことを抑制できる。

より詳細には、暖房モードの高加熱能力運転では、加熱能力Ｑｃを極大値に近づけるように冷凍サイクル装置１０を作動させるので、除湿暖房モードよりも第１流量調整弁１４ａの弁開度を増加させるとともに、圧縮機１１の冷媒吐出能力を増加させることになる。さらに、除湿暖房モードでは、加熱側エジェクタ１５のみならず、冷却側エジェクタ２０側にも冷媒が供給される。

このため、高加熱能力運転時には、除湿暖房モード時よりも、加熱側ノズル部１５ａへ流入する冷媒流量が増加する。さらに、高加熱能力運転時には除湿暖房モード時よりも、加熱側ノズル部１５ａへ流入する冷媒の乾き度ｘが高くなるので、高加熱能力運転時に加熱側ノズル部１５ａの冷媒噴射口１５ｃから噴射される冷媒の密度は除湿暖房モード時よりも低くなりやすい。

従って、高加熱能力運転時における冷媒の密度変化に応じて加熱側ノズル部１５ａの冷媒通路形状を決定すると、除湿暖房モード時には、加熱側ノズル部１５ａの最下流側の冷媒通路面積が不必要に広がってしまうことになり、冷媒の過膨張が生じやすい。さらに、このような過膨張は、いわゆる斜め衝撃波を発生させて、加熱側ノズル部１５ａの冷媒噴射口１５ｃから噴射される噴射冷媒の流速を低下させる原因となる。

その理由は、過膨張によって斜め衝撃波が発生すると、冷媒が加熱側ノズル部１５ａ内の冷媒通路壁面から剥れてしまうので、ラバールノズルとして構成された加熱側ノズル部１５ａの末広部の冷媒通路面積を実質的に縮小させてしまうことになるからである。さらに、噴射冷媒の流速が低下してしまうと、加熱側ディフューザ部１５ｇにて圧力エネルギに変換される運動エネルギが減少してしまうので、加熱側ディフューザ部１５ｇにおける昇圧量が減少してしまう。

これに対して、本実施形態の加熱側エジェクタ１５では、加熱側ノズル部１５ａ内の冷媒通路のうち最下流側にストレート部１５ｉを設けているので、冷媒の過膨張を抑制し、斜め衝撃波の発生を抑制できる。従って、斜め衝撃波によって冷媒が加熱側ノズル部１５ａ内の冷媒通路壁面から剥れてしまうことを抑制して、加熱側ディフューザ部１５ｇにおける昇圧量が低下してしまうことを抑制できる。

さらに、本発明者らの検討によれば、ストレート部１５ｉが設けられている部位の冷媒流れ方向の長さＬを、冷媒噴射口１５ｃの相当直径φＤと等しい値とすることで、加熱側ノズル部１５ａにおける冷媒の適切な加速を妨げることなく、加熱側ディフューザ部１５ｇにおける昇圧量低下の抑制効果を充分に得ることができることが判っている。

（第３実施形態）
本実施形態では、図１１の全体構成図に示すように、第１実施形態に対して、冷凍サイクル装置１０の冷却側エジェクタ２０、冷却側気液分離器２１、および固定絞り２２を廃止するとともに、第４流量調整弁１４ｄの出口側を室内蒸発器２３の冷媒入口側に接続し、室内蒸発器２３の冷媒出口側を第５三方継手１３ｅに接続した例を説明する。

つまり、本実施形態の冷凍サイクル装置１０では、第４流量調整弁１４ｄによって冷却側減圧手段を構成している。その他の冷凍サイクル装置１０の構成は第１実施形態と同様である。次に、上記構成における本実施形態の作動について説明する。本実施形態では、第１実施形態と同様に、各運転モードが切り替えられる。

（ａ）冷房モード
本実施形態の冷房モードでは、空調制御装置が、第１流量調整弁１４ａを全閉とし、第２流量調整弁１４ｂを全開とし、第３流量調整弁１４ｃを全開とし、第４流量調整弁１４ｄを絞り状態とするとともに、第１開閉弁１８ａを閉じ、第２開閉弁１８ｂを閉じ、第３開閉弁１８ｃを閉じる。

これにより、冷房モードでは、圧縮機１１→室内凝縮器１２（→第２流量調整弁１４ｂ）→室外熱交換器１７（→第３流量調整弁１４ｃ）→アキュムレータ１６（→逆止弁１９）→第４流量調整弁１４ｄ→室内蒸発器２３→圧縮機１１の順に冷媒が循環する通常の冷凍サイクルが構成される。

さらに、冷房モードにおける第４流量調整弁１４ｄの弁開度は、室内蒸発器２３流出冷媒の過熱度が予め定めた所定範囲内となるように決定される。その他の作動は第１実施形態の冷房モードと同様である。従って、本実施形態の冷房モードでは、室内蒸発器２３にて冷却された送風空気を車室内へ吹き出すことによって、車室内の冷房を行うことができる。

（ｂ）弱除湿暖房モード
本実施形態の弱除湿暖房モードでは、空調制御装置が、第１流量調整弁１４ａを全閉とし、第２流量調整弁１４ｂを絞り状態とし、第３流量調整弁１４ｃを全開とし、第４流量調整弁１４ｄを絞り状態とするとともに、第１開閉弁１８ａを閉じ、第２開閉弁１８ｂを閉じ、第３開閉弁１８ｃを閉じる。これにより、弱除湿暖房モードでは、冷房モードと同様の順で冷媒が循環する通常の冷凍サイクルが構成される。

さらに、弱除湿暖房モードにおける第４流量調整弁１４ｄの弁開度は、冷房モードと同様に決定される。その他の作動は第１実施形態の弱除湿暖房モードと同様である。従って、本実施形態の弱除湿暖房モードでは、室内蒸発器２３にて冷却された送風空気を室内凝縮器１２にて再加熱して車室内へ吹き出すことによって、車室内の除湿暖房を行うことができる。

（ｃ）除湿暖房モード
本実施形態の除湿暖房モードでは、空調制御装置が、第１流量調整弁１４ａを絞り状態とし、第２流量調整弁１４ｂを全閉とし、第３流量調整弁１４ｃを絞り状態とし、第４流量調整弁１４ｄを絞り状態とするとともに、第１開閉弁１８ａを開き、第２開閉弁１８ｂを開き、第３開閉弁１８ｃを開く。

これにより、除湿暖房モードでは、圧縮機１１→室内凝縮器１２→第１流量調整弁１４ａ→加熱側エジェクタ１５→アキュムレータ１６（→第３開閉弁１８ｃ）→圧縮機１１の順に冷媒が循環するとともに、アキュムレータ１６→第３流量調整弁１４ｃ→室外熱交換器１７（→第１開閉弁１８ａ）→加熱側エジェクタ１５の加熱側冷媒吸引口１５ｄの順に冷媒が循環するエジェクタ式冷凍サイクルが構成される。

同時に、圧縮機１１→室内凝縮器１２（→第２開閉弁１８ｂ）→第４流量調整弁１４ｄ→室内蒸発器２３→圧縮機１１の順に冷媒が循環する通常の冷凍サイクルが構成される。

さらに、除湿暖房モードにおける第４流量調整弁１４ｄの弁開度は、冷房モードと同様に決定される。その他の作動は第１実施形態の除湿暖房モードと同様である。従って、本実施形態の除湿暖房モードでは、室内蒸発器２３にて冷却された送風空気を室内凝縮器１２にて再加熱して車室内へ吹き出すことによって、車室内の除湿暖房を行うことができる。

（ｄ）暖房モード
本実施形態の暖房モードでは、空調制御装置が、第１流量調整弁１４ａを絞り状態とし、第２流量調整弁１４ｂを全閉とし、第３流量調整弁１４ｃを絞り状態とし、第４流量調整弁１４ｄを全閉とするとともに、第１開閉弁１８ａを開き、第２開閉弁１８ｂを閉じ、第３開閉弁１８ｃを開く。これにより、暖房モードでは、第１実施形態と全く同様のエジェクタ式冷凍サイクルが構成され、第１実施形態と同様に車室内の暖房を行うことができる。

以上の如く、本実施形態の車両用空調装置１によれば、第１実施形態と同様に車室内の適切な空調を実現することができる。また、本実施形態の冷凍サイクル装置１０によれば、第１実施形態の（Ａ）〜（Ｃ）にて説明した優れた効果を得ることができる。また、本実施形態の冷凍サイクル装置１０の構成においても、暖房モードの高加熱能力運転時には第１実施形態と同様に、加熱側エジェクタ１５の昇圧性能安定化効果および昇圧性能向上効果を得ることができる。

（第４実施形態）
本実施形態では、二段昇圧式の圧縮機４１を採用して、冷凍サイクル装置１０ａを構成した例を説明する。この冷凍サイクル装置１０ａも、冷房モードおよび弱除湿暖房モードの冷媒回路（図１２参照）、除湿暖房モードの冷媒回路（図１３参照）、並びに、暖房モードの冷媒回路（図１４参照）を切替可能に構成されている。なお、図１２〜図１４では、それぞれの運転モードにおける冷媒の流れを実線矢印で示している。

より具体的には、本実施形態の圧縮機４１は、その外殻を形成するハウジングの内部に、固定容量型の圧縮機構からなる低段側圧縮機構と高段側圧縮機構との２つの圧縮機構、および、双方の圧縮機構を回転駆動する電動モータを収容して構成された二段昇圧式の電動圧縮機として構成されている。

さらに、圧縮機４１のハウジングには、ハウジングの外部から低段側圧縮機構へ低圧冷媒を吸入させる吸入ポート４１ａ、サイクル内の中間圧冷媒をハウジングの内部へ流入させて低圧から高圧への圧縮過程の冷媒に合流させる中間圧ポート４１ｂ、および、高段側圧縮機構から吐出された高圧冷媒をハウジングの外部へ吐出させる吐出ポート４１ｃが設けられている。

なお、本実施形態では、２つの圧縮機構を１つのハウジング内に収容した圧縮機４１を採用しているが、圧縮機の形式はこれに限定されない。つまり、中間圧ポート４１ｂから中間圧冷媒を流入させて低圧から高圧への圧縮過程の冷媒に合流させることが可能であれば、ハウジングの内部に、１つの固定容量型の圧縮機構およびこの圧縮機構を回転駆動する電動モータを収容して構成された電動圧縮機であってもよい。

この他にも、２つの圧縮機を直列に接続して、低段側に配置される低段側圧縮機の吸入口を吸入ポート４１ａとし、高段側に配置される高段側圧縮機の吐出口を吐出ポート４１ｃとし、低段側圧縮機の吐出口と高段側圧縮機との吸入口とを接続する接続部に中間圧ポート４１ｂを設け、低段側圧縮機と高段側圧縮機との双方によって、１つの二段昇圧式の圧縮機４１を構成してもよい。

また、本実施形態の冷凍サイクル装置１０ａでは、第２流量調整弁１４ｂと第３三方継手１３ｃとを接続する冷媒通路に、第６三方継手１３ｆが接続されている。第６三方継手１３ｆには、第５開閉弁１８ｅ、第７三方継手１３ｇ、第６開閉弁１８ｆを介して、第８三方継手１３ｈが接続されている。この第８三方継手１３ｈは、第３開閉弁１８ｃから第５三方継手１３ｅへ至る冷媒通路に配置されている。

さらに、第７三方継手１３ｇには圧縮機４１の吸入ポート４１ａが接続されており、第５三方継手１３ｅには、第７開閉弁１８ｇを介して圧縮機４１の中間圧ポート４１ｂが接続されている。なお、第５〜第７開閉弁１８ｅ〜１８ｇの基本的構成は、第１〜第３開閉弁１８ａ〜１８ｃと同様である。さらに、その他の冷凍サイクル装置１０ａの構成は、第１実施形態の冷凍サイクル装置１０ａと同様である。

次に、上記構成における本実施形態の作動について説明する。本実施形態では、第１実施形態と同様に、各運転モードが切り替えられる。

（ａ）冷房モード
本実施形態の冷房モードでは、空調制御装置が、第１流量調整弁１４ａを全閉とし、第２流量調整弁１４ｂを全開とし、第３流量調整弁１４ｃを全開とし、第４流量調整弁１４ｄを全開とするとともに、第１開閉弁１８ａを閉じ、第２開閉弁１８ｂを閉じ、第３開閉弁１８ｃを閉じ、第５開閉弁１８ｅを閉じ、第６開閉弁１８ｆを開き、第７開閉弁１８ｇを閉じる。

これにより、冷房モードでは、図１２の実線矢印に示すように冷媒が循環するエジェクタ式冷凍サイクルが構成される。この際、第７開閉弁１８ｇが閉じられているので、圧縮機４１の中間圧ポート４１ｂから圧縮機４１の内部へ冷媒が流入することはなく、圧縮機４１は、通常の単段圧縮型の圧縮機と同様に機能する。つまり、本実施形態の冷房モードでは、第１実施形態の冷房モードと全く同様の冷媒回路が構成される。その他の各種制御対象機器の作動は第１実施形態の冷房モードと同様である。

従って、本実施形態の冷房モードでは、第１実施形態の冷房モードと同様に、室内蒸発器２３にて冷却された送風空気を車室内へ吹き出すことによって、車室内の冷房を行うことができる。

（ｂ）弱除湿暖房モード
本実施形態の弱除湿暖房モードでは、空調制御装置が、第１流量調整弁１４ａを全閉とし、第２流量調整弁１４ｂを絞り状態とし、第３流量調整弁１４ｃを全開とし、第４流量調整弁１４ｄを全開とするとともに、第１開閉弁１８ａを閉じ、第２開閉弁１８ｂを閉じ、第３開閉弁１８ｃを閉じ、第５開閉弁１８ｅを閉じ、第６開閉弁１８ｆを開き、第７開閉弁１８ｇを閉じる。

これにより、弱除湿暖房モードでは、図１２の実線矢印に示すように冷媒が循環し、圧縮機４１を通常の単段圧縮型の圧縮機と同様に機能させるエジェクタ式冷凍サイクルが構成される。つまり、本実施形態の弱除湿暖房モードでは、第１実施形態の弱除湿暖房モードと全く同様の冷媒回路が構成される。その他の各種制御対象機器の作動は第１実施形態の弱除湿暖房モードと同様である。

従って、本実施形態の弱除湿暖房モードでは、第１実施形態の弱除湿暖房モードと同様に、室内蒸発器２３にて冷却されて除湿された送風空気を室内凝縮器１２にて再加熱して車室内へ吹き出すことによって、車室内の除湿暖房を行うことができる。

（ｃ）除湿暖房モード
本実施形態の除湿暖房モードでは、空調制御装置が、第１流量調整弁１４ａを絞り状態とし、第２流量調整弁１４ｂを全閉とし、第３流量調整弁１４ｃを絞り状態とし、第４流量調整弁１４ｄを全開とするとともに、第１開閉弁１８ａを開き、第２開閉弁１８ｂを開き、第３開閉弁１８ｃを開き、第５開閉弁１８ｅを開き、第６開閉弁１８ｆを閉じ、第７開閉弁１８ｇを開く。

これにより、除湿暖房モードでは、図１３の実線矢印に示すように、圧縮機４１の吐出ポート４１ｃ→室内凝縮器１２→第１流量調整弁１４ａ→加熱側エジェクタ１５→アキュムレータ１６（→第３開閉弁１８ｃ→第７開閉弁１８ｇ）→圧縮機４１の中間圧ポート４１ｂの順に冷媒が循環し、アキュムレータ１６→第３流量調整弁１４ｃ→室外熱交換器１７（→第１開閉弁１８ａ）→加熱側エジェクタ１５の加熱側冷媒吸引口１５ｄの順に冷媒が循環し、さらに、アキュムレータ１６→第３流量調整弁１４ｃ→室外熱交換器１７（→第５開閉弁１８ｅ）→圧縮機４１の吸入ポート４１ａの順に冷媒が循環する二段昇圧式のエジェクタ式冷凍サイクルが構成される。

同時に、圧縮機４１の吐出ポート４１ｃ→室内凝縮器１２（→第２開閉弁１８ｂ→第４流量調整弁１４ｄ）→冷却側エジェクタ２０→冷却側気液分離器２１→圧縮機４１の中間圧ポート４１ｂの順に冷媒が循環するとともに、冷却側気液分離器２１→固定絞り２２→室内蒸発器２３→冷却側エジェクタ２０の冷却側冷媒吸引口２０ｄの順に冷媒が循環するエジェクタ式冷凍サイクルが構成される。その他の各種制御対象機器の作動は第１実施形態の除湿暖房モードと同様である。

つまり、除湿暖房モード時の冷凍サイクル装置１０ａでは、図１５のモリエル線図に示すように、実質的に、第１実施形態の除湿暖房モード時と同様に冷媒の状態が変化する冷媒回路が構成される。換言すると、冷媒が室外熱交換器１７および室内蒸発器２３の双方で吸熱した熱を、室内凝縮器１２にて送風空気へ放熱させる冷媒回路が構成される。

従って、本実施形態の除湿暖房モードでは、第１実施形態の除湿暖房モードと同様に、室内蒸発器２３にて冷却されて除湿された送風空気を室内凝縮器１２にて再加熱して車室内へ吹き出すことによって、車室内の除湿暖房を行うことができる。

さらに、本実施形態の除湿暖房モードの冷媒回路では、室外熱交換器１７から流出した冷媒（図１５のｅ１５点）の一部が、圧縮機４１の吸入ポート４１ａから吸入されて中間圧冷媒となるまで昇圧される（図１５のｅ１５点→ａ”１５点）。これにより、加熱側エジェクタ１５の加熱側ディフューザ部１５ｇにおける冷媒の昇圧量を増大させることができる。

ここで、一般的なエジェクタでは、図１６に示すように、ノズル部へ流入する冷媒流量Ｇｎｏｚ（駆動流の流量）に対する冷媒吸引口から吸引される冷媒流量Ｇｅ（吸引流の流量）の吸引流量比（Ｇｅ／Ｇｎｏｚ）が少なくなるに伴って、回収エネルギのうち圧力エネルギへ変換される割合が多くなる。従って、吸引流量比（Ｇｅ／Ｇｎｏｚ）が少なくなるに伴って、ディフューザ部における昇圧量を増大させることができる。

そこで、本実施形態では、室外熱交換器１７から流出した冷媒、すなわち加熱側エジェクタ１５の加熱側冷媒吸引口１５ｄから吸引される冷媒の一部を圧縮機４１の吸入ポート４１ａから吸入することによって、加熱側冷媒吸引口１５ｄから吸引される冷媒流量Ｇｅを減少させ、加熱側ディフューザ部１５ｇにおける昇圧量を増大させている。

また、本実施形態の除湿暖房モードの冷媒回路では、冷却側気液分離器２１から流出した気相冷媒（図１５のｑ１５点）およびアキュムレータ１６から流出した気相冷媒（図１５のｋ１５点）が、圧縮機４１の中間圧ポート４１ｂへ流入して低段側圧縮機構にて昇圧された中間圧冷媒と合流し（図１５のｑ１５点、ｋ１５点→ａ’１５点、ａ”１５点→ａ’１５点）、高段側圧縮機構にて高圧冷媒となるまで昇圧される（図１５のａ’１５点→ａ１５点）。

つまり、本実施形態の除湿暖房モードの冷媒回路では、冷媒を多段階に昇圧して、サイクルの中間圧気相冷媒を低段側圧縮機構から吐出された冷媒と合流させて高段側圧縮機構へ吸入させる、いわゆるガスインジェクションサイクル（エコノマイザ式冷凍サイクル）が構成される。

（ｄ）暖房モード
本実施形態の暖房モードでは、空調制御装置が、第１流量調整弁１４ａを絞り状態とし、第２流量調整弁１４ｂを全閉とし、第３流量調整弁１４ｃを絞り状態とし、第４流量調整弁１４ｄを全閉とするとともに、第１開閉弁１８ａを開き、第２開閉弁１８ｂを閉じ、第３開閉弁１８ｃを開き、第５開閉弁１８ｅを開き、第６開閉弁１８ｆを閉じ、第７開閉弁１８ｇを開く。

これにより、暖房モードでは、図１４の実線矢印に示すように、圧縮機４１の吐出ポート４１ｃ→室内凝縮器１２→第１流量調整弁１４ａ→加熱側エジェクタ１５→アキュムレータ１６（→第３開閉弁１８ｃ→第７開閉弁１８ｇ）→圧縮機４１の中間圧ポート４１ｂの順に冷媒が循環し、アキュムレータ１６→第３流量調整弁１４ｃ→室外熱交換器１７（→第１開閉弁１８ａ）→加熱側エジェクタ１５の加熱側冷媒吸引口１５ｄの順に冷媒が循環し、さらに、アキュムレータ１６→第３流量調整弁１４ｃ→室外熱交換器１７（→第５開閉弁１８ｅ）→圧縮機４１の吸入ポート４１ａの順に冷媒が循環する二段昇圧式のエジェクタ式冷凍サイクルが構成される。その他の各種制御対象機器の作動は第１実施形態の暖房モードと同様である。

つまり、暖房モード時の冷凍サイクル装置１０ａでは、図１７のモリエル線図に示すように、実質的に、第１実施形態の暖房モード時と同様に冷媒の状態が変化する冷媒回路が構成される。換言すると、冷媒が室外熱交換器１７にて吸熱した熱を、室内凝縮器１２にて送風空気へ放熱させる冷媒回路を構成できる。なお、図１７では、第１実施形態にて説明した高加熱能力運転時の冷媒の状態の変化を示している。

従って、本実施形態の暖房モードでは、第１実施形態の暖房モードと同様に、室内凝縮器１２にて加熱された送風空気を車室内へ吹き出すことによって、車室内の暖房を行うことができる。

さらに、本実施形態の暖房モードの冷媒回路では、室外熱交換器１７から流出した冷媒（図１７のｅ１７点）の一部が、圧縮機４１の吸入ポート４１ａから吸入されて中間圧冷媒となるまで昇圧される（図１７のｅ１７点→ａ”１７点）。これにより、除湿暖房運転モード時と同様に、加熱側エジェクタ１５の加熱側ディフューザ部１５ｇにおける冷媒の昇圧量を増大させることができる。

また、本実施形態の暖房モードの冷媒回路では、アキュムレータ１６から流出した気相冷媒（図１７のｋ１７点）が、圧縮機４１の中間圧ポート４１ｂへ流入して低段側圧縮機構にて昇圧された中間圧冷媒と合流し（図１７のｋ１７点→ａ’１７点、ａ”１７点→ａ’１７点）、高段側圧縮機構にて高圧冷媒となるまで圧縮される（図１７のａ’１７点→ａ１７点）。

つまり、本実施形態の暖房モードの冷媒回路では、除湿暖房運転モードと同様に、ガスインジェクションサイクルが構成される。

以上の如く、本実施形態の車両用空調装置１によれば、第１実施形態と同様に、車室内の適切な空調を実現することができる。また、本実施形態の冷凍サイクル装置１０ａによれば、第１実施形態と同様の優れた効果を得ることができる。また、本実施形態の冷凍サイクル装置１０ａの構成においても、暖房モードの高加熱能力運転時には第１実施形態と同様に、加熱側エジェクタ１５の昇圧性能安定化効果および昇圧性能向上効果を得ることができる。

さらに、本実施形態の除湿暖房モードおよび暖房モードでは、二段昇圧式の圧縮機４１の吸入ポート４１ａに低圧冷媒を吸入させることによって、加熱側エジェクタ１５の加熱側ディフューザ部１５ｇの昇圧量を大幅に向上させている。

従って、第１実施形態のように単段昇圧式の圧縮機１１を採用する場合に対して、室外熱交換器１７における冷媒蒸発温度を低下させることができ、除湿暖房モード時および暖房モード時に冷媒が室外熱交換器１７にて外気から吸熱する吸熱量を増加させることができる。

さらに、室外熱交換器１７から流出した冷媒の一部（気相冷媒）を圧縮機４１の吸入ポート４１ａへ吸入させるので、アキュムレータ１６から第３流量調整弁１４ｃを介して室外熱交換器１７へ供給できる液相冷媒の流量を増加させることもできる。その結果、室内凝縮器１２における冷媒の放熱量を増加させて送風空気の加熱能力を向上させることができる。

これに加えて、加熱側エジェクタ１５の加熱側ディフューザ部１５ｇから流出して圧縮機４１の中間圧ポート４１ｂへ流入する中間圧冷媒の圧力を上昇させることができ、中間圧ポート４１ｂへ流入する中間圧冷媒の密度を上昇させることができる。その結果、室内凝縮器１２へ流入する冷媒流量Ｇｒを増加させて加熱能力を向上させることができる。

さらに、本実施形態の除湿暖房モードおよび暖房モードでは、ガスインジェクションサイクルを構成しているので、圧縮機４１の機械効率（圧縮効率）を向上させて、より一層ＣＯＰを向上させることができる。

（第５実施形態）
本実施形態では、図１８の全体構成図に示すように、第４実施形態に対して、冷凍サイクル装置１０の冷却側エジェクタ２０、冷却側気液分離器２１、および固定絞り２２を廃止するとともに、第４流量調整弁１４ｄの出口側を室内蒸発器２３の冷媒入口側に接続し、室内蒸発器２３の冷媒出口側を第５三方継手１３ｅに接続した例を説明する。

つまり、本実施形態の冷凍サイクル装置１０ａでは、第４流量調整弁１４ｄによって冷却側減圧手段を構成している。その他の冷凍サイクル装置１０ａの構成は第４実施形態と同様である。次に、上記構成における本実施形態の作動について説明する。本実施形態では、第１実施形態と同様に、各運転モードが切り替えられる。

（ａ）冷房モード
本実施形態の冷房モードでは、空調制御装置が、第１流量調整弁１４ａを全閉とし、第２流量調整弁１４ｂを全開とし、第３流量調整弁１４ｃを全開とし、第４流量調整弁１４ｄを絞り状態とするとともに、第１開閉弁１８ａを閉じ、第２開閉弁１８ｂを閉じ、第３開閉弁１８ｃを閉じ、第５開閉弁１８ｅを閉じ、第６開閉弁１８ｆを開き、第７開閉弁１８ｇを閉じる。

これにより、冷房モードでは、圧縮機４１の吐出ポート４１ｃ→室内凝縮器１２（→第２流量調整弁１４ｂ）→室外熱交換器１７（→第３流量調整弁１４ｃ）→アキュムレータ１６（→逆止弁１９）→第４流量調整弁１４ｄ→室内蒸発器２３→圧縮機４１の吸入ポートの順に流れる通常の冷凍サイクルが構成される。

さらに、冷房モードにおける第４流量調整弁１４ｄの弁開度は、室内蒸発器２３流出冷媒の過熱度が予め定めた所定範囲内となるように決定される。その他の作動は第４実施形態の冷房モードと同様である。従って、本実施形態の冷房モードでは、室内蒸発器２３にて冷却された送風空気を車室内へ吹き出すことによって、車室内の冷房を行うことができる。

（ｂ）弱除湿暖房モード
本実施形態の弱除湿暖房モードでは、空調制御装置が、第１流量調整弁１４ａを全閉とし、第２流量調整弁１４ｂを絞り状態とし、第３流量調整弁１４ｃを全開とし、第４流量調整弁１４ｄを絞り状態とするとともに、第１開閉弁１８ａを閉じ、第２開閉弁１８ｂを閉じ、第３開閉弁１８ｃを閉じ、第５開閉弁１８ｅを閉じ、第６開閉弁１８ｆを開き、第７開閉弁１８ｇを閉じる。これにより、弱除湿暖房モードでは、冷房モードと同様の順で冷媒が循環する通常の冷凍サイクルが構成される。

さらに、弱除湿暖房モードにおける第４流量調整弁１４ｄの弁開度は、冷房モードと同様に決定される。その他の作動は第４実施形態の弱除湿暖房モードと同様である。従って、本実施形態の弱除湿暖房モードにおいても、第４実施形態と同様に、室内蒸発器２３にて冷却された送風空気を室内凝縮器１２にて再加熱して車室内へ吹き出すことによって、車室内の除湿暖房を行うことができる。

（ｃ）除湿暖房モード
本実施形態の除湿暖房モードでは、空調制御装置が、第１流量調整弁１４ａを絞り状態とし、第２流量調整弁１４ｂを全閉とし、第３流量調整弁１４ｃを絞り状態とし、第４流量調整弁１４ｄを絞り状態とするとともに、第１開閉弁１８ａを開き、第２開閉弁１８ｂを開き、第３開閉弁１８ｃを開き、第５開閉弁１８ｅを開き、第６開閉弁１８ｆを閉じ、第７開閉弁１８ｇを開く。

これにより、除湿暖房モードでは、圧縮機４１の吐出ポート４１ｃ→室内凝縮器１２→第１流量調整弁１４ａ→加熱側エジェクタ１５→アキュムレータ１６（→第３開閉弁１８ｃ→第７開閉弁１８ｇ）→圧縮機４１の中間圧ポート４１ｂの順に冷媒が循環し、アキュムレータ１６→第３流量調整弁１４ｃ→室外熱交換器１７（→第１開閉弁１８ａ）→加熱側エジェクタ１５の加熱側冷媒吸引口１５ｄの順に冷媒が循環し、さらに、アキュムレータ１６→第３流量調整弁１４ｃ→室外熱交換器１７（→第５開閉弁１８ｅ）→圧縮機の吸入ポート４１ａの順に冷媒が循環する二段昇圧式のエジェクタ式冷凍サイクルが構成される。

同時に、圧縮機４１の吐出ポート４１ｃ→室内凝縮器１２（→第２開閉弁１８ｂ）→第４流量調整弁１４ｄ→圧縮機４１の中間圧ポート４１ｂの順に冷媒が循環する通常の冷凍サイクルが構成される。

さらに、除湿暖房モードにおける第４流量調整弁１４ｄの弁開度は、冷房モードと同様に決定される。その他の作動は第４実施形態の除湿暖房モードと同様である。従って、本実施形態の除湿暖房モードでは、室内蒸発器２３にて冷却された送風空気を室内凝縮器１２にて再加熱して車室内へ吹き出すことによって、車室内の除湿暖房を行うことができる。

（ｄ）暖房モード
実施形態の暖房モードでは、空調制御装置が、第１流量調整弁１４ａを絞り状態とし、第２流量調整弁１４ｂを全閉とし、第３流量調整弁１４ｃを絞り状態とし、第４流量調整弁１４ｄを全閉とするとともに、第１開閉弁１８ａを開き、第２開閉弁１８ｂを閉じ、第３開閉弁１８ｃを開き、第５開閉弁１８ｅを開き、第６開閉弁１８ｆを閉じ、第７開閉弁１８ｇを開く。これにより、暖房モードでは、第４実施形態と全く同様の二段昇圧式のエジェクタ式冷凍サイクルが構成され、第４実施形態と同様に車室内の暖房を行うことができる。

以上の如く、本実施形態の車両用空調装置１によれば、第１実施形態と同様に、車室内の適切な空調を実現することができる。さらに、本実施形態の冷凍サイクル装置１０ａによれば、冷房モード時および弱除湿暖房モード時にエジェクタの昇圧作用によるＣＯＰ向上効果を得ることができないものの、冷却側減圧手段を簡素に構成しつつ第４実施形態と同様の効果を得ることができる。

以上の如く、本実施形態の車両用空調装置１によれば、第４実施形態と同様に車室内の適切な空調を実現することができる。また、本実施形態の冷凍サイクル装置１０ａによれば、第１実施形態の（Ａ）〜（Ｃ）にて説明した優れた効果を得ることができる。また、本実施形態の冷凍サイクル装置１０の構成においても、暖房モードの高加熱能力運転時には第４実施形態と同様に、加熱側エジェクタ１５の昇圧性能安定化効果および昇圧性能向上効果を得ることができる。

（第６実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、図１９、図２０に示すように、加熱側エジェクタ１５の構成を変更した例を説明する。具体的には、本実施形態の加熱側エジェクタ１５では、加熱側ノズル部１５ａに形成された冷媒通路のうち喉部（最小通路面積部）よりも冷媒流れ上流側に、冷媒流入口１５ｊから流入した冷媒を旋回させる旋回空間１５ｋを設けている。

より詳細には、この旋回空間１５ｋは、加熱側ノズル部１５ａの冷媒流れ上流側に設けられた筒状部１５ｏの内部に形成されている。従って、この筒状部１５ｏは、特許請求の範囲に記載された旋回空間形成部材を構成しており、本実施形態では、旋回空間形成部材とノズル部が一体的に構成されていることになる。

旋回空間１５ｋは、回転体形状に形成され、その中心軸が加熱側ノズル部１５ａと同軸上に延びている。なお、回転体形状とは、平面図形を同一平面上の１つの直線（中心軸）の周りに回転させた際に形成される立体形状である。より具体的には、本実施形態の旋回空間１５ｋは、略円柱状に形成されている。

さらに、冷媒流入口１５ｊと旋回空間１５ｋとを接続する冷媒流入通路１５ｌは、旋回空間１５ｋの中心軸方向から見たときに、図２０に示すように、旋回空間１５ｋの内壁面の接線方向に延びている。これにより、冷媒流入口１５ｊから旋回空間１５ｋへ流入した冷媒は、旋回空間１５ｋの内壁面に沿って流れ、旋回空間１５ｋ内を旋回する。

ここで、旋回空間１５ｋ内で旋回する冷媒には遠心力が作用するので、旋回空間１５ｋ内では中心軸側の冷媒圧力が外周側の冷媒圧力よりも低下する。そこで、本実施形態では、除湿暖房モードおよび暖房モードの通常運転時に、旋回空間１５ｋ内の中心軸側の冷媒圧力が、飽和液相冷媒となる圧力、あるいは、冷媒が減圧沸騰する（キャビテーションを生じる）圧力まで低下させるようにしている。

このような旋回空間１５ｋ内の中心軸側の冷媒圧力の調整は、旋回空間１５ｋ内で旋回する冷媒の旋回流速を調整することによって実現することができる。さらに、旋回流速の調整は、例えば、冷媒流入通路１５ｌの通路断面積と旋回空間１５ｋの軸方向垂直断面積との流路断面積の比率を調整することや、加熱側ノズル部１５ａの上流側に配置される第１流量調整弁１４ａの弁開度を調整することによって行うことができる。

なお、本実施形態の旋回流速とは、旋回空間１５ｋの最外周部近傍における冷媒の旋回方向の流速を意味している。その他の冷凍サイクル装置１０および加熱側エジェクタ１５の構成および作動は、第１実施形態と同様である。従って、本実施形態の冷凍サイクル装置１０および加熱側エジェクタ１５においても、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。

さらに、本実施形態の加熱側エジェクタ１５によれば、除湿暖房モードおよび暖房モードの通常運転時には、旋回空間１５ｋ内で冷媒を旋回させるとともに、旋回空間１５ｋ内の中心軸側の冷媒圧力を、飽和液相冷媒となる圧力、あるいは、冷媒が減圧沸騰する（キャビテーションを生じる）圧力まで低下させることができるので、加熱側ノズル部１５ａにおけるノズル効率を向上させることができる。

より詳細には、本実施形態の加熱側ノズル部１５ａでは、旋回空間１５ｋ内を旋回する外周側の冷媒が旋回空間１５ｋの外周側壁面から剥離する際の壁面沸騰、および旋回空間１５ｋの中心軸側の冷媒のキャビテーションによって生じた沸騰核による界面沸騰の双方によって冷媒の沸騰が促進される。

これにより、加熱側ノズル部１５ａの喉部へ流入する冷媒を気相冷媒と液相冷媒が均質に混合した気液混合状態とすることができる。さらに、喉部の近傍で気液混合状態の冷媒の流れに閉塞（チョーキング）を生じさせ、このチョーキングによって音速に到達した気液混合状態の冷媒が末広部にて加速されて冷媒噴射口１５ｃから噴射することができる。

つまり、本実施形態の加熱側エジェクタ１５によれば、壁面沸騰および界面沸騰の双方による沸騰促進によって、気液混合状態の冷媒を音速となるまで効率よく加速できることで、加熱側ノズル部１５ａのノズル効率を向上させることができる。延いては、冷凍サイクル装置１０のＣＯＰをより一層向上させることができる。なお、ノズル効率とは、ノズル部にて、冷媒の圧力エネルギを運動エネルギへ変換する際のエネルギ変換効率である。

また、暖房モードの高加熱能力運転時には、旋回空間１５ｋ内で旋回する冷媒に遠心力を作用させて、密度の高い液相冷媒を加熱側ノズル部１５ａ内に形成される冷媒通路の内周壁面側へ偏在させることができる。従って、液相冷媒と冷媒通路の内周壁面との摩擦によって、液相冷媒の沸騰を促進することができ、ノズル効率を向上させることができる。

（第７実施形態）
第６実施形態では、加熱側エジェクタ１５の加熱側ノズル部１５ａとして、喉部（最小通路面積部）の冷媒通路面積が固定された固定ノズルを採用した例を説明したが、本実施形態では、図２１に示すように、絞り通路面積を変更可能に構成された可変ノズルを採用した例を説明する。

具体的には、本実施形態の加熱側ノズル部１５ａは、加熱側ノズル部１５ａの冷媒通路内に配置されて喉部の冷媒通路面積を変化させるニードル弁１５ｍ、このニードル弁１５ｍをノズル部の軸方向に変位させる駆動手段としてのステッピングモータ１５ｎを有して構成されている。

ニードル弁１５ｍは、その中心軸が加熱側ノズル部１５ａの中心軸と同軸上に配置された針状に形成されている。より具体的には、ニードル弁１５ｍは、冷媒流れ下流側に向かって先細る形状に形成されており、最下流側の先細先端部が加熱側ノズル部１５ａの冷媒噴射口１５ｃよりも冷媒流れ下流側に向かって突出するように配置されている。

ステッピングモータ１５ｎは、加熱側ノズル部１５ａの冷媒流入口１５ｊ側に配置されており、ニードル弁１５ｍを加熱側ノズル部１５ａの軸方向に変位させる。これにより、加熱側ノズル部１５ａの内周壁面とニードル弁１５ｍの外周壁面との間に形成される断面円環状の冷媒通路の面積が変更される。なお、ステッピングモータ１５ｎは、制御装置から出力される制御信号によってその作動が制御される。

その他の冷凍サイクル装置１０および加熱側エジェクタ１５の構成および作動は、第６実施形態と同様である。

従って、本実施形態の冷凍サイクル装置１０および加熱側エジェクタ１５においても、第６実施形態と同様の効果を得ることができる。さらに、本実施形態の加熱側エジェクタ１５によれば、加熱側ノズル部１５ａを可変ノズルとして構成しているので、加熱側エジェクタ１５の加熱側ノズル部１５ａへ冷凍サイクル装置１０の負荷に応じた適切な流量の冷媒を供給することができる。

また、暖房モードの高加熱能力運転時には、本実施形態の加熱側エジェクタ１５を、加熱側ノズル部１５ａへ流入する冷媒の乾き度ｘを調整する乾き度調整手段として機能させてもよい。さらに、加熱側ノズル部１５ａを、ニードル弁１５ｍによって喉部を閉塞させることのできる全閉機能付きの可変ノズルとして構成すれば、第１流量調整弁１４ａを廃止して、加熱側エジェクタ１５を冷媒回路切替手段として機能させることができる。

また、図２１に示す加熱側ノズル部１５ａでは、ニードル弁１５ｍとして、喉部よりも冷媒流れ上流側から喉部へ向かって先細る形状のものを採用しているが、図２２に示す変形例のように、喉部よりも冷媒流れ下流側から喉部へ向かって先細る形状のものを採用してもよい。この場合は、ニードル弁１５ｍの最上流側の先細先端部が噴射部１５ｑよりも先細部１５ｐ側へ突出するように配置すればよい。

この図２２に示す変形例によれば、ニードル弁１５ｍが旋回空間内を貫通しないので、旋回空間１５ｋ内における冷媒の旋回流れ妨げることがない。従って、加熱側ノズル部１５ａのノズル効率をより一層効果的に向上させることができる。

（第８実施形態）
本実施形態では、第１実施形態に対して、図２３、図２４に示すように、加熱側エジェクタ１５の構成を変更した例を説明する。具体的には、本実施形態の加熱側エジェクタ１５では、第６実施形態と同様に、加熱側ノズル部１５ａの冷媒流れ上流側に、旋回空間１５ｋを形成する筒状部１５ｏを設けている。

さらに、本実施形態の加熱側ノズル部１５ａでは、内部に形成される冷媒通路として、冷媒噴射口１５ｃへ向かって冷媒通路面積を徐々に縮小させる先細部１５ｐ、および先細部１５ｐから冷媒噴射口１５ｃへ冷媒を導く噴射部１５ｑが形成されている。つまり、本実施形態の加熱側ノズル部１５ａは、いわゆる先細ノズルとして構成されている。

噴射部１５ｑは、加熱側ノズル部１５ａ内に形成される冷媒通路の最下流側に形成されている。従って、噴射部１５ｑの加熱側ノズル部１５ａの軸方向断面における拡がり角度θｎによって、冷媒噴射口１５ｃから噴射される噴射冷媒の噴霧形状あるいは拡がり方向を変化させることができる。つまり、噴射部１５ｑは、冷媒噴射口１５ｃから噴射される冷媒の噴射方向を規定する空間であると表現することができる。

さらに、本実施形態では、加熱側ノズル部１５ａの軸方向断面における噴射部１５ｑの拡がり角度θｎを０°としている。つまり、本実施形態の噴射部１５ｑは、加熱側ノズル部１５ａの軸方向に延びて、冷媒通路面積を一定とする円柱形状の空間によって形成されている。なお、図２３では、拡がり角度θｎの明確化のために、拡がり角度θｎを１°程度として図示している。

また、図２３に示すように、加熱側ノズル部１５ａ内に形成される冷媒通路のうち噴射部１５ｑが形成される軸方向長さをＬｃとし、冷媒噴射口１５ｃの開口面積の相当直径をφＤｃとしたときに、以下数式Ｆ７を満たすように軸方向長さＬｃが決定されている。
Ｌｃ／φＤｃ≦１…（Ｆ７）
なお、本実施形態では、具体的に、Ｌｃ／φＤｃ＝１としている。

本実施形態の加熱側ノズル部１５ａでは、内部に形成される冷媒通路を上記の如く形成することによって、冷媒噴射口１５ｃから混合部１５ｅへ噴射される冷媒を自由膨張させるようにしている。

さらに、本実施形態の混合部１５ｅは、冷媒流れ下流側に向かって徐々に冷媒通路面積を縮小させる円錐台形状と冷媒通路面積を一定とする円柱形状とを組み合わせた形状に形成されている。

より詳細には、図２４の拡大図に示すように、混合部１５ｅのうち円柱形状の部位の加熱側ノズル部１５ａの軸方向長さをＬｂとし、円柱形状の部位の直径（加熱側ディフューザ部１５ｇの入口部１５ｈの直径に相当）をφＤｂとしたときに、以下数式Ｆ８を満たすように距離Ｌｂが決定されている。
Ｌｂ／φＤｂ≦１…（Ｆ８）
なお、本実施形態では、具体的に、Ｌｂ／φＤｂ＝１としている。

その他の加熱側エジェクタ１５および冷凍サイクル装置１０の構成および作動は、第１実施形態と同様である。従って、本実施形態の冷凍サイクル装置１０および加熱側エジェクタ１５においても、第６実施形態と同様の効果を得ることができる。

さらに、本実施形態の加熱側エジェクタ１５によれば、加熱側ノズル部１５ａに噴射部１５ｑが設けられていることによって、冷媒噴射口１５ｃから混合部１５ｅへ噴射される冷媒を自由膨張させている。これにより、加熱側ディフューザ部１５ｇの昇圧性能を低下させてしまうことを効果的に抑制できる。

より詳細には、前述の如く、暖房モードの高加熱能力運転では、除湿暖房モード時や暖房モードの通常運転時よりも、加熱側エジェクタ１５の加熱側ノズル部１５ａへ流入させる冷媒の乾き度ｘが高い値となる。このため、高加熱能力運転では、加熱側ノズル部１５ａの冷媒噴射口１５ｃから噴射される冷媒の流速も速くなりやすく、冷媒と加熱側ノズル部１５ａ内に形成される冷媒通路との壁面摩擦も増加しやすくなる。

これに対して、本実施形態の加熱側エジェクタ１５によれば、先細ノズルとして構成された加熱側ノズル部１５ａに噴射部１５ｑが設けられており、冷媒噴射口１５ｃから混合部１５ｅへ噴射される混合冷媒を自由膨張させるので、ラバールノズルのように末広部を設けることなく、混合部１５ｅにて噴射冷媒を加速することができる。

つまり、ラバールノズルの末広部にて冷媒を超音速加速する際に生じる冷媒と冷媒通路との壁面摩擦を生じさせることなく冷媒を加速することができる。従って、冷媒と冷媒通路との壁面摩擦を低下させて、冷媒通路を流れる冷媒の有する運動エネルギの損失を抑制することができる。

その結果、暖房モードの高加熱能力運転時のように、加熱側ノズル部１５ａへ比較的乾き度ｘの高い冷媒を流入させる運転条件であっても、噴射冷媒の流速が低下してしまうことを抑制でき、加熱側ディフューザ部１５ｇの昇圧性能を低下させてしまうことを抑制できる。

さらに、本実施形態の噴射部１５ｑのように拡がり角度θｎを０°とした場合は、第２実施形態のストレート部１５ｉと同等の構成となるので、冷媒の過膨張を抑制し、斜め衝撃波の発生を抑制できる。従って、斜め衝撃波によって、加熱側ディフューザ部１５ｇにおける昇圧性能が低下してしまうことも抑制できる。

なお、本実施形態では、噴射部１５ｑの拡がり角度θｎを０°とした例を説明したが、冷媒噴射口１５ｃから噴射される冷媒を自由膨張させることができれば、拡がり角度θｎを０°よりも大きく設定してもよい。つまり、噴射部１５ｑは、冷媒流れ方向に向かって冷媒通路断面積が徐々に拡大する円錐台形状の空間によって形成されていてもよい。

また、本発明者らの検討によれば、混合部１５ｅの形状を、冷媒流れ下流側に向かって徐々に冷媒通路面積を縮小させる円錐台形状と冷媒通路面積を一定とする円柱形状とを組み合わせた形状とし、上記数式Ｆ８を満たすように、距離Ｌｂを決定することで、混合冷媒の流速を効果的に減速させることができることが判っている。

従って、二相冷媒の流速が超音速状態から亜音速状態へ移行する際に生じる衝撃波を、確実に、混合部１５ｅ内で発生させて、加熱側ディフューザ部１５ｇ内で発生させないようにすることができる。その結果、加熱側ディフューザ部１５ｇの昇圧能力が不安定になってしまうことを効果的に抑制できる。

なお、本実施形態では、混合部１５ｅの形状を、円錐台形状と円柱形状とを組み合わせた形状としているが、これは加熱側ディフューザ部１５ｇの形状を冷媒流れ方向に向かって冷媒通路面積が徐々に拡大する形状と定義しているからである。つまり、加熱側ディフューザ部１５ｇの入口側に冷媒通路面積の変化しない円柱状の空間を設けても上述の昇圧性能安定化効果を得ることができる。

（第９実施形態）
第８実施形態では、加熱側エジェクタ１５の加熱側ノズル部１５ａとして、噴射部１５ｑの入口部に形成される最小通路面積部の冷媒通路面積が固定された固定ノズルを採用した例を説明したが、本実施形態では、図２５に示すように、第７実施形態と同様に可変ノズルを構成している。つまり、本実施形態の加熱側ノズル部１５ａは、いわゆるプラグノズルとして構成されている。

その他の冷凍サイクル装置１０および加熱側エジェクタ１５の構成および作動は、第８実施形態と同様である。従って、本実施形態の冷凍サイクル装置１０および加熱側エジェクタ１５においても、第８実施形態と同様の効果を得ることができる。さらに、本実施形態の加熱側エジェクタ１５によれば、加熱側ノズル部１５ａを可変ノズルとして構成しているので、第７実施形態と同様に、加熱側エジェクタ１５の加熱側ノズル部１５ａへ適切な流量の冷媒を供給することができる。

また、本実施形態の加熱側ノズル部１５ａはプラグノズルとして構成されているので、噴射冷媒を冷媒噴射口１５ｃからニードル弁１５ｍの外表面に沿うように混合部１５ｅへ噴射することができる。従って、加熱側ノズル部１５ａへ流入させる冷媒流量が変化しても、噴射冷媒を容易に自由膨張させることができる。

なお、図２５に示す加熱側ノズル部１５ａでは、ニードル弁１５ｍとして、冷媒流れ下流側に向かって先細る形状のものを採用しているが、第７実施形態と同様に、図２６に示す変形例のように、加熱側ディフューザ部１５ｇ側から、冷媒流れ上流側に向かって先細る形状のものを採用してもよい。

（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、本発明の趣旨を逸脱しない範囲内で、以下のように種々変形可能である。

（１）上述の実施形態では、本発明のエジェクタを備える冷凍サイクル装置１０、１０ａを電気自動車用の空調装置に適用した例を説明したが、冷凍サイクル装置１０、１０ａの適用はこれに限定されない。

例えば、内燃機関（エンジン）から車両走行用の駆動力を得る通常の車両や、内燃機関と走行用電動モータとの双方から車両走行用の駆動力を得るハイブリッド車両の空調装置に適用してもよい。また、内燃機関を有する車両に適用する場合は、車両用空調装置１に送風空気の補助加熱手段として内燃機関の冷却水を熱源として送風空気を加熱するヒータコアを設けてもよい。

さらに、本発明のエジェクタ（加熱側エジェクタ１５）を備える冷凍サイクル装置１０、１０ａは、車両用に限定されることなく、定置型空調装置、冷温保存庫、液体加熱冷却装置等に適用してもよい。

（２）上述の実施形態では、室内凝縮器１２にて高圧冷媒と送風空気とを熱交換させることによって送風空気を加熱した例を説明したが、室内凝縮器１２に代えて、例えば、熱媒体を循環させる熱媒体循環回路を設け、この熱媒体循環回路に高圧冷媒と熱媒体とを熱交換させる水−冷媒熱交換器、および水−冷媒熱交換器にて加熱された熱媒体と送風空気とを熱交換させて送風空気を加熱する加熱用熱交換器等を配置してもよい。

つまり、高圧冷媒を熱源として、熱媒体を介して間接的に送風空気を加熱するようにしてもよい。さらに、内燃機関を有する車両に適用する場合は、内燃機関の冷却水を熱媒体として、熱媒体循環回路を流通させるようにしてもよい。また、電気自動車においては、バッテリや電気機器を冷却する冷却水を熱媒体として、熱媒体循環回路を流通させるようにしてもよい。

（３）上述の実施形態では、複数の三方継手、流量調整弁、および開閉弁を用いることによって、様々な運転モードの冷媒回路を切替可能に構成された冷凍サイクル装置１０、１０ａについて説明したが、冷凍サイクル装置１０、１０ａは、少なくとも上述した暖房モードの高加熱能力運転に対応する運転を実行することができれば、本発明のエジェクタによる昇圧性能安定化効果および昇圧性能向上効果を得ることができる。

また、冷凍サイクル装置１０、１０ａの構成は、上述の実施形態で説明したものに限定されず、同様の効果を得ることのできるサイクルを構成できれば、各種変形可能である。

例えば、第１三方継手１３ａと第２三方継手１３ｂとを一体化させて四方継手構造のものを採用してもよい。同様に、第４実施形態等では、第３三方継手１３ｃと第６三方継手１３ｆとを一体化させてよいし、第５三方継手１３ｅと第８三方継手１３ｈとを一体化させてもよい。

さらに、第１流量調整弁１４ａ、第２流量調整弁１４ｂおよび第２三方継手１３ｂを一体化させて電気式の三方式の流量調整弁を採用してもよい。また、逆止弁１９に代えて電気式の開閉弁を採用し、冷房モードおよび弱除湿暖房モードに当該開閉弁を開き、除湿暖房モードおよび暖房モードに当該開閉弁を閉じるようにしてもよい。

また、上述の実施形態では、例えば、第１流量調整弁１４ａとして全開機能付の可変絞り機構を採用しているが、これを、全開機能を有していない絞り機構（固定絞りを含む）、この絞り機構をバイパスさせるバイパス通路、および、このバイパス通路を開閉する開閉弁によって構成してもよい。このことは、その他の全開機能付きの流量調整弁についても同様である。

さらに、例えば、第１流量調整弁１４ａとして全閉機能付の可変絞り機構を採用しているが、これを、全閉機能を有していない絞り機構（固定絞りを含む）、および、これに直列的に接続されて冷媒通路を開閉する開閉弁によって構成してもよい。このことは、その他の全閉機能付きの流量調整弁についても同様である。

さらに、加熱側エジェクタ１５の加熱側ディフューザ部１５ｇの出口側にアキュムレータ１６を一体化させてもよいし、冷却側エジェクタ２０の冷却側ディフューザ部２０ｇの出口側に冷却側気液分離器２１を一体化させてもよい。

また、上述の実施形態では、エジェクタのボデー部等の構成部材を金属で形成した例を説明したが、それぞれの構成部材の機能を発揮可能であれば材質は限定されない。つまり、これらの構成部材を樹脂にて形成してもよい。

また、上述の実施形態では、圧縮機１１とした電動圧縮機を採用した例を説明したが、圧縮機の形式はこれに限定されない。例えば、固定容量型の圧縮機構あるいは可変容量型の圧縮機構をエンジンにて回転駆動するエンジン駆動式の圧縮機を採用してもよい。

（４）上述の各実施形態の冷凍サイクル装置１０、１０ａの室内蒸発器２３の冷媒出口側に、室内蒸発器２３の冷媒圧力を予め定めた所定値以上とする蒸発圧力調整弁を配置してもよい。

この種の蒸発圧力調整弁としては、具体的に、内部に形成された冷媒通路の開度を調整する弁体と、この弁体に対して冷媒通路を閉塞させる側に付勢する荷重をかける弾性部材とを有し、冷媒通路の入口側冷媒圧力から弾性部材側に加わる外気圧を減算した圧力差の拡大に伴って、弁開度を増加させる構成のもの等を採用できる。

（５）上述の実施形態の除湿暖房モードでは、第１流量調整弁１４ａの弁開度を調整することによって、第１三方継手１３ａから加熱側ノズル部１５ａへ流入させる冷媒流量および第１三方継手１３ａから冷却側ノズル部２０ａへ流入させる冷媒流量の流量比を変化させ、室内蒸発器２３における冷媒蒸発圧力を調整した例を説明したが、室内蒸発器２３の冷媒蒸発圧力の調整はこれに限定されない。

例えば、冷却側ノズル部２０ａの上流側に配置される第４流量調整弁１４ｄの弁開度を調整することによって、流量比を変化させて室内蒸発器２３の冷媒蒸発圧力を調整してもよい。また、第１、第４流量調整弁１４ａ、１４ｄの双方の弁開度を調整することによって、流量比を変化させて室内蒸発器２３の冷媒蒸発圧力を調整してもよい。

（６）上述の実施形態の暖房モードの高加熱能力運転時には、圧縮機１１の冷媒吐出能力に基づいて第１流量調整弁１４ａの弁開度を調整した例を説明したが、第１流量調整弁１４ａの弁開度の調整はこれに限定されない。例えば、室内凝縮器１２出口側冷媒の乾き度を検出する乾き度センサを設け、この乾き度センサの検出値が０．５以上、かつ、０．８以下となるように第１流量調整弁１４ａの弁開度を調整してもよい。

（７）上述の第４〜第７実施形態では、第５開閉弁１８ｅを開くことによって、加熱側エジェクタ１５の加熱側冷媒吸引口１５ｄから吸引される冷媒の一部を圧縮機４１の吸入ポート４１ａから吸入した例を説明したが、さらに、第５開閉弁１８ｅを、第１流量調整弁１４ａ等と同様の構成の流量調整弁で構成してもよい。そして、この流量調整弁の弁開度を調整することによって、圧縮機４１の吸入ポート４１ａから吸入される冷媒の流量を調整して、加熱側エジェクタ１５における昇圧量を制御するようにしてもよい。

（８）上述の第３、第７実施形態では、それぞれ第１、第４実施形態の冷凍サイクル装置１０、１０ａに対して、補助加熱バイパス通路２４および第４開閉弁１８ｄを追加することによって、強暖房モードでの運転を実行可能に構成した例を説明したが、例えば、第２、第５、第６実施形態の冷凍サイクル装置１０、１０ａに対して、同様の構成を追加することによって強暖房モードでの運転を行うようにしてもよい。

（９）上述の各実施形態では、空調制御プログラムを実行することによって、各運転モードを切り替えた例を説明したが、各運転モードの切り替えはこれに限定されない。例えば、操作パネルに各運転モードを設定する運転モード設定スイッチを設け、当該運転モード設定スイッチの操作信号に応じて、冷房モード、弱除湿暖房モード、除湿暖房モードおよび暖房モードを切り替えるようにしてもよい。

（１０）また、上記各実施形態に開示された手段は、実施可能な範囲で適宜組み合わせてもよい。例えば、第２、第６、第７実施形態にて説明した加熱側エジェクタ１５、第３〜第５実施形態にて説明した冷凍サイクル装置１０、１０ａに適用してもよい。

また、第６、第７実施形態にて説明した加熱側エジェクタ１５の加熱側ノズル部１５ａの冷媒通路に、第２実施形態と同様のストレート部１５ｉを設けてもよい。また、第７実施形態にて説明したニードル弁１５ｍおよび駆動手段であるステッピングモータ１５ｎを第１、第２実施形態にて説明した加熱側エジェクタ１５に適用してもよい。

（１１）また、上述の第７、第９実施形態では、加熱側エジェクタ１５の加熱側ノズル部１５ａとして可変ノズルを採用した例を説明したが、さらに、弁体として加熱側ノズル部１５ａ内に形成される冷媒通路から加熱側ディフューザ部１５ｇの内部へ亘って延びる円錐形状のものを採用し、加熱側ノズル部１５ａの喉部（最小通路面積部）と同時に加熱側ディフューザ部１５ｇの冷媒通路面積を変更させる構成としてもよい。もちろん、冷却側エジェクタ２０の冷却側ノズル部２０ａとして可変ノズルを採用してもよい。

（１２）上述の実施形態では、冷媒としてＲ１３４ａあるいはＲ１２３４ｙｆを採用可能であることを説明したが、冷媒はこれに限定されない。例えば、Ｒ６００ａ、Ｒ４１０Ａ、Ｒ４０４Ａ、Ｒ３２、Ｒ１２３４ｙｆｘｆ、Ｒ４０７Ｃ等を採用することができる。または、これらの冷媒のうち複数種を混合させた混合冷媒等を採用してもよい。

１０、１０ａ 冷凍サイクル装置
１５ 加熱側エジェクタ
１５ａ 加熱側ノズル部
１５ｂ 加熱側ボデー部
１５ｃ 冷媒噴射口
１５ｄ 加熱側冷媒吸引口
１５ｅ 混合部
１５ｇ 加熱側ディフューザ部
１５ｈ 入口部
１５ｉ ストレート部

Claims (8)

1. 冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）、および前記圧縮機（１１）から吐出された高圧冷媒を熱源として熱交換対象流体を加熱する加熱用熱交換器（１２）と有する冷凍サイクル装置（１０、１０ａ）に適用され、
   冷媒を減圧させて冷媒噴射口（１５ｃ）から噴射するノズル部（１５ａ）と、
   前記ノズル部（１５ａ）から噴射される高速度の噴射冷媒の吸引作用によって冷媒を吸引する冷媒吸引口（１５ｄ）、および前記噴射冷媒と前記冷媒吸引口（１５ｄ）から吸引された吸引冷媒との混合冷媒を昇圧させる昇圧部（１５ｇ）が形成されたボデー部（１５ｂ）とを備えるエジェクタであって、
   前記加熱用熱交換器（１２）の入口側冷媒のエンタルピから出口側冷媒のエンタルピを減算したエンタルピ差をΔｉｃｏｎｄとし、
   前記加熱用熱交換器（１２）へ流入する冷媒流量をＧｒとし、
   さらに、前記エンタルピ差（Δｉｃｏｎｄ）と前記冷媒流量（Ｇｒ）との積算値を前記加熱用熱交換器（１２）における前記熱交換対象流体の加熱能力（Ｑｃ）としたときに、
   前記冷凍サイクル装置（１０、１０ａ）では、前記加熱能力（Ｑｃ）を極大値に近づけるために前記ノズル部（１５ａ）へ流入する冷媒の乾き度（ｘ）が０．５以上かつ０．８以下に調整されており、
   さらに、前記ボデー部（１５ｂ）の内部空間のうち、前記冷媒噴射口（１５ｃ）から前記昇圧部（１５ｇ）の入口部（１５ｈ）へ至る範囲には、前記噴射冷媒と前記吸引冷媒とを混合させる混合部（１５ｅ）が形成されており、
   前記混合部（１５ｅ）は、前記混合部（１５ｅ）内で気液二相状態の冷媒の流速が超音速状態から亜音速状態へ変化する際に生じる衝撃波が発生するように、冷媒流れ下流側に向かって冷媒通路面積が縮小する形状に形成され、
   前記入口部（１５ｈ）の冷媒通路面積は、前記冷媒噴射口（１５ｃ）の冷媒通路面積よりも小さく設定されていることを特徴とするエジェクタ。
2. 前記ノズル部（１５ａ）内に形成される冷媒通路の最下流側には、冷媒通路面積が一定に形成されたストレート部（１５ｉ）が設けら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。
3. 前記ストレート部（１５ｉ）の冷媒流れ方向の長さＬが、前記冷媒噴射口（１５ｃ）の相当直径（φＤ）と等しくなっていることを特徴とする請求項２に記載のエジェクタ。
4. 冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）、および前記圧縮機（１１）から吐出された高圧冷媒を熱源として熱交換対象流体を加熱する加熱用熱交換器（１２）と有する冷凍サイクル装置（１０、１０ａ）に適用され、
   冷媒を減圧させて冷媒噴射口（１５ｃ）から噴射するノズル部（１５ａ）と、
   前記ノズル部（１５ａ）から噴射される高速度の噴射冷媒の吸引作用によって冷媒を吸引する冷媒吸引口（１５ｄ）、および前記噴射冷媒と前記冷媒吸引口（１５ｄ）から吸引された吸引冷媒との混合冷媒を昇圧させる昇圧部（１５ｇ）が形成されたボデー部（１５ｂ）とを備えるエジェクタであって、
   前記加熱用熱交換器（１２）の入口側冷媒のエンタルピから出口側冷媒のエンタルピを減算したエンタルピ差をΔｉｃｏｎｄとし、
   前記加熱用熱交換器（１２）へ流入する冷媒流量をＧｒとし、
   さらに、前記エンタルピ差（Δｉｃｏｎｄ）と前記冷媒流量（Ｇｒ）との積算値を前記加熱用熱交換器（１２）における前記熱交換対象流体の加熱能力（Ｑｃ）としたときに、
   前記冷凍サイクル装置（１０、１０ａ）では、前記加熱能力（Ｑｃ）を極大値に近づけるために前記ノズル部（１５ａ）へ流入する冷媒の乾き度（ｘ）が０．５以上かつ０．８以下に調整されており、
   さらに、前記ボデー部（１５ｂ）の内部空間のうち、前記冷媒噴射口（１５ｃ）から前記昇圧部（１５ｇ）の入口部（１５ｈ）へ至る範囲には、前記噴射冷媒と前記吸引冷媒とを混合させる混合部（１５ｅ）が形成されており、
   前記混合部（１５ｅ）は、前記混合部（１５ｅ）内で気液二相状態の冷媒の流速が超音速状態から亜音速状態へ変化する際に生じる衝撃波が発生するように、冷媒流れ下流側に向かって冷媒通路面積が縮小する形状に形成され、
   前記ノズル部（１５ａ）内に形成される冷媒通路として、冷媒通路面積を徐々に縮小させる先細部（１５ｐ）、および前記先細部（１５ｐ）から前記冷媒噴射口（１５ｃ）へ冷媒を導く噴射部（１５ｑ）が設けられており、
   前記ノズル部（１５ａ）は、前記噴射部（１５ｑ）の軸方向断面における拡がり角度（θｎ）が、０°以上となっていることによって、前記混合部（１５ｅ）へ噴射される前記噴射冷媒を自由膨張させるように形成されていることを特徴とするエジェクタ。
5. 前記入口部（１５ｈ）の冷媒通路面積は、前記冷媒噴射口（１５ｃ）の冷媒通路面積よりも小さく設定されていることを特徴とする請求項４に記載のエジェクタ。
6. 前記ノズル部（１５ａ）へ流入する冷媒を前記ノズル部（１５ａ）の軸周りに旋回させる旋回空間（１５ｋ）を形成する旋回空間形成部材（１５ｏ）を備え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。
7. 前記ノズル部（１５ａ）の冷媒通路面積を変化させる弁体（１５ｍ）を備える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。
8. さらに、前記入口部（１５ｈ）へ流入する冷媒の流速が、二相音速（αｈ）より低い値となっていることを特徴とする請求項１ないし７のいずれか１つに記載のエジェクタ。

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