WO2012132317A1 - 減圧装置および冷凍サイクル装置 - Google Patents

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WO2012132317A1
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refrigerant
swirling
flow rate
space
decompression device
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PCT/JP2012/001917
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達博 鈴木
山田　悦久
西嶋　春幸
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株式会社デンソー
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    • B60H—ARRANGEMENTS OF HEATING, COOLING, VENTILATING OR OTHER AIR-TREATING DEVICES SPECIALLY ADAPTED FOR PASSENGER OR GOODS SPACES OF VEHICLES
    • B60H1/00—Heating, cooling or ventilating [HVAC] devices
    • B60H1/32—Cooling devices
    • B60H2001/3286—Constructional features
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • Y02B30/70—Efficient control or regulation technologies, e.g. for control of refrigerant flow, motor or heating

Definitions

  • the present disclosure relates to a decompression device applied to a refrigeration cycle apparatus and a refrigeration cycle apparatus including the same.
  • the pressure is reduced by a compressor that compresses and discharges at least the refrigerant, a radiator that exchanges heat between the refrigerant discharged from the compressor and the outside air to dissipate heat, a decompression device that decompresses the refrigerant flowing out of the radiator, and a decompressor.
  • a vapor compression refrigeration cycle apparatus including, as a constituent element, an evaporator that exchanges heat with the blown air that is blown into the air-conditioning target space to evaporate the refrigerant.
  • the state of the refrigerant flowing into the decompression device changes from the gas-liquid two-phase state to the liquid-phase state, or from the liquid-phase state to the gas-liquid two-phase.
  • the state may change to cross the saturated gas line.
  • Such a change in the state of the refrigerant straddling the saturated gas line is accompanied by a large change in the density of the refrigerant, and thus may greatly change the flow rate of the refrigerant flowing out of the decompression device.
  • a radiator that cools the refrigerant until it reaches a supercooled liquid phase state and flows out to the decompression device side is known. Yes. Further, in this type of subcooled condenser, by cooling the refrigerant until it reaches a supercooled liquid phase state, the enthalpy of the evaporator inlet side refrigerant can be reduced, and the refrigeration capacity exhibited by the evaporator can be expanded.
  • Patent Documents 1 and 2 in order to change the state of the refrigerant flowing into the nozzle portion of the ejector as a decompression device into a gas-liquid two-phase state, liquid phase refrigerant and gas phase refrigerant are caused to flow into the nozzle portion of the ejector.
  • a configuration is disclosed.
  • Patent Document 1 also discloses that by causing a gas-liquid two-phase refrigerant to flow into the nozzle portion of the ejector, boiling of the refrigerant in the nozzle portion can be promoted, and the nozzle efficiency can be improved. Yes.
  • the nozzle efficiency is defined as the energy conversion efficiency when the pressure energy of the refrigerant is converted into kinetic energy in the nozzle portion.
  • the refrigerant cannot be cooled until it reaches a supercooled liquid phase state.
  • the state of the refrigerant flowing into the gas phase becomes a gas-liquid two-phase state. Therefore, it is difficult to reliably stabilize the refrigerant flow rate flowing out from the decompression device.
  • the present disclosure has a first object to provide a decompression device that can suppress fluctuations in the flow rate of refrigerant flowing out to the downstream side with a simple configuration.
  • a second object of the present disclosure is to provide a refrigeration cycle apparatus including a decompression device that can suppress fluctuations in the flow rate of refrigerant flowing out to the downstream side with a simple configuration.
  • the decompression device applied to the refrigeration cycle apparatus includes a refrigerant inflow port through which the refrigerant flows in, a refrigerant outflow port through which the depressurized refrigerant flows out, and the refrigerant that has flowed in from the refrigerant inflow port. And a main body that forms a swirl space for swirling.
  • the refrigerant outlet is configured to have a throttle that reduces the refrigerant passage area and depressurizes the refrigerant.
  • the refrigerant swirling in the swirling space is a gas-phase refrigerant on the inner peripheral side rather than the outer peripheral side of the swirling center line.
  • the swirl space is configured to swirl at a swirling flow velocity in which a large amount of swirl exists.
  • the refrigerant outlet is disposed on an extension line of the turning center line.
  • the refrigerant that has flowed into the swirling space from the refrigerant inlet is swirled at a swirling flow velocity at which the gas-phase refrigerant increases from the outer peripheral side of the swirling center line to the inner peripheral side, and the refrigerant outlet is swirled. Since it is arranged on the extended line of the center line, the gas-liquid mixed phase refrigerant with a large gas phase ratio can be discharged from the refrigerant outlet while reducing the pressure.
  • the refrigerant flowing into the swirling space from the refrigerant inlet is in a gas-liquid two-phase state
  • the liquid phase refrigerant with high density is unevenly distributed on the outer peripheral side of the swirling center by the action of centrifugal force.
  • More gas phase refrigerant is present on the inner peripheral side than on the outer peripheral side. Therefore, the refrigerant in the gas-liquid two-phase state can be allowed to flow out while being decompressed from the refrigerant outlet arranged on the extension line of the turning center line.
  • the refrigerant pressure near the swirling center line is reduced to a pressure at which the refrigerant boils under reduced pressure (causes cavitation) by the action of centrifugal force.
  • it can be set as the state where there exists much gaseous-phase refrigerant
  • the gas-liquid mixed phase refrigerant can be discharged from the refrigerant outlet while reducing the pressure.
  • the refrigerant in the gas-liquid mixed phase state does not mean only the refrigerant in the gas-liquid two-phase state, but also includes the refrigerant in a state where bubbles are mixed in the refrigerant in the supercooled liquid phase state.
  • the refrigerant in the gas-liquid mixed phase can be flowed out from the refrigerant outlet regardless of the state of the refrigerant flowing in from the refrigerant inlet.
  • a decompression device that can suppress fluctuations in the flow rate of the refrigerant that flows out to the downstream side with a simple configuration without complicating the cycle configuration.
  • the turning center line is not necessarily limited to one formed in a straight line, but includes one formed in a curved line depending on the shape of the swirling space and the swirling flow velocity of the refrigerant swirling in the swirling space.
  • the turning center is the place where the pressure of the refrigerant is the lowest
  • the turning center line is a line connecting the places where the pressure is the lowest in the cross section perpendicular to the opening direction of the refrigerant outlet in the turning space. It can also be expressed as
  • the swirling flow velocity means the flow velocity of the swirling direction component of the refrigerant at a predetermined location on the vertical section of the swirling center line.
  • the flow velocity in the swirling direction of the refrigerant on the outermost peripheral side of the swirling space can be adopted. Accordingly, the swirling flow velocity varies depending on the cross-sectional shape or cross-sectional area of the swirling space.
  • the swirling space may be formed including a tapered space whose cross-sectional area gradually decreases in the opening direction of the refrigerant outlet.
  • the refrigerant outlet is connected to the divergent taper portion that gradually increases the refrigerant passage area of the refrigerant passage on the downstream side, and further, by the refrigerant injected from the divergent taper portion.
  • You may provide the body part in which the refrigerant
  • the so-called Laval nozzle can be configured by changing the passage cross-sectional area of the refrigerant passage formed by the tapered space, the refrigerant outlet and the divergent taper portion, and the body portion is provided, the entire decompression device is The function as an ejector can be exhibited.
  • a capillary tube may be connected to the refrigerant outlet.
  • the decompression device may include a turning flow rate adjusting unit that adjusts the turning flow rate.
  • the swirling flow rate adjusting unit may be configured by an inflow side flow rate adjusting valve that adjusts the flow rate of the refrigerant flowing into the swirling space from the refrigerant inflow port.
  • the main body portion is provided with the auxiliary refrigerant inlet that allows the refrigerant to flow into the swirling space, and the inflow direction of the refrigerant flowing into the swirling space from the refrigerant inlet and the auxiliary
  • the inflow direction of the refrigerant flowing into the swirl space from the refrigerant inlet is in a different direction
  • the swirl flow rate adjusting unit adjusts the flow rate of the refrigerant flowing from the refrigerant inlet into the swirl space.
  • at least one may be comprised among the auxiliary inflow side flow regulating valves which adjust the flow volume of the refrigerant
  • the swirling flow rate adjustment unit may be configured with an outflow-side flow rate adjustment valve that adjusts the flow rate of the refrigerant flowing out from the refrigerant outlet.
  • the refrigeration cycle apparatus may include the above-described decompression apparatus. According to this, it is possible to provide a refrigeration cycle apparatus including a decompression device that can suppress fluctuations in the flow rate of the refrigerant that flows out to the downstream side with a simple configuration.
  • FIG. 1 is an overall configuration diagram of a vapor compression refrigeration cycle apparatus 10 including a decompression device 14 of the present embodiment.
  • the refrigeration cycle apparatus 10 is applied to a vehicle air conditioner, and is configured to cool blown air that is blown into a vehicle interior that is an air-conditioning target space.
  • the compressor 12 sucks the refrigerant and discharges it until it becomes a high-pressure refrigerant.
  • the compressor 12 of the present embodiment is an electric compressor configured by housing a fixed capacity type compression mechanism 12a and an electric motor 12b for driving the compression mechanism 12a in a common housing.
  • the compression mechanism 12a various compression mechanisms such as a scroll type compression mechanism and a vane type compression mechanism can be adopted.
  • the electric motor 12b is controlled in its operation (number of rotations) by a control signal output from a control device to be described later, and may adopt either an AC motor or a DC motor.
  • the refrigerant inlet side of the condenser 13 a of the radiator 13 is connected to the discharge port of the compressor 12.
  • the radiator 13 is a heat exchanger for radiating heat to dissipate and cool the high-pressure refrigerant by exchanging heat between the high-pressure refrigerant discharged from the compressor 12 and the outside air (outside air) blown by the cooling fan 13a. is there.
  • the radiator 13 is a condensing unit that exchanges heat between the high-pressure gas-phase refrigerant discharged from the compressor 12 and the outside air blown from the cooling fan 13a, and radiates and condenses the high-pressure gas-phase refrigerant.
  • 13a a receiver unit 13b that separates the gas-liquid refrigerant flowing out from the condensing unit 13a and stores the liquid-phase refrigerant, and a liquid phase refrigerant that flows out from the receiver unit 13b and the outside air blown from the cooling fan 13a exchange heat.
  • This is a so-called subcool type condenser having a supercooling section 13c for supercooling the liquid phase refrigerant.
  • the refrigeration cycle apparatus 10 of the present embodiment employs an HFC refrigerant (specifically, R134a) as the refrigerant, and constitutes a subcritical refrigeration cycle apparatus in which the high-pressure side refrigerant pressure does not exceed the critical pressure of the refrigerant. is doing.
  • an HFO-based refrigerant specifically, R1234yf
  • R1234yf an HFO-based refrigerant or the like may be adopted as long as it is a refrigerant constituting the subcritical refrigeration cycle apparatus.
  • the cooling fan 13a is an electric blower in which the rotation speed (the amount of blown air) is controlled by a control voltage output from the control device.
  • a refrigerant inlet 141 of the decompression device 14 is connected to the refrigerant outlet side of the supercooling portion 13 c of the radiator 13.
  • the decompression device 14 is a decompression unit that decompresses the supercooled high-pressure liquid-phase refrigerant that has flowed out of the radiator 13 and flows it downstream.
  • FIGS. 2A is a sectional view in the axial direction of the decompression device 14, and FIG. 2B is a sectional view taken along the line AA in FIG. Furthermore, the up and down arrows in FIGS. 2A and 2B indicate the up and down directions in a state where the refrigeration cycle apparatus 10 is applied to a vehicle air conditioner.
  • the decompression device 14 includes a main body 140 that forms a swirl space SS in which the refrigerant flowing from the refrigerant inlet 141 is swirled.
  • the main body 140 is constituted by a metal hollow container formed in a substantially conical shape whose outer shape tapers toward the vertically lower side.
  • the swirl space SS formed inside the main body 140 is also formed to include a conical (tapered) space along the external shape of the main body 140.
  • the refrigerant inflow port 141 is provided on the conical side surface of the main body 140 on the side where the axial vertical sectional area of the conical space is large (the upper side in this embodiment), and when viewed from the upper side, As shown in FIG. 2B, the inflow direction of the refrigerant flowing into the swirl space SS and the tangential direction of the axially vertical cross section of the swirl space SS having a substantially circular shape coincide with each other.
  • the refrigerant flowing in from the refrigerant inflow port 141 flows along the inner wall surface of the main body 140 as shown by the thick arrows in FIGS. 2A and 2B and swirls in the swirling space SS.
  • the refrigerant inlet 141 does not have to be provided so that the inflow direction of the refrigerant flowing into the swirl space SS completely coincides with the tangential direction of the axial vertical section of the swirl space SS, and at least the swirl space SS
  • An axial component of the swirl space SS may be included as long as it includes a tangential component of the axial vertical cross section.
  • the refrigerant outlet 142 is provided on one end side in the axial direction (the lower side in the present embodiment) that becomes the conical top portion of the main body 140, and the outflow direction of the refrigerant flowing out of the swirl space SS is that of the swirl space SS. It is arranged substantially coaxially with the axial direction. Therefore, the swirling space SS of the present embodiment is formed to include a tapered space in which the axial vertical sectional area of the swirling space SS gradually decreases toward the opening direction of the refrigerant outlet 142.
  • the swirl space SS of the present embodiment is a space having a shape in which a columnar space and a conical space are coaxially coupled. Therefore, when a line connecting the swirling centers of the refrigerant swirling in the swirling space SS is defined as a swirling center line CL, the swirling center line CL is not always a straight line due to a disturbance of the refrigerant flow or the like. It almost coincides with the axial direction of SS. Therefore, the refrigerant outlet 142 of the present embodiment is disposed on an extension line on one end side of the turning center line CL.
  • the swirl space SS is formed to include a tapered space, swirling of the refrigerant swirling on the side where the cross-sectional area perpendicular to the axial direction becomes smaller (one end side of the swirl center line CL) in the tapered space.
  • the flow velocity and the swirling flow velocity of the refrigerant swirling on the side where the cross-sectional area perpendicular to the axial direction becomes larger (the other end side of the swiveling center line CL) in the tapered space have different values.
  • the flow velocity in the swirl direction of the refrigerant in the vicinity of the outermost periphery of the swirl space SS in the vertical section of the swirl center line CL is adopted as the swirl flow velocity.
  • the refrigerant pressure in the vicinity of the turning center line CL becomes lower than the outer peripheral side of the turning center line CL. Since the refrigerant pressure in the vicinity of the turning center line CL decreases as the centrifugal force increases, the refrigerant pressure in the vicinity of the turning center line CL increases as the turning flow speed of the refrigerant turning in the turning space SS increases. Decreases.
  • the passage sectional area of the refrigerant inlet 141 is Ain
  • the passage sectional area of the refrigerant outlet 142 is Aout
  • the maximum sectional area perpendicular to the axial direction of the swirl space SS that is, FIG. 2.
  • Ain, Aout, and Ass are determined so as to satisfy the following formulas F1 and F2, where As is the sectional area of the swirling space SS in (a).
  • Ain / Aout is about 2
  • Ass / Aout is about 10.
  • Ain / Aout in Formula F1 is the ratio of the passage sectional area of the refrigerant inlet 141 to the passage sectional area of the first refrigerant outlet 142, the refrigerant inlet 141 decreases as Ain / Aout decreases.
  • the flow rate of the refrigerant flowing into the swirl space SS increases, and the flow rate of the refrigerant swirling in the swirl space SS can be increased.
  • Ain / Aout has an appropriate range for sufficiently reducing the refrigerant pressure in the vicinity of the turning center line CL in the turning space SS.
  • Ass / Aout in the formula F2 is a ratio of the maximum cross-sectional area of the swirling space SS to the passage cross-sectional area of the refrigerant outlet 142, and the refrigerant inlet 141 is disposed on the outermost peripheral side of the swirling space SS. Since the outflow port 142 is disposed on the extension of the turning center line CL, it can be used as an index indicating the distance between the turning center and the outermost peripheral side of the turning flow. Further, in order to sufficiently grow the swirling flow of the refrigerant swirling in the swirling space SS, it is desirable to secure a sufficient distance between the swirling center and the outermost periphery of the swirling flow.
  • the present inventors conducted a confirmation test. As shown in FIG. 3, Ain, so as to satisfy Formulas F1 and F2, regardless of the state of the refrigerant flowing in from the refrigerant inlet 141, By determining Aout and Ass, even when the supercooled liquid phase refrigerant flows from the refrigerant inlet 141, the refrigerant pressure in the vicinity of the turning center line CL is reduced until the refrigerant boils under reduced pressure (that is, cavitation occurs). It has been confirmed that a swirling flow velocity can be reduced.
  • the refrigerant outlet 142 refrigerant passage cross-sectional area is the smallest in the refrigerant passage through which the refrigerant flowing out of the swirling space SS flows. Accordingly, the refrigerant outlet 142 functions as a fixed throttle that reduces the refrigerant passage area and depressurizes the refrigerant.
  • the refrigerant outlet 142 is formed at the conical top of the main body 140, the conical inner wall surface of the main body 140 and the refrigerant outlet 142 form a refrigerant passage that functions as a nozzle. . Furthermore, in the present embodiment, the shape of the refrigerant passage increases the flow rate of the refrigerant flowing out from the refrigerant outlet 142 so as to approach the speed of sound.
  • the refrigerant inlet side of the evaporator 15 is connected to the refrigerant outlet 142 of the decompression device 14.
  • the evaporator 15 evaporates the low-pressure refrigerant and exhibits an endothermic effect by exchanging heat between the low-pressure refrigerant decompressed when passing through the refrigerant outlet 142 and the blown air blown into the vehicle compartment from the blower fan 15a. This is an endothermic heat exchanger.
  • the blower fan 15a is an electric blower in which the number of rotations (the amount of blown air) is controlled by a control voltage output from the control device.
  • the outlet side of the evaporator 15 is connected to the suction side of the compressor 12.
  • a control device includes a known microcomputer including a CPU, a ROM, a RAM, and the like and its peripheral circuits. This control device performs various calculations and processes based on the control program stored in the ROM, and controls the operations of the above-described various electric actuators 12b, 13a, 15a and the like.
  • control device is provided with a detection value of a sensor group (not shown) such as an outside air sensor for detecting an outside air temperature, an inside air temperature sensor for detecting a passenger compartment temperature, an operation switch for operating a vehicle air conditioner, and the like.
  • a detection value of a sensor group such as an outside air sensor for detecting an outside air temperature, an inside air temperature sensor for detecting a passenger compartment temperature, an operation switch for operating a vehicle air conditioner, and the like.
  • Various operation signals of an operation panel are input.
  • control device of the present embodiment is configured integrally with a control unit that controls the operation of various control target devices connected to the output side of the control device.
  • a configuration (hardware and software) for controlling the operation constitutes a control unit of each control target device.
  • operation of the electric motor 12b of the compressor 12 comprises the discharge capability control part.
  • the control device operates the electric motor 12b, the cooling fan 13a, the blower fan 15a, and the like of the compressor 12. Thereby, the compressor 12 sucks the refrigerant, compresses it, and discharges it.
  • the refrigerant that has dissipated heat in the condensing unit 13a is gas-liquid separated in the receiver unit 13b.
  • the liquid phase refrigerant separated from the gas and liquid by the receiver unit 13b exchanges heat with the blown air blown from the cooling fan 13a by the supercooling unit 13c, and further dissipates heat to become a supercooled liquid phase refrigerant.
  • the refrigerant pressure in the vicinity of the turning center line CL decreases as the refrigerant turns.
  • the refrigerant in the vicinity of the turning center line CL is boiled under reduced pressure, and the refrigerant in the gas-liquid mixed phase flows out from the refrigerant outlet 142 arranged on the extension line of the turning center line CL.
  • the refrigerant flowing out of the refrigerant outlet 142 is decompressed in an enthalpy manner until it becomes a low-pressure refrigerant when passing through the refrigerant outlet 142.
  • the refrigerant decompressed at the refrigerant outlet 142 flows into the evaporator 15 and absorbs heat from the blown air blown by the blower fan 15a to evaporate. Thereby, the blowing air blown into the passenger compartment is cooled.
  • the refrigerant flowing out of the evaporator 15 is sucked into the compressor 12 and compressed again.
  • the evaporator 15 can cool the blown air blown into the passenger compartment by exerting an endothermic effect on the refrigerant. Furthermore, since the refrigeration cycle apparatus 10 of the present embodiment employs the pressure reducing device 14, even if the state of the refrigerant flowing out from the radiator 13 changes, the refrigerant flow rate flowing out from the pressure reducing device 14 is stabilized. The refrigeration cycle apparatus 10 can exhibit a stable cooling capacity.
  • a subcool type condenser is employed as the radiator 13, and therefore the supercooled liquid phase refrigerant can be supplied to the decompression device 14 under the normally assumed operating conditions.
  • a subcool type condenser is employed, for example, when the outside temperature suddenly rises, the refrigerant flowing out of the radiator 13 and flowing into the decompression device 14 becomes a gas-liquid two-phase state. There is a risk that.
  • the refrigerant outlet 142 is provided regardless of whether the refrigerant flowing from the refrigerant inlet 141 is in the supercooled liquid phase state or the gas-liquid two phase state.
  • the refrigerant in the gas-liquid mixed phase state can be discharged while reducing the pressure.
  • fluctuations in the flow rate of the refrigerant that flows out downstream can be suppressed.
  • the gas phase refrigerant is present more on the inner peripheral side than on the outer peripheral side of the swivel center line CL.
  • the change in the refrigerant flow rate can be greatly suppressed.
  • the conical inner wall surface of the main body 140 and the refrigerant outlet 142 form a refrigerant passage functioning as a nozzle, and the flow velocity of the refrigerant flowing out from the refrigerant outlet 142 is increased to a high speed close to the sound speed. Even if a disturbance occurs in the refrigerant flow on the downstream side of the refrigerant outlet 142, the disturbance of the refrigerant flow on the downstream side can be prevented from being transmitted into the swirl space SS via the first refrigerant outlet 142.
  • the flow rate of the refrigerant flowing out from the swirling space SS through the refrigerant outlet 142 can be further stabilized, and the gas-phase refrigerant in the swirling space SS is more on the inner peripheral side than the outer peripheral side of the swirling center line CL.
  • the effect obtained by swirling the refrigerant at a swirling flow velocity in which a large amount of is present can be reliably obtained.
  • the flow rate of the refrigerant flowing out from the decompression device 14 with a simple configuration without causing complication of the cycle configuration regardless of the state of the refrigerant flowing in from the refrigerant inlet 141. Can be suppressed.
  • the refrigeration cycle device 10 can exhibit a stable cooling capacity.
  • FIG. 5 is a side view showing a partial cross section of the decompression device 14 of the present embodiment.
  • the same or equivalent parts as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals. The same applies to the following drawings.
  • This inflow-side flow rate adjustment valve 143 changes the refrigerant passage area of the refrigerant inlet 141 and changes the flow rate of the refrigerant flowing from the refrigerant inlet 141 into the swirling space SS, thereby turning the refrigerant in the swirling space SS. The flow rate is changed.
  • the inflow-side flow rate adjustment valve 143 includes a valve body 143a that adjusts the opening degree of the refrigerant inlet 141, and an electric actuator 143b that displaces the valve body 143a. Further, the operation of the electric actuator 143b is controlled by a control signal output from the control device.
  • the control device detects the temperature and pressure of the refrigerant that has flowed out of the radiator 13, and calculates the degree of supercooling of the refrigerant from these detected values. Then, the control device refers to the control map stored in advance in the storage circuit of the control device based on the calculated degree of supercooling, and the gas phase ratio (dryness) of the refrigerant flowing out from the refrigerant outlet 142 Controls the operation of the electric actuator 143b so as to approach the predetermined target dryness.
  • the control device controls the operation of the electric actuator 143b and the valve body 143a changes the refrigerant passage area of the refrigerant inlet 141
  • the refrigerant flow rate flowing out from the refrigerant outlet 142 also changes.
  • the change in the refrigerant flow rate for adjusting the gas phase ratio of the refrigerant flowing out from the refrigerant outlet port 142 is extremely small with respect to the change in the refrigerant flow rate due to the state change of the refrigerant flowing in from the refrigerant inlet port 141.
  • the flow rate of the refrigerant flowing out from the decompression device 14 can be reduced with a simple configuration without complicating the cycle configuration regardless of the state of the refrigerant flowing in from the refrigerant inlet 141. Variation can be suppressed. As a result, similarly to the first embodiment, the refrigeration cycle apparatus 10 can exhibit a stable cooling capacity.
  • FIG. 6 is a side view showing a partial cross section of the decompression device 14 of the present embodiment, and corresponds to FIG. 5 of the second embodiment.
  • the auxiliary refrigerant inlet 144 is on the other axial end side (the upper side in the present embodiment) that becomes the conical bottom surface of the main body 140, and the inflow direction of the refrigerant flowing into the swirl space SS is the axial direction of the swirl space SS. And are arranged substantially coaxially.
  • the inflow direction of the refrigerant flowing into the swirl space SS from the refrigerant inlet 141 and the inflow direction of the refrigerant flowing into the swirl space SS from the auxiliary refrigerant inlet 144 are different from each other, and the refrigerant outlet 142
  • the direction connecting the central portion of the auxiliary refrigerant inlet 144 and the central portion of the auxiliary refrigerant inlet 144 is parallel to the axial direction of the swirling space SS.
  • the bypass passage 145 is a refrigerant passage through which the refrigerant flowing out of the supercooling portion 13 c of the radiator 13 flows through the inflow side flow rate adjustment valve 143.
  • Other configurations and operations are the same as those of the second embodiment.
  • the refrigeration cycle apparatus 10 of the present embodiment when the refrigeration cycle apparatus 10 of the present embodiment is operated, not only the same effects as in the second embodiment can be obtained, but also the refrigerant can enter the swirl space SS via the bypass passage 145 and the auxiliary refrigerant inlet 144. Therefore, fluctuations in the flow rate of the refrigerant that flows out from the decompression device 14 to the downstream side can be effectively suppressed as compared with the second embodiment. As a result, the refrigeration cycle apparatus 10 can exhibit a more stable cooling capacity.
  • FIG. 7 is a side view showing a partial cross section of the decompression device 14 of the present embodiment, and corresponds to FIG. 5 of the second embodiment.
  • the basic configuration of the auxiliary inflow side flow rate adjustment valve 146 is the same as that of the inflow side flow rate adjustment valve 143 of the second embodiment. Therefore, the auxiliary inflow side flow rate adjustment valve 146 also includes a valve body 146a that adjusts the opening degree of the auxiliary refrigerant inlet 144 and an electric actuator 146b that displaces the valve body 146a.
  • the control device detects the temperature and pressure of the refrigerant that has flowed out of the radiator 13, and calculates the degree of supercooling of the refrigerant from these detected values. Then, the control device refers to the control map stored in advance in the storage circuit of the control device based on the calculated degree of supercooling, and the gas phase ratio (dryness) of the refrigerant flowing out from the refrigerant outlet 142 Controls the operation of the electric actuator 146b so as to approach the predetermined target dryness.
  • FIG. 8 is a side view showing a partial cross section of the decompression device 14 of the present embodiment, and corresponds to FIG. 5 of the second embodiment.
  • the control device detects the temperature and pressure of the refrigerant that has flowed out of the radiator 13, and calculates the degree of supercooling of the refrigerant from these detected values. Then, the control device refers to the control map stored in advance in the storage circuit of the control device based on the calculated degree of supercooling, and the gas phase ratio (dryness) of the refrigerant flowing out from the refrigerant outlet 142 Controls the operation of both the electric actuators 143b and 146b so as to approach the predetermined target dryness.
  • FIG. 9 is a side view showing a partial cross section of the decompression device 14 of the present embodiment, and corresponds to FIG. 5 of the second embodiment.
  • the outflow-side flow rate adjustment valve 147 changes the swirling flow velocity of the refrigerant in the swirling space SS by changing the refrigerant passage area of the refrigerant outlet 142 and changing the flow rate of the refrigerant flowing out of the refrigerant outlet 142. is there.
  • the outflow-side flow rate adjustment valve 147 includes a valve body 147a made of a spherical body that adjusts the opening degree of the refrigerant outlet 142, and an electric actuator 147b that displaces the valve body 147a. Yes. Furthermore, the electric actuator 147b is disposed on the downstream side of the refrigerant outlet 142, and its operation is controlled by a control signal output from the control device.
  • the control device detects the temperature and pressure of the refrigerant that has flowed out of the radiator 13, and calculates the degree of supercooling of the refrigerant from these detected values. Then, the control device refers to the control map stored in advance in the storage circuit of the control device based on the calculated degree of supercooling, and the gas phase ratio (dryness) of the refrigerant flowing out from the refrigerant outlet 142 Controls the operation of the electric actuator 147b so as to approach the predetermined target dryness.
  • FIG. 10 is a side view showing a partial cross section of the decompression device 14 of the present embodiment, and corresponds to FIG. 5 of the second embodiment.
  • the outflow side flow rate adjustment valve 147 of the present embodiment includes a valve body 147c formed of a needle valve that adjusts the opening degree of the refrigerant outlet 142, and an electric actuator 147b that displaces the valve body 147c. Configured.
  • the electric actuator 147b of this embodiment is disposed on the upstream side of the refrigerant outlet 142.
  • Other configurations and operations are the same as those in the sixth embodiment. Even if the outflow side flow rate adjustment valve 147 is configured as in the present embodiment, the same effect as in the sixth embodiment can be obtained.
  • FIG. 11 is a side view showing a partial cross section of the decompression device 14 of the present embodiment, and corresponds to FIG. 5 of the second embodiment.
  • Other configurations and operations are the same as those of the fifth embodiment. Even if the swirl flow rate adjusting unit is configured by the inlet flow rate adjusting valve 143, the auxiliary inlet flow rate adjusting valve 146, and the outlet side flow rate adjusting valve 147 as in the present embodiment, the same effect as in the fifth embodiment is obtained. be able to.
  • Non embodiment In this embodiment, the configuration of the decompression device is changed with respect to the first embodiment, and as shown in the overall configuration diagram of FIG. 12, a refrigeration cycle device including an ejector that functions as a refrigerant decompression unit and a refrigerant circulation unit ( An example in which the ejector refrigeration cycle apparatus 11 is configured will be described.
  • FIG. 13 is a sectional view in the axial direction of the decompression device 24 of the present embodiment.
  • the decompression device 24 of the present embodiment includes a main body 240 having the same configuration as the main body 140 of the decompression device 14 of the first embodiment. Accordingly, the main body 240 has a swirl space SS for swirling the refrigerant therein, and is provided with a refrigerant inlet 241 and a refrigerant outlet 242.
  • the decompression device 24 of the present embodiment has a divergent taper portion 244 that gradually widens the refrigerant passage area on the downstream side of the refrigerant outlet port 242, and a refrigerant suction that draws in the refrigerant by the jetted refrigerant ejected from the divergent taper portion 244.
  • a body portion 245 formed with a diffuser portion 245b for mixing and increasing the pressure of the inlet 245a and the injected refrigerant and the suction refrigerant sucked from the refrigerant suction port 245a.
  • the end wide taper portion 244 is connected to a refrigerant outlet 242 that functions as a throttle.
  • the conical inner wall surface of the main body 240 of the decompression device 24, the inner wall surfaces of the refrigerant outlet 242 and the divergent taper portion 244 form a refrigerant passage that functions as a so-called Laval nozzle. That is, the refrigerant outlet 242 of the present embodiment constitutes the throat where the refrigerant passage area is reduced most in the Laval nozzle.
  • the body part 245 is formed in a substantially cylindrical shape, and the outer peripheral side of the main body part 240 is fixed to one end thereof by a part such as press-fitting.
  • the refrigerant suction port 245a is a suction port that sucks the refrigerant on the downstream side of the suction side evaporator 25, which will be described later, into the body portion 245, and is disposed on the outer peripheral side of the main body portion 240 and the divergent taper portion 244. It is provided so as to communicate with the refrigerant injection port.
  • the space formed between the inner peripheral surface of the body portion 245 and the conical outer peripheral surface of the main body portion 240 and between the inner peripheral surface of the body portion 245 and the outer peripheral surface of the divergent taper portion is the refrigerant suction port 245a.
  • the diffuser portion 245b is arranged on the downstream side of the refrigerant flow of the refrigerant injection port and the refrigerant suction port 245a of the divergent taper portion 244, and is formed in a shape that gradually increases the refrigerant passage area.
  • the action of decelerating and increasing the flow velocity of the mixed refrigerant of the refrigerant injected from the refrigerant injection port of the divergent taper portion 244 and the suction refrigerant sucked from the refrigerant suction port 245a that is, the velocity energy of the mixed refrigerant is increased. It acts to convert pressure energy.
  • the decompression device 240 of the present embodiment can form a Laval nozzle by the main body portion 240 and the divergent taper portion 244, and includes the body portion 245.
  • the function as an ejector described in Patent Document 1 can be exhibited.
  • the refrigerant outlet of the radiator 13 of the present embodiment is connected to the refrigerant inlet of the branch portion 21 that branches the refrigerant flow.
  • the branch part 21 is configured by a three-way joint having three inlets and outlets, and one of the inlets and outlets is a refrigerant inlet and two of them are refrigerant outlets.
  • Such a three-way joint may be constituted by joining pipes having different pipe diameters, or may be constituted by providing a plurality of refrigerant passages having different passage diameters in a metal block or a resin block.
  • the refrigerant inlet 241 of the decompression device 24 is connected to one refrigerant outlet of the branch part 21, and the suction side evaporation is connected to the other refrigerant outlet via a fixed throttle 22 as a branch side decompression part.
  • a device 25 is connected.
  • An orifice, a capillary tube, or the like can be used as the fixed throttle 22.
  • the suction-side evaporator 25 evaporates the low-pressure refrigerant and exchanges heat by exchanging heat between the low-pressure refrigerant decompressed by the fixed throttle 22 and the blown air that has passed through the evaporator 15 blown from the blower fan 15a. This is an endothermic heat exchanger to be exhibited.
  • the basic configuration of the suction side evaporator 25 is the same as that of the evaporator 15.
  • a refrigerant suction port 245 a of the decompression device 24 is connected to the refrigerant outlet side of the suction side evaporator 25.
  • the evaporator 15 is referred to as the outflow side evaporator 15 in the following description.
  • the refrigerant outlet side of the diffuser portion positioned on the refrigerant flow downstream side of the refrigerant outlet 242 of the decompression device 24 is connected to the refrigerant inlet side of the outlet side evaporator 15, and the refrigerant outlet side of the outlet side evaporator 15 is The suction side of the compressor 12 is connected. The suction side of the compressor 12 is connected to the second refrigerant outlet 142 of the decompression device 24.
  • Other configurations are the same as those of the first embodiment.
  • the control device operates the compressor 12
  • the high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from the compressor 12 flows into the radiator 13 and condenses.
  • the flow of the high-pressure refrigerant that has flowed out of the radiator 13 is divided into a flow that flows into the refrigerant inlet 241 of the decompression device 24 and a flow that flows into the fixed throttle 22 at the branch portion 21.
  • the high-pressure refrigerant that has flowed from the branch portion 21 to the decompression device 24 side swirls in the swirling space SS and flows out from the refrigerant outlet 242.
  • the refrigerant in the gas-liquid mixed phase flows out from the refrigerant outlet 242 arranged on the extension line of the turning center line CL.
  • the refrigerant flowing out from the refrigerant outlet 242 is decompressed when passing through the refrigerant outlet 242. More specifically, in the decompression device 24 of the present embodiment, the main body portion 240 and the divergent taper portion 244 constitute a Laval nozzle, so that the refrigerant passing through the refrigerant outlet 242 is isentropically depressurized and divergent taper. It is injected at a flow velocity exceeding the speed of sound from the refrigerant injection port of the portion 244.
  • the refrigerant that has flowed out of the suction-side evaporator 25 is sucked from the refrigerant suction port 245a by the suction action of the injection refrigerant.
  • the injection refrigerant injected from the divergent taper portion 244 and the suction refrigerant sucked from the refrigerant suction port 245a flow into the diffuser portion 245b of the decompression device 24.
  • the velocity energy of the refrigerant is converted into pressure energy by expanding the refrigerant passage area.
  • the pressure of the mixed refrigerant rises while the injected refrigerant and the suction refrigerant are mixed.
  • the refrigerant flowing out from the second refrigerant outlet 243 is decompressed by an enthalpy until it becomes an intermediate pressure refrigerant when passing through the second refrigerant outlet 242 to reduce its pressure.
  • the refrigerant decompressed at the second refrigerant outlet 242 merges with the refrigerant discharged from the compressor 12 and is sucked into the compressor 12.
  • the refrigerant that has flowed out from the branch portion 21 toward the throttle mechanism 27 side is decompressed and expanded in an enthalpy manner by the fixed throttle 22 and flows into the suction-side evaporator 25.
  • the refrigerant that has flowed into the suction side evaporator 25 absorbs heat from the blown air that is blown by the blower fan 15 a and cooled by the outflow side evaporator 15, and evaporates. Thereby, the blowing air blown into the passenger compartment is further cooled.
  • the refrigerant that has flowed out of the suction side evaporator 25 is sucked from the refrigerant suction port 245a.
  • the blast air blown from the blower fan 16a can be cooled by passing it in the order of the outflow side evaporator 15 ⁇ the suction side evaporator 25.
  • the refrigerant evaporation pressure of the outflow side evaporator 15 is increased after the pressure is increased by the diffuser portion 245b, and the refrigerant evaporation pressure of the suction side evaporator 25 is set to the lowest pressure immediately after being reduced at the refrigerant outlet 242. be able to.
  • the refrigerant evaporation pressure (refrigerant evaporation temperature) of the suction side evaporator 25 can be made lower than the refrigerant evaporation pressure (refrigerant evaporation temperature) of the outflow side evaporator 15.
  • the temperature difference between the refrigerant evaporation temperature of the outflow side evaporator 15 and the suction side evaporator 25 and the blown air can be secured, and the blown air can be efficiently cooled.
  • the refrigeration cycle apparatus 11 of the present embodiment employs the pressure reducing device 24 that functions as an ejector, the refrigerant flow rate flowing out from the refrigerant outlet 241 of the pressure reducing device 24 is stabilized as in the first embodiment.
  • the effect of improving the cycle efficiency as the above-described ejector refrigeration cycle apparatus can be obtained with certainty.
  • the refrigerant flowing out from the refrigerant inlet 241 is brought into a gas-liquid mixed phase state (a gas-liquid two-phase state or a state where bubbles are mixed in the liquid phase refrigerant). it can.
  • the main body portion 240, the refrigerant outlet port 242 and the divergent taper portion 244 form a refrigerant passage that functions as a Laval nozzle, and the refrigerant flows at a flow rate exceeding the speed of sound from the refrigerant injection port of the divergent taper portion 244. Therefore, even if a disturbance occurs in the refrigerant flow on the downstream side of the refrigerant distributor 24, the disturbance in the refrigerant flow on the downstream side may be transmitted into the swirl space SS via the refrigerant outlet 242. Can be suppressed.
  • the flow rate of the refrigerant flowing out from the swirling space SS through the refrigerant outlet 242 can be stabilized, and more gas phase refrigerant is present in the swirling space SS on the inner peripheral side than on the outer peripheral side of the swirling center line CL.
  • the effect obtained by swirling the refrigerant at the existing swirling flow velocity can be reliably obtained.
  • the auxiliary inflow side flow rate adjusting valve 146 employed in the fourth, fifth, and eighth embodiments and the outflow side flow rate regulating valve 147 employed in the sixth to eighth embodiments may be applied.
  • the effect of improving the cycle efficiency as an ejector-type refrigeration cycle apparatus can be obtained more effectively, and the decompression device 24 functioning as an ejector can exhibit more stable suction and pressure boosting capabilities.
  • the configuration of the radiator is changed as shown in the overall configuration diagram of FIG. 14 with respect to the refrigeration cycle apparatus 10 of the first embodiment.
  • the radiator 23 of the present embodiment is not configured as a subcool condenser, but is configured from a condensing unit that condenses the refrigerant.
  • the state of the refrigerant flowing out of the radiator 23 may change due to changes in the outside air temperature or the like. That is, the state of the refrigerant flowing into the decompression device 14 may change from the gas-liquid two-phase state to the liquid-phase state or from the liquid-phase state to the gas-liquid two-phase state so as to cross the saturated gas line. is there.
  • the refrigeration cycle apparatus 10 of the present embodiment includes the decompression device 14, even if the state of the refrigerant flowing from the refrigerant inlet 141 is the supercooled liquid phase state, the gas-liquid two-phase state is obtained. Even in such a case, the refrigerant in the gas-liquid mixed phase state can be discharged from the refrigerant outlet 142 while reducing the pressure, so that the refrigeration cycle apparatus 10 can exhibit a stable cooling capacity as in the first embodiment. .
  • a radiator 23 similar to that of the tenth embodiment is adopted for the refrigeration cycle apparatus 11 of the ninth embodiment as shown in the overall configuration diagram of FIG.
  • the refrigeration cycle apparatus 11 of the present embodiment includes the decompression device 24, the effect of improving the cycle efficiency as the ejector-type refrigeration cycle apparatus can be obtained more reliably as in the second embodiment, and the ejector The decompression device 24 functioning as can exhibit more stable suction ability and pressure raising ability.
  • the gas-phase refrigerant can be reliably supplied to the suction side of the compressor 12, and liquid compression of the compressor 12 can be prevented. Therefore, the operation of the compressor 12 can be controlled so that the cycle efficiency becomes a maximum value according to the temperature or pressure of the refrigerant flowing out of the radiator 23. Therefore, a further effect of improving the cycle efficiency can be obtained.
  • the gas-liquid refrigerant sucked into the compressor 12 is separated and the liquid-phase refrigerant is stored.
  • An accumulator 26 is added.
  • Other configurations and operations are the same as those in the eleventh embodiment. Therefore, also in the refrigeration cycle apparatus 11 of the thirteenth embodiment, the same effects as those of the eleventh embodiment can be obtained and liquid compression of the compressor 12 can be prevented.
  • the swirl space SS of the decompression devices 14 and 24 has been described as an example of a space having a shape in which a cylindrical space and a conical space are coaxially coupled.
  • the space shape is not limited to this.
  • the cross-sectional shape perpendicular to the direction connecting the central portion of the refrigerant outlet 142 and the central portion of the second refrigerant outlet 143 may be an elliptical shape or a polygonal shape. That is, the cross-sectional shape may not be circular.
  • the turning center line CL does not coincide with the axis of the turning space SS, but the refrigerant outlets 142 and 242 are connected to the turning center line CL under the normally assumed operating conditions of the refrigeration cycle apparatuses 10 and 11. What is necessary is just to be arrange
  • the formula F2 is adopted as an index indicating the distance between the turning center and the outermost peripheral side of the swirling flow. That is, according to the above formula F2, even if the cross-sectional shape perpendicular to the opening direction of the refrigerant outlet 142 is an elliptical shape or a polygonal shape, the condition for sufficiently growing the swirling flow of the refrigerant swirling in the swirling space SS is satisfied. Can be derived.
  • the refrigerant passage area of the refrigerant outlet 142 is reduced, so that the function as a fixed throttle similar to the orifice is exhibited.
  • the refrigerant outlet 142 has a function as a throttle.
  • the part to be exhibited is not limited to this.
  • the refrigerant outlet 143 of the decompression device 14 may be configured by a capillary tube.
  • two compressors a low-stage compression mechanism and a high-stage compression mechanism, are provided to increase the pressure of the refrigerant in multiple stages and to join the intermediate pressure refrigerant in the cycle with the refrigerant discharged from the low-stage compression mechanism.
  • the present invention may be applied to a refrigeration cycle apparatus configured as a so-called economizer refrigeration cycle apparatus that is sucked into a high-stage compression mechanism.
  • the branch portion 21 that branches the flow of the refrigerant that has flowed out of the radiators 13 and 23 is provided, and one of the refrigerant outlets branched by the branch portion 21 is provided.
  • the ejector-type refrigeration cycle apparatus connected to the refrigerant inlet 241 of the decompression apparatus 24 functioning as an ejector has been described, the ejector-type refrigeration cycle apparatus to which the decompression apparatus 24 can be applied is not limited thereto.
  • a low-pressure side branch portion that branches the flow of the refrigerant flowing out of the diffuser portion 245b of the decompression device 24 is provided, and one refrigerant branched at the low-pressure side branch portion is caused to flow into the outflow evaporator 15, and the other refrigerant May be configured to flow into the suction-side evaporator 25.
  • the same air-conditioning target space (vehicle interior) is cooled by the outflow side evaporator 15 and the suction side evaporator 25, but the outflow side evaporator 15 and the suction side evaporator 25 are different.
  • the air-conditioning target space may be cooled.
  • the suction side evaporator 25 having a lower refrigerant evaporation pressure (refrigerant evaporation temperature) than the outflow side evaporator 15 is used for cooling in the freezer, and the outflow side evaporator 15 is used for cooling in the refrigerator. May be.
  • the example in which the refrigeration cycle apparatuses 10 and 11 including the decompression apparatuses 14 and 24 of the present disclosure are applied to a vehicle air conditioner has been described, but the decompression apparatuses 14 and 24 of the present disclosure are provided.
  • the application of the refrigeration cycle apparatuses 10 and 11 is not limited to this.
  • the present invention may be applied to a stationary air conditioner, a cold storage container, a cooling / heating device for a vending machine, and the like.
  • the radiators 13 and 23 are outdoor heat exchangers for exchanging heat between the refrigerant and the outside air, and the evaporator (outflow side evaporator) 15 and the suction side evaporator 25 are used as the indoor blown air.
  • the evaporator (outflow side evaporator) 15 and the suction side evaporator 25 are outdoor heat exchangers that absorb heat from a heat source such as outside air, and the radiator 13, You may comprise the heat pump cycle which uses 23 as an indoor side heat exchanger which heats to-be-heated fluids, such as air or water.

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Abstract

　本体部（１４０）の内部に冷媒流入口（１４１、２４１）から流入した冷媒を旋回させる旋回空間（ＳＳ）を形成し、冷媒の旋回中心線（ＣＬ）の延長線上に絞りとして機能する冷媒流出口（１４２、２４２）を配置する。さらに、冷媒流入口の通路断面積を（Ａｉｎ）を、冷媒流出口の通路断面積をＡｏｕｔの１２倍より小さい値として、旋回空間（ＳＳ）内で旋回する冷媒の旋回流速を、旋回中心線近傍の冷媒が減圧沸騰するまで増速させてもよい。これにより、冷媒流出口へ確実に気液混相冷媒を流入させることができ、サイクル構成の複雑化を招くことなく下流側へ流出する冷媒流量の変動を抑制できる。

Description

減圧装置および冷凍サイクル装置 関連出願の相互参照
　本開示は、２０１１年３月２８日に出願された日本出願番号２０１１－０６９５３７号に基づくもので、ここにその記載内容を援用する。
　本開示は、冷凍サイクル装置に適用される減圧装置およびこれを備える冷凍サイクル装置に関する。
　従来、少なくとも冷媒を圧縮して吐出する圧縮機、圧縮機から吐出された冷媒を外気と熱交換させて放熱させる放熱器、放熱器から流出した冷媒を減圧させる減圧装置および減圧装置にて減圧された冷媒を空調対象空間へ送風される送風空気と熱交換させて蒸発させる蒸発器を構成要素として備える蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置が知られている。
　この種の冷凍サイクル装置では、減圧装置の入口側冷媒圧力と出口側冷媒圧力との圧力差が一定である場合には、減圧装置へ流入する冷媒の状態にかかわらず、減圧装置から流出する冷媒流量が一定であることが望ましい。その理由は、減圧装置から流出する冷媒流量が変化してしまうと、サイクルを循環する冷媒の循環流量が変化して蒸発器における送風空気の冷却能力が変化してしまうからである。
　ところが、例えば、放熱器にて冷媒と熱交換する外気の温度が変化すると、減圧装置へ流入する冷媒の状態が気液二相状態から液相状態へ、あるいは、液相状態から気液二相状態へと、飽和ガス線を跨ぐように変化してしまうことがある。このような飽和ガス線を跨ぐような冷媒の状態の変化は、大きな冷媒の密度変化を伴うため、減圧装置から流出する冷媒流量を大きく変化させることもある。
　これに対して、減圧装置から流出する冷媒流量を安定化させるため、冷媒を過冷却液相状態となるまで冷却して減圧装置側へ流出させる放熱器（いわゆるサブクール型コンデンサ）等が知られている。さらに、この種のサブクール型コンデンサでは、冷媒を過冷却液相状態となるまで冷却することで、蒸発器入口側冷媒のエンタルピを低下させて、蒸発器にて発揮される冷凍能力を拡大できる。
　また、特許文献１、２には、減圧装置としてのエジェクタのノズル部へ流入する冷媒の状態を気液二相状態とするために、エジェクタのノズル部へ液相冷媒および気相冷媒を流入させる構成が開示されている。さらに、特許文献１には、エジェクタのノズル部へ気液二相状態の冷媒を流入させることで、ノズル部における冷媒の沸騰を促進することができ、ノズル効率の向上が図れることも開示されている。ここで、ノズル効率とは、ノズル部において冷媒の圧力エネルギを運動エネルギに変換する際のエネルギ変換効率と定義される。
　ところが、放熱器として上述のサブクール型コンデンサを用いたとしても、例えば、外気温が比較的高くなっている場合等に、冷媒を過冷却液相状態となるまで冷却することができず、減圧装置へ流入する冷媒の状態が気液二相状態となることもある。従って、減圧装置から流出する冷媒流量を確実に安定化させることが難しい。
　これに対して、特許文献１、２のように、ノズル部へ液相冷媒および気相冷媒の双方を流入させる冷凍サイクル装置では、外気温によらず、減圧装置へ流入する冷媒の状態を確実に気液二相状態とすることができるので、減圧装置から流出する冷媒流量を確実に安定化させることが期待される。
　しかしながら、特許文献１、２の冷凍サイクル装置では、ノズル部へ液相冷媒および気相冷媒を流入させるために、それぞれ専用の冷媒通路を設ける必要があるため、冷凍サイクル装置全体としてサイクル構成が複雑化となる。
特許第４３０６７３９号公報 特開２０１０－２１０１１１号公報
　本開示は、上記点に鑑み、簡素な構成で下流側へ流出させる冷媒流量の変動を抑制可能な減圧装置を提供することを第１の目的とする。
　また、本開示は、簡素な構成で下流側へ流出させる冷媒流量の変動を抑制可能な減圧装置を備える冷凍サイクル装置を提供することを第２の目的とする。
　本開示の第１態様によると、冷凍サイクル装置に適用されて減圧装置は、冷媒を流入させる冷媒流入口と、減圧させた冷媒を流出させる冷媒流出口と、前記冷媒流入口から流入した冷媒を旋回させる旋回空間を形成する本体部とを備える。前記冷媒流出口は、冷媒通路面積を縮小させて冷媒を減圧させる絞りを有するように構成される。前記旋回空間内で旋回する冷媒の旋回中心を結んだ線を旋回中心線としたときに、前記旋回空間内で旋回する冷媒は、前記旋回中心線の外周側よりも内周側に気相冷媒が多く存在する旋回流速で旋回するように、前記旋回空間は構成される。さらに、前記冷媒流出口は、前記旋回中心線の延長線上に配置されている。
　これによれば、冷媒流入口から旋回空間内へ流入した冷媒を、旋回中心線の外周側よりも内周側に気相冷媒が多くなる旋回流速で旋回させ、さらに、冷媒流出口が、旋回中心線の延長線上に配置されているので、気相割合の多い気液混相状態の冷媒を、冷媒流出口から減圧させながら流出させることができる。
　つまり、冷媒流入口から旋回空間内へ流入する冷媒が気液二相状態であれば、遠心力の作用によって、密度の高い液相冷媒が旋回中心の外周側に偏在するので、旋回中心線の外周側よりも内周側に気相冷媒が多くなる。従って、旋回中心線の延長線上に配置された冷媒流出口から気液二相状態の冷媒を、減圧させながら流出させることができる。
　さらに、冷媒流入口から旋回空間内へ流入する冷媒が液相冷媒であっても、遠心力の作用によって、旋回中心線近傍の冷媒圧力を、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で、旋回中心線の外周側よりも内周側に気相冷媒が多く存在する状態とすることができる。
　従って、冷媒流入口から旋回空間内へ流入する冷媒が気液二相状態である場合と同様に、冷媒流出口から気液混相状態の冷媒を、減圧させながら流出させることができる。なお、この気液混相状態の冷媒は、気液二相状態の冷媒のみを意味するものではなく、過冷却液相状態に冷媒に気泡が混じった状態の冷媒も含む意味である。
　すなわち、冷媒流入口から流入する冷媒の状態によらず、冷媒流出口から気液混相状態の冷媒を流出させることができる。その結果、サイクル構成の複雑化を招くことなく、簡素な構成で、下流側へ流出させる冷媒流量の変動を抑制可能な減圧装置を提供することができる。
　なお、旋回中心線は、必ずしも直線状に形成されるものに限定されることなく、旋回空間の形状や旋回空間内を旋回する冷媒の旋回流速によって曲線状に形成されるものも含まれる。
　また、旋回中心は冷媒の圧力が最も低くなる箇所であるから、旋回中心線は、旋回空間内のうち、冷媒流出口の開口方向に垂直な断面のうち最も圧力が低くなる箇所を結んだ線と表現することもできる。
　また、旋回流速は、旋回中心線垂直断面の所定箇所における冷媒の旋回方向成分の流速を意味する。例えば、旋回空間の最外周側における冷媒の旋回方向の流速を採用できる。従って、旋回流速は、旋回空間の断面形状あるいは断面積の相違等によって変化することになる。
　本開示の第２態様によると、旋回空間は、冷媒流出口の開口方向に向かって断面積が徐々に縮小するテーパ状の空間を含んで形成されてもよい。
　本開示の第３態様によると、冷媒流出口には、その下流側の冷媒通路の冷媒通路面積を徐々に広げる末広テーパ部が接続されており、さらに、末広テーパ部から噴射される噴射冷媒によって冷媒を吸引する冷媒吸引口、および、噴射冷媒と冷媒吸引口から吸引された吸引冷媒との混合冷媒を昇圧させるディフューザ部が形成されたボデー部を備えてもよい。
　これによれば、テーパ状空間、冷媒流出口および末広テーパ部によって形成される冷媒通路の通路断面積の変化によって、いわゆるラバールノズルを構成できるとともに、ボデー部を備えているので、減圧装置全体が、エジェクタとしての機能を発揮させることができる。
　本開示の第４態様によると、冷媒流出口には、キャピラリチューブが接続されていてもよい。
　さらに、本開示の第５態様によると、冷媒流入口の通路断面積をＡｉｎとして、冷媒流出口の通路断面積をＡｏｕｔとしたときに、
　１＜Ａｉｎ／Ａｏｕｔ＜１２
　となっていてもよい。
　これにより、旋回中心線近傍の冷媒圧力を、冷媒が減圧沸騰する圧力まで低下させることができる。
　本開示の第６態様によると、減圧装置は、旋回流速を調整する旋回流速調整部を備えてもよい。
　これによれば、旋回流速を調整して、冷媒流出口から流出する気液混相状態の冷媒の気相割合（乾き度あるいは気泡の量）を調整することができる。従って、減圧装置から下流側へ流出させる冷媒流量の変動を効果的に抑制することができる。
　例えば、本開示の第７態様のように、旋回流速調整部は、冷媒流入口から前記旋回空間内へ流入する冷媒の流量を調整する流入側流量調整弁にて構成されてもよい。
　また、本開示の第８態様によると、本体部には、旋回空間内へ冷媒を流入させる補助冷媒流入口が設けられており、冷媒流入口から旋回空間内へ流入する冷媒の流入方向と補助冷媒流入口から旋回空間内へ流入する冷媒の流入方向は、異なる方向に向いており、旋回流速調整部は、冷媒流入口から旋回空間内へ流入する冷媒の流量を調整する流入側流量調整弁および補助冷媒流入口から旋回空間内へ流入する冷媒の流量を調整する補助流入側流量調整弁のうち少なくとも一方で構成されていてもよい。
　また、本開示の第９態様によると、旋回流速調整部は、冷媒流出口から流出する冷媒流量を調整する流出側流量調整弁で構成されていてもよい。
　また、冷凍サイクル装置は、上記の減圧装置を備えてもよい。これによれば、簡素な構成で下流側へ流出させる冷媒流量の変動を抑制可能な減圧装置を備える冷凍サイクル装置を提供することができる。
　本開示における上記あるいは他の目的、構成、利点は、下記の図面を参照しながら、以下の詳細説明から、より明白となる。
第１実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 （ａ）は、第１実施形態の減圧装置の軸方向断面図であり、（ｂ）は、（ａ）のＡ－Ａ断面図である。 Ａｉｎ／ＡｏｕｔおよびＡｓｓ／Ａｏｕｔの適切な範囲を示すグラフである。 冷媒流入口へ流入する冷媒の状態の変化に対する、冷媒流出口から流出する冷媒流量の変化を示すグラフである。 第２実施形態の減圧装置の側面図である。 第３実施形態の減圧装置の側面図である。 第４実施形態の減圧装置の側面図である。 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実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 第７実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 第８実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 第９実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 第９実施形態の減圧装置の軸方向断面図である。 第１０実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 第１１実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 第１２実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 第１３実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。
　（第１実施形態）
　図１～４により、本開示の第１実施形態について説明する。図１は、本実施形態の減圧装置１４を備える蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置１０の全体構成図である。この冷凍サイクル装置１０は、車両用空調装置に適用されており、空調対象空間である車室内へ送風される送風空気を冷却するように構成される。
　まず、冷凍サイクル装置１０において、圧縮機１２は、冷媒を吸入して高圧冷媒となるまで昇圧して吐出するものである。具体的には、本実施形態の圧縮機１２は、共通するハウジング内に固定容量型の圧縮機構１２ａおよび圧縮機構１２ａを駆動する電動モータ１２ｂを収容して構成された電動圧縮機である。
　この圧縮機構１２ａとしては、スクロール型圧縮機構、ベーン型圧縮機構等の各種圧縮機構を採用できる。また、電動モータ１２ｂは、後述する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）が制御されるもので、交流モータ、直流モータのいずれの形式を採用してもよい。
　圧縮機１２の吐出口には、放熱器１３の凝縮部１３ａの冷媒入口側が接続されている。放熱器１３は、圧縮機１２から吐出された高圧冷媒と冷却ファン１３ａにより送風される車室外空気（外気）を熱交換させることによって、高圧冷媒を放熱させて冷却する放熱用の熱交換器である。
　より具体的には、この放熱器１３は、圧縮機１２から吐出された高圧気相冷媒と冷却ファン１３ａから送風される外気とを熱交換させ、高圧気相冷媒を放熱させて凝縮させる凝縮部１３ａ、凝縮部１３ａから流出した冷媒の気液を分離して液相冷媒を蓄えるレシーバ部１３ｂ、および、レシーバ部１３ｂから流出した液相冷媒と冷却ファン１３ａから送風される外気とを熱交換させ、液相冷媒を過冷却する過冷却部１３ｃを有して構成される、いわゆるサブクール型の凝縮器である。
　なお、本実施形態の冷凍サイクル装置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亜臨界冷凍サイクル装置を構成している。もちろん、亜臨界冷凍サイクル装置を構成する冷媒であれば、ＨＦＯ系冷媒（具体的には、Ｒ１２３４ｙｆ）等を採用してもよい。
　また、この冷媒には圧縮機１２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。冷却ファン１３ａは、制御装置から出力される制御電圧によって回転数（送風空気量）が制御される電動式送風機である。
　放熱器１３の過冷却部１３ｃの冷媒出口側には、減圧装置１４の冷媒流入口１４１が接続されている。減圧装置１４は、放熱器１３から流出した過冷却状態の高圧液相冷媒を減圧させて、その下流側に流出させる減圧部である。
　減圧装置１４の具体的構成については、図２（ａ）、（ｂ）を用いて説明する。なお、図２（ａ）は、減圧装置１４の軸方向断面図であり、図２（ｂ）は、（ａ）のＡ－Ａ断面図である。さらに、図２（ａ）、（ｂ）における上下の各矢印は、冷凍サイクル装置１０を車両用空調装置に適用した状態における上下の各方向を示している。
　まず、減圧装置１４は、その内部に冷媒流入口１４１から流入した冷媒を旋回させる旋回空間ＳＳを形成する本体部１４０を備えている。本体部１４０は、その外観形状が鉛直下方側に向かって先細る略円錐形状に形成された金属製の中空容器によって構成されている。さらに、本体部１４０の内部に形成される旋回空間ＳＳも、本体部１４０の外観形状に沿った円錐状（テーパ状）の空間を含んで形成されている。
　冷媒流入口１４１は、本体部１４０の円錐状側面のうち円錐状空間の軸方向垂直断面積の大きい側（本実施形態では、上方側）に設けられ、さらに、上方側から見たときに、図２（ｂ）に示すように、旋回空間ＳＳへ流入する冷媒の流入方向および略円形状となる旋回空間ＳＳの軸方向垂直断面の接線方向が一致するように設けられている。
　これにより、冷媒流入口１４１から流入した冷媒は、図２（ａ）、（ｂ）の太線矢印に示すように、本体部１４０の内壁面に沿って流れ、旋回空間ＳＳ内を旋回する。なお、冷媒流入口１４１は、旋回空間ＳＳへ流入する冷媒の流入方向が旋回空間ＳＳの軸方向垂直断面の接線方向と完全に一致するように設けられている必要はなく、少なくとも旋回空間ＳＳの軸方向垂直断面の接線方向の成分を含んでいれば、旋回空間ＳＳの軸方向の成分を含んでいてもよい。
　冷媒流出口１４２は、本体部１４０の円錐形状の頂部となる軸方向一端側（本実施形態では、下方側）に設けられ、さらに、旋回空間ＳＳから流出する冷媒の流出方向が旋回空間ＳＳの軸方向と略同軸上に配置されている。従って、本実施形態の旋回空間ＳＳは、冷媒流出口１４２の開口方向に向かって旋回空間ＳＳの軸方向垂直断面積が徐々に縮小するテーパ状の空間を含んで形成されていることになる。
　さらに、本実施形態の旋回空間ＳＳは、図２（ａ）、（ｂ）から明らかなように、円柱状の空間と円錐状の空間とを同軸上に結合した形状の空間となっている。そこで、旋回空間ＳＳ内にて旋回する冷媒の旋回中心を結んだ線を旋回中心線ＣＬと定義すると、この旋回中心線ＣＬは冷媒流れの乱れ等によって定常的に直線とはならないものの、旋回空間ＳＳの軸方向にほぼ一致する。従って、本実施形態の冷媒流出口１４２は、旋回中心線ＣＬの一端側の延長線上に配置されていることになる。
　また、旋回空間ＳＳはテーパ状の空間を含んで形成されているので、テーパ状空間のうち軸方向に垂直な断面積が小さくなる側（旋回中心線ＣＬの一端側）で旋回する冷媒の旋回流速、および、テーパ状空間のうち軸方向に垂直な断面積が大きくなる側（旋回中心線ＣＬの他端側）で旋回する冷媒の旋回流速は異なる値となる。なお、本実施形態では、旋回流速として、旋回中心線ＣＬ垂直断面のうち旋回空間ＳＳの最外周近傍における冷媒の旋回方向の流速を採用している。
　ところで、旋回空間ＳＳ内で旋回する冷媒には遠心力が作用するので、冷媒流入口１４１から気液二相冷媒が流入する場合には、密度の高い液相冷媒が旋回中心の外周側に偏在する。従って、冷媒流入口１４１から気液二相冷媒が流入する場合は、旋回中心線ＣＬの外周側よりも内周側に気相冷媒が多く存在する。
　さらに、上記の遠心力の作用によって、旋回中心線ＣＬ近傍の冷媒圧力は旋回中心線ＣＬの外周側よりも低くなる。この旋回中心線ＣＬ近傍の冷媒圧力は、遠心力が強くなるに伴って低下することから、旋回空間ＳＳ内で旋回する冷媒の旋回流速が速くなるに伴って、旋回中心線ＣＬ近傍の冷媒圧力が低下する。
　従って、旋回流速を充分に増速させて、旋回中心線ＣＬ近傍の冷媒圧力を、冷媒が減圧沸騰するまで低下させることで、冷媒流入口１４１から液相冷媒が流入する場合であっても、旋回中心線ＣＬの外周側よりも内周側に気相冷媒が多く存在する状態とすることができる。
　そこで、本実施形態では、冷媒流入口１４１の通路断面積をＡｉｎとし、冷媒流出口１４２の通路断面積をＡｏｕｔとし、さらに、旋回空間ＳＳの軸方向に垂直な最大断面積（すなわち、図２（ａ）の旋回空間ＳＳの断面積）をＡｓｓとしたときに、下記数式Ｆ１、Ｆ２を満たすように、Ａｉｎ、ＡｏｕｔおよびＡｓｓを決定している。
　１＜Ａｉｎ／Ａｏｕｔ＜１２…（Ｆ１）
　１＜Ａｓｓ／Ａｏｕｔ…（Ｆ２）
　より具体的には、本実施形態では、Ａｉｎ／Ａｏｕｔを２程度とし、Ａｓｓ／Ａｏｕｔを１０程度としている。
　ここで、数式Ｆ１のＡｉｎ／Ａｏｕｔは、第１冷媒流出口１４２の通路断面積に対する冷媒流入口１４１の通路断面積の比であるから、Ａｉｎ／Ａｏｕｔが小さくなるに伴って、冷媒流入口１４１から旋回空間ＳＳ内へ流入する冷媒の流速が速くなり、旋回空間ＳＳ内で旋回する冷媒流速を増速させることができる。
　一方、Ａｉｎ／Ａｏｕｔが小さくなり過ぎると、冷媒流入口１４１自体が絞りとして機能してしまい、旋回空間ＳＳ内へ流入する冷媒が有するエネルギに損失が生じてしまう。このため、Ａｉｎ／Ａｏｕｔには、旋回空間ＳＳ内の旋回中心線ＣＬ近傍の冷媒圧力を充分に低下させるために適切な範囲が存在する。
　また、上記数式Ｆ２のＡｓｓ／Ａｏｕｔは、冷媒流出口１４２の通路断面積に対する旋回空間ＳＳの最大断面積の比であるが、冷媒流入口１４１が旋回空間ＳＳの最外周側に配置され、冷媒流出口１４２が旋回中心線ＣＬの延長上に配置されていることから、旋回中心と旋回流の最外周側との距離を示す指標として用いることができる。さらに、旋回空間ＳＳ内で旋回する冷媒の旋回流を充分に成長させるためには、旋回中心と旋回流の最外周との距離を充分に確保することが望ましい。
　これらの知見に基づいて、本発明者らが確認試験を行ったところ、冷媒流入口１４１から流入する冷媒の状態によらず、図３に示すように、数式Ｆ１、Ｆ２を満たすようにＡｉｎ、ＡｏｕｔおよびＡｓｓを決定することで、冷媒流入口１４１から過冷却液相冷媒が流入する場合であっても、旋回中心線ＣＬ近傍の冷媒圧力を、冷媒が減圧沸騰するまで（すなわち、キャビテーションを生じるまで）低下させる旋回流速を実現できることが確認されている。
　また、冷媒流出口１４２冷媒通路断面積は、図２（ａ）、（ｂ）から明らかなように、旋回空間ＳＳ内から流出する冷媒が流通する冷媒通路の中で最も縮小している。従って、冷媒流出口１４２は、冷媒通路面積を縮小させて冷媒を減圧させる固定絞りとしての機能を果たす。
　ここで、冷媒流出口１４２は、本体部１４０の円錐形状の頂部に形成されていることから、本体部１４０の円錐状内壁面および冷媒流出口１４２はノズルとして機能する冷媒通路を形成している。さらに、本実施形態では、この冷媒通路の形状によって、冷媒流出口１４２から流出する冷媒の流速を、音速に近づけるように増速させている。
　減圧装置１４の冷媒流出口１４２には、蒸発器１５の冷媒入口側が接続されている。蒸発器１５は、冷媒流出口１４２を通過する際に減圧された低圧冷媒と送風ファン１５ａから車室内へ送風される送風空気とを熱交換させることによって、低圧冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる吸熱用熱交換器である。
　送風ファン１５ａは、制御装置から出力される制御電圧によって回転数（送風空気量）が制御される電動式送風機である。蒸発器１５の出口側には、圧縮機１２の吸入側が接続されている。
　次に、図示しない制御装置は、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る。この制御装置は、そのＲＯＭ内に記憶された制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行って、上述の各種電気式のアクチュエータ１２ｂ、１３ａ、１５ａ等の作動を制御する。
　また、制御装置には、外気温を検出する外気センサ、車室内温度を検出する内気温度センサ等のセンサ群（図示せず）の検出値や、車両用空調装置を作動させる作動スイッチ等が設けられた操作パネル（図示せず）の各種操作信号が入力される。
　なお、本実施形態の制御装置は、その出力側に接続された各種の制御対象機器の作動を制御する制御部が一体に構成されたものであるが、制御装置のうち、各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）が各制御対象機器の制御部を構成している。例えば、本実施形態では、圧縮機１２の電動モータ１２ｂ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）が吐出能力制御部を構成している。
　次に、上記構成における本実施形態の作動を説明する。まず、操作パネルの作動スイッチが投入されると、制御装置が圧縮機１２の電動モータ１２ｂ、冷却ファン１３ａ、送風ファン１５ａ等を作動させる。これにより、圧縮機１２が冷媒を吸入し、圧縮して吐出する。
　圧縮機１２から吐出された高温高圧状態の気相冷媒は、放熱器１３の凝縮部１３ａへ流入し、冷却ファン１３ａから送風された送風空気（外気）と熱交換し、放熱して凝縮する。凝縮部１３ａにて放熱した冷媒は、レシーバ部１３ｂにて気液分離される。レシーバ部１３ｂにて気液分離された液相冷媒は、過冷却部１３ｃにて冷却ファン１３ａから送風された送風空気と熱交換し、さらに放熱して過冷却液相冷媒となる。
　放熱器１３の過冷却部１３ｃから流出した過冷却液相冷媒は、減圧装置１４の冷媒流入口１４１から旋回空間ＳＳ内へ流入する。旋回空間ＳＳ内では、冷媒が旋回することによって、旋回中心線ＣＬ近傍の冷媒圧力が低下する。これにより、旋回中心線ＣＬ近傍の冷媒が減圧沸騰して、気液混相状態の冷媒が、旋回中心線ＣＬの延長線上に配置された冷媒流出口１４２から流出する。
　この際、冷媒流出口１４２は、絞りとして機能するので、冷媒流出口１４２から流出する冷媒は、冷媒流出口１４２を通過する際に低圧冷媒となるまで等エンタルピ的に減圧される。冷媒流出口１４２にて減圧された冷媒は、蒸発器１５へ流入して、送風ファン１５ａによって送風された送風空気から吸熱して蒸発する。これにより、車室内へ送風される送風空気が冷却される。蒸発器１５から流出した冷媒は、圧縮機１２に吸入されて、再び圧縮される。
　本実施形態の冷凍サイクル装置１０は、上述の如く作動するので、蒸発器１５にて冷媒に吸熱作用を発揮させて車室内へ送風される送風空気を冷却することができる。さらに、本実施形態の冷凍サイクル装置１０は、減圧装置１４を採用しているので、放熱器１３から流出する冷媒の状態が変化したとしても、減圧装置１４から流出する冷媒流量を安定化させることができ、冷凍サイクル装置１０に安定した冷却能力を発揮させることができる。
　つまり、本実施形態の冷凍サイクル装置では、放熱器１３としてサブクール型の凝縮器を採用しているので、通常想定される運転条件では、減圧装置１４に過冷却液相冷媒を供給することができる。ところが、サブクール型の凝縮器を採用していても、例えば、外気温の急上昇等が生じると、放熱器１３から流出して減圧装置１４へ流入する冷媒の状態が気液二相状態になってしまうおそれがある。
　これに対して、本実施形態の減圧装置１４によれば、冷媒流入口１４１から流入する冷媒の状態が過冷却液相状態であっても気液二相状態であっても、冷媒流出口１４２から気液混相状態の冷媒を、減圧させながら流出させることができる。その結果、図４に示すように、下流側へ流出させる冷媒流量の変動を抑制することができる。
　なお、図４は、減圧装置１４の冷媒流入口１４１から流入する冷媒の圧力と冷媒流出口１４２から流出した冷媒の圧力との圧力差を一定とした状態で、冷媒流入口１４１へ流入する冷媒の状態の変化に対する、冷媒流出口１４２から流出する冷媒流量の変化を示すグラフである。
　図４から明らかなように、旋回空間ＳＳ内で冷媒を旋回させることによって、旋回中心線ＣＬの外周側よりも内周側に気相冷媒が多く存在する状態とすることで、旋回空間ＳＳ内で冷媒を旋回させない場合に対して、冷媒流量の変化を大幅に抑制できる。
　また、本体部１４０の円錐状内壁面および冷媒流出口１４２がノズルとして機能する冷媒通路を形成し、冷媒流出口１４２から流出する冷媒の流速を音速に近い高速度に増速させているので、冷媒流出口１４２の下流側の冷媒流れに乱れが生じたとしても、この下流側の冷媒流れの乱れが第１冷媒流出口１４２を介して旋回空間ＳＳ内へ伝達されてしまうことが抑制できる。
　従って、旋回空間ＳＳから冷媒流出口１４２を介して流出する冷媒流量をより一層安定化させることができるとともに、旋回空間ＳＳ内にて旋回中心線ＣＬの外周側よりも内周側に気相冷媒が多く存在する旋回流速で冷媒を旋回させることによって得られる効果を確実に得ることができる。
　つまり、本実施形態の減圧装置１４によれば、冷媒流入口１４１から流入する冷媒の状態によらず、サイクル構成の複雑化を招くことなく、簡素な構成で、減圧装置１４から流出する冷媒流量の変動を抑制できる。その結果、減圧装置１４を採用することで、冷凍サイクル装置１０に安定した冷却能力を発揮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、減圧装置１４の構成を変更した例を説明する。具体的には、本実施形態の減圧装置１４では、図５に示すように、旋回空間ＳＳ内で旋回する冷媒の旋回流速を調整する旋回流速調整部としての流入側流量調整弁１４３を追加している。なお、図５は、本実施形態の減圧装置１４の一部断面を示す側面図である。また、図５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、以下の図面でも同様である。
　この流入側流量調整弁１４３は、冷媒流入口１４１の冷媒通路面積を変化させ、冷媒流入口１４１から旋回空間ＳＳ内へ流入する冷媒の流速を変化させることによって、旋回空間ＳＳ内の冷媒の旋回流速を変化させるものである。
　具体的には、流入側流量調整弁１４３は、冷媒流入口１４１の開度を調整する弁体１４３ａと、この弁体１４３ａを変位させる電動アクチュエータ１４３ｂとを有して構成されている。さらに、電動アクチュエータ１４３ｂ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。
　さらに、本実施形態では、制御装置が、放熱器１３から流出した冷媒の温度および圧力等を検出し、これらの検出値から冷媒の過冷却度を算出する。そして、制御装置が、算出された過冷却度に基づいて、予め制御装置の記憶回路に記憶されている制御マップを参照して、冷媒流出口１４２から流出する冷媒の気相割合（乾き度）が予め定めた目標乾き度に近づくように、電動アクチュエータ１４３ｂの作動を制御する。
　その他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を作動させると、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。
　ここで、制御装置が、電動アクチュエータ１４３ｂの作動を制御して、弁体１４３ａが冷媒流入口１４１の冷媒通路面積を変化させると、冷媒流出口１４２から流出する冷媒流量も変化してしまう。しかし、冷媒流出口１４２から流出する冷媒の気相割合を調整するための冷媒流量の変化は、冷媒流入口１４１から流入する冷媒の状態変化による冷媒流量の変化に対して極めて小さい。
　従って、本実施形態の減圧装置１４においても、冷媒流入口１４１から流入する冷媒の状態によらず、サイクル構成の複雑化を招くことなく、簡素な構成で、減圧装置１４から流出する冷媒流量の変動を抑制できる。その結果、第１実施形態と同様に、冷凍サイクル装置１０に安定した冷却能力を発揮させることができる。
　（第３実施形態）
　本実施形態では、図６に示すように、第２実施形態に対して、本体部１４０に、旋回空間ＳＳ内へ冷媒を流入させる補助冷媒流入口１４４を設けた例を説明する。なお、図６は、本実施形態の減圧装置１４の一部断面を示す側面図であり、第２実施形態の図５に対応する図面である。
　補助冷媒流入口１４４は、本体部１４０の円錐形状の底面となる軸方向他端側（本実施形態では、上方側）に、旋回空間ＳＳへ流入する冷媒の流入方向が旋回空間ＳＳの軸方向と略同軸上に配置されている。
　従って、本実施形態では、冷媒流入口１４１から旋回空間ＳＳへ流入する冷媒の流入方向と補助冷媒流入口１４４から旋回空間ＳＳ内へ流入する冷媒の流入方向は、異なる方向となり、冷媒流出口１４２の中心部および補助冷媒流入口１４４の中心部を結ぶ方向は、旋回空間ＳＳの軸方向に平行となる。
　また、補助冷媒流入口１４４には、バイパス通路１４５を介して放熱器１３の過冷却部１３ｃ流出冷媒が流入する。バイパス通路１４５は、放熱器１３の過冷却部１３ｃ流出冷媒を、流入側流量調整弁１４３を迂回させて流す冷媒通路である。その他の構成および作動は、第２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を作動させると、第２実施形態と同様の効果を得ることができるだけでなく、バイパス通路１４５および補助冷媒流入口１４４を介して、旋回空間ＳＳ内へ冷媒を流入させることができるので、第２実施形態に対して、減圧装置１４から下流側へ流出させる冷媒流量の変動を、効果的に抑制することができる。延いては、冷凍サイクル装置１０に、より一層安定した冷却能力を発揮させることができる。
　（第４実施形態）
　本実施形態では、図７に示すように、第２実施形態に対して、流入側流量調整弁１４３を廃止して、旋回流速調整部としての補助流入側流量調整弁１４６を設けた例である。なお、図７は、本実施形態の減圧装置１４の一部断面を示す側面図であり、第２実施形態の図５に対応する図面である。
　補助流入側流量調整弁１４６の基本的構成は、第２実施形態の流入側流量調整弁１４３と同様である。従って、補助流入側流量調整弁１４６も、補助冷媒流入口１４４の開度を調整する弁体１４６ａと、この弁体１４６ａを変位させる電動アクチュエータ１４６ｂとを有して構成されている。
　さらに、本実施形態では、制御装置が、放熱器１３から流出した冷媒の温度および圧力等を検出し、これらの検出値から冷媒の過冷却度を算出する。そして、制御装置が、算出された過冷却度に基づいて、予め制御装置の記憶回路に記憶されている制御マップを参照して、冷媒流出口１４２から流出する冷媒の気相割合（乾き度）が予め定めた目標乾き度に近づくように、電動アクチュエータ１４６ｂの作動を制御する。
　その他の構成および作動は、第２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を作動させると、第３実施形態と同様に、減圧装置１４から下流側へ流出させる冷媒流量の変動を、効果的に抑制して、冷凍サイクル装置１０に、より一層安定した冷却能力を発揮させることができる。
　（第５実施形態）
　本実施形態では、図８に示すように、第２実施形態に対して、第４実施形態と同様の補助流入側流量調整弁１４６を設けた例である。従って、本実施形態では、流入側流量調整部１４３および補助流入側流量調整弁１４６の双方によって、旋回流速調整部が構成される。なお、図８は、本実施形態の減圧装置１４の一部断面を示す側面図であり、第２実施形態の図５に対応する図面である。
　さらに、本実施形態では、制御装置が、放熱器１３から流出した冷媒の温度および圧力等を検出し、これらの検出値から冷媒の過冷却度を算出する。そして、制御装置が、算出された過冷却度に基づいて、予め制御装置の記憶回路に記憶されている制御マップを参照して、冷媒流出口１４２から流出する冷媒の気相割合（乾き度）が予め定めた目標乾き度に近づくように、電動アクチュエータ１４３ｂ、１４６ｂの双方の作動を制御する。
　その他の構成および作動は、第２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を作動させると、第３実施形態と同様に、減圧装置１４から下流側へ流出させる冷媒流量の変動を効果的に抑制して、冷凍サイクル装置１０に、より一層安定した冷却能力を発揮させることができる。
　（第６実施形態）
　本実施形態では、第１実施形態に対して、減圧装置１４の構成を変更した例を説明する。具体的には、本実施形態の減圧装置１４では、図９に示すように、旋回空間ＳＳ内で旋回する冷媒の旋回流速を調整する旋回流速調整部としての流出側流量調整弁１４７を追加している。なお、図９は、本実施形態の減圧装置１４の一部断面を示す側面図であり、第２実施形態の図５に対応する図面である。
　流出側流量調整弁１４７は、冷媒流出口１４２の冷媒通路面積を変化させ、冷媒流出口１４２から流出する冷媒の流量を変化させることによって、旋回空間ＳＳ内の冷媒の旋回流速を変化させるものである。
　具体的には、流出側流量調整弁１４７は、冷媒流出口１４２の開度を調整する球状体からなる弁体１４７ａと、この弁体１４７ａを変位させる電動アクチュエータ１４７ｂとを有して構成されている。さらに、電動アクチュエータ１４７ｂは、冷媒流出口１４２の下流側に配置されており、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、本実施形態では、制御装置が、放熱器１３から流出した冷媒の温度および圧力等を検出し、これらの検出値から冷媒の過冷却度を算出する。そして、制御装置が、算出された過冷却度に基づいて、予め制御装置の記憶回路に記憶されている制御マップを参照して、冷媒流出口１４２から流出する冷媒の気相割合（乾き度）が予め定めた目標乾き度に近づくように、電動アクチュエータ１４７ｂの作動を制御する。
　その他の構成および作動は、第２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を作動させると、第２実施形態と同様の効果を得ることができる。
　（第７実施形態）
　本実施形態では、第６実施形態に対して、図１０に示すように、流出側流量調整弁１４７の構成を変更している。なお、図１０は、本実施形態の減圧装置１４の一部断面を示す側面図であり、第２実施形態の図５に対応する図面である。
具体的には、本実施形態の流出側流量調整弁１４７は、冷媒流出口１４２の開度を調整するニードル弁からなる弁体１４７ｃと、この弁体１４７ｃを変位させる電動アクチュエータ１４７ｂとを有して構成されている。
　さらに、本実施形態の電動アクチュエータ１４７ｂは、冷媒流出口１４２の上流側に配置されている。その他の構成および作動は、第６実施形態と同様である。本実施形態のように流出側流量調整弁１４７を構成しても、第６実施形態と全く同様の効果を得ることができる。
　（第８実施形態）
　本実施形態では、図１１に示すように、第５実施形態に対して、さらに、第６実施形態の流出側流量調整弁１４７を追加してものである。なお、図１１は、本実施形態の減圧装置１４の一部断面を示す側面図であり、第２実施形態の図５に対応する図面である。その他の構成および作動は、第５実施形態と同様である。本実施形態のように、流入口流量調整弁１４３、補助流入口流量調整弁１４６および流出側流量調整弁１４７によって旋回流速調整部を構成しても、第５実施形態と全く同様の効果を得ることができる。
　（第９実施形態）
　本実施形態では、第１実施形態に対して、減圧装置の構成を変更して、図１２の全体構成図に示すように、冷媒減圧部および冷媒循環部として機能するエジェクタを備える冷凍サイクル装置（エジェクタ式冷凍サイクル装置）１１を構成した例を説明する。
　この種のエジェクタ式冷凍サイクル装置では、エジェクタの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、回収した運動エネルギを圧力エネルギに変換して、圧縮機吸入冷媒の圧力を上昇させることができるので、圧縮機の駆動動力を低減させてサイクル効率の向上を図ることができる。
　まず、図１３を用いて本実施形態の減圧装置２４の詳細構成を説明する。なお、図１３は、本実施形態の減圧装置２４の軸方向断面図である。図１３に示すように本実施形態の減圧装置２４は、第１実施形態の減圧装置１４の本体部１４０と同様の構成の本体部２４０を備えている。従って、本体部２４０には、その内部に冷媒を旋回させる旋回空間ＳＳが形成され、冷媒流入口２４１および冷媒流出口２４２が設けられている。
　さらに、本実施形態の減圧装置２４は、冷媒流出口２４２の下流側の冷媒通路面積を徐々に広げる末広テーパ部２４４、並びに、末広テーパ部２４４から噴射される噴射冷媒によって冷媒を吸引する冷媒吸引口２４５ａおよび噴射冷媒と冷媒吸引口２４５ａから吸引された吸引冷媒とを混合させて昇圧させるディフューザ部２４５ｂが形成されたボデー部２４５を備えている。
　末広テーパ部２４４は、絞りとして機能する冷媒流出口２４２に接続されている。そして、減圧装置２４の本体部２４０の円錐状内壁面、冷媒流出口２４２および末広テーパ部２４４の内壁面は、いわゆるラバールノズルとして機能する冷媒通路を形成する。つまり、本実施形態の冷媒流出口２４２は、ラバールノズルにおいて冷媒通路面積が最も縮小する喉部を構成している。
　ボデー部２４５は、略円筒状の形状に形成され、その一端側に本体部２４０の外周側が圧入等の部によって固定されている。冷媒吸引口２４５ａは、後述する吸引側蒸発器２５下流側冷媒を、ボデー部２４５内部に吸引する吸引口であり、本体部２４０および末広テーパ部２４４の外周側に配置され、末広テーパ部２４４の冷媒噴射口と連通するように設けられている。
　従って、ボデー部２４５の内周面と本体部２４０の円錐状外周面との間およびボデー部２４５の内周面と末広テーパ部の外周面との間に形成される空間は、冷媒吸引口２４５ａからボデー部２４５の内部へ吸引された吸引冷媒をディフューザ部２４５ｂ側へ導く吸引冷媒通路として機能する。
　ディフューザ部２４５ｂは、末広テーパ部２４４の冷媒噴射口および冷媒吸引口２４５ａの冷媒流れ下流側に配置されて、冷媒通路面積を徐々に大きくする形状に形成されている。これにより、末広テーパ部２４４の冷媒噴射口から噴射された噴射冷媒と冷媒吸引口２４５ａから吸引された吸引冷媒との混合冷媒の流速を減速させて昇圧させる作用、すなわち、混合冷媒の速度エネルギを圧力エネルギに変換する作用を果たす。
　以上の説明から明らかなように、本実施形態の減圧装置２４０は、本体部２４０および末広テーパ部２４４によってラバールノズルを構成できるとともに、ボデー部２４５を備えているので、減圧装置２４０全体として、例えば、特許文献１に記載されているエジェクタとしての機能を発揮することができる。
　次に、図１２へ戻り、本実施形態の冷凍サイクル装置１１の全体構成について説明する。まず、本実施形態の放熱器１３の冷媒出口には、冷媒の流れを分岐する分岐部２１の冷媒流入口が接続されている。分岐部２１は、３つの流入出口を有する三方継手で構成されており、流入出口のうち１つを冷媒流入口とし、２つを冷媒流出口としたものである。このような三方継手は、管径の異なる配管を接合して構成してもよいし、金属ブロックや樹脂ブロックに通路径の異なる複数の冷媒通路を設けて構成してもよい。
　分岐部２１の一方の冷媒流出口には、減圧装置２４の冷媒流入口２４１が接続されており、他方の冷媒流出口には、分岐側減圧部としての固定絞り２２を介して、吸引側蒸発器２５が接続されている。この固定絞り２２としては、オリフィス、キャピラリチューブ等を採用できる。
　吸引側蒸発器２５は、固定絞り２２にて減圧された低圧冷媒と送風ファン１５ａから送風された蒸発器１５通過後の送風空気とを熱交換させることによって、低圧冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる吸熱用熱交換器である。吸引側蒸発器２５の基本的構成は、蒸発器１５と同様である。吸引側蒸発器２５の冷媒出口側には、減圧装置２４の冷媒吸引口２４５ａが接続されている。なお、本実施形態では、蒸発器１５と吸引側蒸発器２５との相違を明確化するために、以下の説明では、蒸発器１５を流出側蒸発器１５と記載する。
　また、減圧装置２４の冷媒流出口２４２の冷媒流れ下流側に位置づけられるディフューザ部の冷媒出口には、流出側蒸発器１５の冷媒入口側が接続され、流出側蒸発器１５の冷媒出口側には、圧縮機１２の吸入側が接続されている。また、減圧装置２４の第２冷媒流出口１４２には、圧縮機１２の吸入側が接続されている。その他の構成は、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。制御装置が圧縮機１２を作動させることにより、圧縮機１２から吐出された高温高圧冷媒が放熱器１３へ流入して凝縮する。放熱器１３から流出した高圧冷媒の流れは、分岐部２１にて減圧装置２４の冷媒流入口２４１へ流入する流れと、固定絞り２２へ流入する流れに分流される。
　分岐部２１から減圧装置２４側へ流入した高圧冷媒は、旋回空間ＳＳ内で旋回し、冷媒流出口２４２から流出する。この際、第１実施形態と同様に、気液混相状態の冷媒が、旋回中心線ＣＬの延長線上に配置された冷媒流出口２４２から流出する。
　冷媒流出口２４２から流出する冷媒は、冷媒流出口２４２を通過する際に減圧される。より詳細には、本実施形態の減圧装置２４では、本体部２４０および末広テーパ部２４４によってラバールノズルを構成しているので、冷媒流出口２４２を通過する冷媒は、等エントロピ的に減圧されて末広テーパ部２４４の冷媒噴射口から音速を超える流速となって噴射される。
　そして、この噴射冷媒の吸引作用によって、吸引側蒸発器２５から流出した冷媒が冷媒吸引口２４５ａから吸引される。末広テーパ部２４４から噴射された噴射冷媒と冷媒吸引口２４５ａから吸引された吸引冷媒は、減圧装置２４のディフューザ部２４５ｂへ流入する。ディフューザ部２４５ｂ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が混合されながら混合冷媒の圧力が上昇する。
　ディフューザ部２４５ｂから流出した冷媒は、流出側蒸発器１５へ流入し、送風ファン１５ａによって送風された送風空気から吸熱して蒸発する。これにより、車室内へ送風される送風空気が冷却される。流出側蒸発器１５から流出した冷媒は、圧縮機１２に吸入されて再び圧縮される。
　一方、第２冷媒流出口２４３から流出する冷媒は、第２冷媒流出口２４２を通過する際に中間圧冷媒となるまで等エンタルピ的に減圧されて、その圧力を低下させる。第２冷媒流出口２４２にて減圧された冷媒は、圧縮機１２から吐出された冷媒と合流して圧縮機１２へ吸入される。
　また、分岐部２１から絞り機構２７側へ流出した冷媒は、固定絞り２２にて等エンタルピ的に減圧膨張されて、吸引側蒸発器２５へ流入する。吸引側蒸発器２５へ流入した冷媒は、送風ファン１５ａによって送風されて流出側蒸発器１５にて冷却された送風空気から吸熱して蒸発する。これにより、車室内へ送風される送風空気がさらに冷却される。吸引側蒸発器２５から流出した冷媒は、冷媒吸引口２４５ａから吸引される。
　本実施形態の冷凍サイクル装置１１は、上記の如く作動するので、送風ファン１６ａから送風された送風空気を流出側蒸発器１５→吸引側蒸発器２５の順に通過させて冷却することができる。この際、流出側蒸発器１５の冷媒蒸発圧力をディフューザ部２４５ｂで昇圧した後の圧力として、吸引側蒸発器２５の冷媒蒸発圧力を冷媒流出口２４２にて減圧された直後の最も低い圧力とすることができる。
　従って、流出側蒸発器１５の冷媒蒸発圧力（冷媒蒸発温度）よりも吸引側蒸発器２５の冷媒蒸発圧力（冷媒蒸発温度）を低くすることができる。その結果、流出側蒸発器１５および吸引側蒸発器２５の冷媒蒸発温度と送風空気との温度差を確保して、効率的に送風空気を冷却できる。
　さらに、本実施形態の冷凍サイクル装置１１では、エジェクタとして機能する減圧装置２４を採用しているので、第１実施形態と同様に減圧装置２４の冷媒流出口２４１から流出する冷媒流量を安定化させて、上述したエジェクタ式冷凍サイクル装置としてのサイクル効率向上効果を確実に得ることができる。
　この際、本実施形態の減圧装置２４によれば、冷媒流入口２４１から流出する冷媒を気液混相状態（気液二相状態、あるいは、液相冷媒に気泡が混ざった状態）にすることができる。
　これにより、絞りを構成する冷媒流出口２４２における冷媒の沸騰が促進され、エジェクタとして機能する減圧装置２４のノズル効率を向上させることができるとともに、安定した吸引能力および昇圧能力を発揮させることができる。従って、サイクルの熱負荷変動が生じて、サイクルを循環する冷媒の循環流量が変化しても、エジェクタ式冷凍サイクル装置としてのサイクル効率向上効果を得ることができる。
　また、本実施形態の減圧装置２４では、本体部２４０、冷媒流出口２４２および末広テーパ部２４４によってラバールノズルとして機能する冷媒通路を形成し、末広テーパ部２４４の冷媒噴射口から音速を超える流速で冷媒を噴射させるので、冷媒分配器２４の下流側の冷媒流れに乱れが生じたとしても、この下流側の冷媒流れの乱れが冷媒流出口２４２を介して旋回空間ＳＳ内へ伝達されてしまうことが抑制できる。
　従って、旋回空間ＳＳから冷媒流出口２４２を介して流出する冷媒流量を安定化させることができるとともに、旋回空間ＳＳ内にて旋回中心線ＣＬの外周側よりも内周側に気相冷媒が多く存在する旋回流速で冷媒を旋回させることによって得られる効果を確実に得ることができる。
　もちろん、本実施形態の減圧装置２４に、第２、第３、第５、第８実施形態で採用した流入側流量調整弁１４３、第３～第５、第８実施形態で採用したバイパス通路１４５、第４、第５、第８実施形態で採用した補助流入側流量調整弁１４６、および、第６～第８実施形態で採用した流出側流量調整弁１４７の適用してもよい。
　これにより、エジェクタ式冷凍サイクル装置としてのサイクル効率向上効果をより一層効果的に得ることができるとともに、エジェクタとして機能する減圧装置２４により一層安定した吸引能力および昇圧能力を発揮させることができる。
　（第１０、第１１実施形態）
　第１０実施形態では、第１実施形態の冷凍サイクル装置１０に対して、図１４の全体構成図に示すように、放熱器の構成を変更したものである。具体的には、本実施形態の放熱器２３は、サブクール型の凝縮器として構成されておらず、冷媒を凝縮させる凝縮部から構成されている。
　従って、放熱器２３から流出する冷媒の状態は、外気温等の変化によって変化してしまうことがある。すなわち、減圧装置１４へ流入する冷媒の状態も気液二相状態から液相状態へ、あるいは、液相状態から気液二相状態へと、飽和ガス線を跨ぐように変化してしまうことがある。
　これに対して、本実施形態の冷凍サイクル装置１０では、減圧装置１４を備えているので、冷媒流入口１４１から流入する冷媒の状態が過冷却液相状態であっても気液二相状態であっても、冷媒流出口１４２から気液混相状態の冷媒を、減圧させながら流出させることができるので、第１実施形態と同様に、冷凍サイクル装置１０に安定した冷却能力を発揮させることができる。
　また、第１１実施形態では、第９実施形態の冷凍サイクル装置１１に対して、図１５の全体構成図に示すように、第１０実施形態と同様の放熱器２３を採用している。
　本実施形態の冷凍サイクル装置１１では、減圧装置２４を備えているので、第２実施形態と同様に、エジェクタ式冷凍サイクル装置としてのサイクル効率向上効果をより一層確実に得ることができるとともに、エジェクタとして機能する減圧装置２４により一層安定した吸引能力および昇圧能力を発揮させることができる。
　（第１２、第１３実施形態）
　第１２実施形態では、第１０実施形態の冷凍サイクル装置１０に対して、図１６の全体構成図に示すように、圧縮機１２へ吸入される冷媒の気液を分離して液相冷媒を蓄えるアキュムレータ２６を追加したものである。その他の構成および作動は第１０実施形態と同様である。従って、第１２実施形態の冷凍サイクル装置１０においても、第０１実施形態と同様の効果を得ることができる。
　このようなアキュムレータ２６を備えるサイクルでは、圧縮機１２の吸入側へ確実に気相冷媒を供給して、圧縮機１２の液圧縮を防止できる。従って、放熱器２３から流出する冷媒の温度あるいは圧力に応じて、サイクル効率が極大値となるように、圧縮機１２の作動を制御できる。従って、より一層のサイクル効率向上効果を得ることができる。
　第１３実施形態では、第１１実施形態の冷凍サイクル装置１１に対して、図１７の全体構成図に示すように、圧縮機１２へ吸入される冷媒の気液を分離して液相冷媒を蓄えるアキュムレータ２６を追加したものである。その他の構成および作動は第１１実施形態と同様である。従って、第１３実施形態の冷凍サイクル装置１１においても、第１１実施形態と同様の効果を得ることができるとともに、圧縮機１２の液圧縮を防止できる。
　（他の実施形態）
　本開示は上述の実施形態に限定されることなく、本開示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）上述の各実施形態では、減圧装置１４、２４の旋回空間ＳＳを円柱状の空間と円錐状の空間とを同軸上に結合した形状の空間とした例を説明したが、旋回空間ＳＳの空間形状はこれに限定されない。例えば、第１実施形態の減圧装置１４において、冷媒流出口１４２の中心部および第２冷媒流出口１４３の中心部を結ぶ方向に垂直な断面形状が楕円形状、多角形状であってもよい。すなわち、断面形状が円形状でなくてもよい。
　この場合は、旋回中心線ＣＬは、旋回空間ＳＳの軸と一致しないことになるが、冷凍サイクル装置１０、１１の通常想定される運転条件において、冷媒流出口１４２、２４２が、旋回中心線ＣＬの一端側の延長線上に配置されていればよい。
　そのため、上記数式Ｆ２では、旋回中心と旋回流の最外周側との距離を示す指標として上記数式Ｆ２を採用している。つまり、上記数式Ｆ２によれば、冷媒流出口１４２の開口方向に垂直な断面形状が楕円形状、多角形状であっても、旋回空間ＳＳ内で旋回する冷媒の旋回流を充分に成長させる条件を導き出すことができる。
　（２）上述の各実施形態では、冷媒流出口１４２の冷媒通路面積を縮小させることで、オリフィスと同様の固定絞りとしての機能を発揮させているが、冷媒流出口１４２に絞りとしての機能を発揮させる部はこれに限定されない。例えば、減圧装置１４の冷媒流出口１４３をキャピラリチューブによって構成してもよい。
　（３）上述の第１～第８、第１０、第１２実施形態では、減圧装置１４を通常の冷凍サイクル装置に適用した例を説明したが、減圧装置１４の適用はこれに限定されない。
　例えば、低段側圧縮機構および高段側圧縮機構の２つの圧縮機を備え、冷媒を多段階に昇圧させるとともに、サイクル内の中間圧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、いわゆるエコノマイザ式冷凍サイクル装置として構成された冷凍サイクル装置に適用してもよい。
　また、上述の第９、第１１、第１３実施形態では、放熱器１３、２３から流出した冷媒の流れを分岐させる分岐部２１を備え、分岐部２１にて分岐された一方の冷媒流出口にエジェクタとして機能する減圧装置２４の冷媒流入口２４１を接続したエジェクタ式冷凍サイクル装置について説明したが、減圧装置２４を適用可能なエジェクタ式冷凍サイクル装置はこれに限定さない。
　例えば、減圧装置２４のディフューザ部２４５ｂから流出した冷媒の流れを分岐する低圧側分岐部を備え、低圧側分岐部にて分岐された一方の冷媒を流出側蒸発器１５へ流入させ、他方の冷媒を吸引側蒸発器２５へ流入させるサイクル構成としてもよい。
　さらに、上記の実施形態では、流出側蒸発器１５および吸引側蒸発器２５によって同一の空調対象空間（車室内）を冷却しているが、流出側蒸発器１５および吸引側蒸発器２５にて異なる空調対象空間を冷却するようにしてもよい。例えば、流出側蒸発器１５に対して、冷媒蒸発圧力（冷媒蒸発温度）が低い吸引側蒸発器２５を冷凍庫内の冷却用に利用し、流出側蒸発器１５を冷蔵庫内の冷却用に利用してもよい。
　（４）上述の実施形態では、本開示の減圧装置１４、２４を備える冷凍サイクル装置１０、１１を、車両用空調装置に適用した例を説明したが、本開示の減圧装置１４、２４を備える冷凍サイクル装置１０、１１の適用はこれに限定されない。例えば、据置型空調装置、冷温保存庫、自動販売機用冷却加熱装置等に適用してもよい。
　（５）上述の実施形態では、放熱器１３、２３を冷媒と外気とを熱交換させる室外側熱交換器とし、蒸発器（流出側蒸発器）１５および吸引側蒸発器２５を室内送風空気を冷却する利用側熱交換器として用いた例について説明したが、蒸発器（流出側蒸発器）１５および吸引側蒸発器２５を外気等の熱源から吸熱する室外側熱交換器とし、放熱器１３、２３を空気あるいは水等の被加熱流体を加熱する室内側熱交換器として用いるヒートポンプサイクルを構成してもよい。

Claims (10)

  1. 　冷凍サイクル装置（１０、１１）に適用されて減圧装置であって、
    　冷媒を流入させる冷媒流入口（１４１、２４１）と、
    　減圧させた冷媒を流出させる冷媒流出口（１４２、２４２）と、
    　前記冷媒流入口（１４１、２４１）から流入した冷媒を旋回させる旋回空間（ＳＳ）を形成する本体部（１４０、２４０）とを備え、
    　前記冷媒流出口（１４２、２４２）は、冷媒通路面積を縮小させて冷媒を減圧させる絞りを有するように構成され、
    　前記旋回空間（ＳＳ）内で旋回する冷媒の旋回中心を結んだ線を旋回中心線（ＣＬ）としたときに、前記旋回空間（ＳＳ）内で旋回する冷媒は、前記旋回中心線（ＣＬ）の外周側よりも内周側に気相冷媒が多く存在する旋回流速で旋回するように前記旋回空間（ＳＳ）は構成され、
    　前記冷媒流出口（１４２、２４２）は、前記旋回中心線（ＣＬ）の延長線上に配置されている減圧装置。
  2. 　前記旋回空間（ＳＳ）は、前記冷媒流出口（１４２、２４２）の開口方向に向かって断面積が徐々に縮小するテーパ状の空間を含むように構成されている請求項１に記載の減圧装置。
  3. 　前記冷媒流出口（２４２）には、その下流側の冷媒通路の冷媒通路面積を徐々に広げる末広テーパ部（２４４）が接続されており、
    　さらに、前記末広テーパ部（２４４）から噴射される噴射冷媒によって冷媒を吸引する冷媒吸引口（２４５ａ）、および、前記噴射冷媒と前記冷媒吸引口（２４５ａ）から吸引された吸引冷媒との混合冷媒を昇圧させるディフューザ部（２４５ｂ）が形成されたボデー部（２４５）を備えている請求項２に記載の減圧装置。
  4. 　前記冷媒流出口（１４２）には、キャピラリチューブが接続されている請求項１または２に記載の減圧装置。
  5. 　前記冷媒流入口（１４１、２４１）の通路断面積をＡｉｎとして、
    　前記冷媒流出口（１４２、２４２）の通路断面積をＡｏｕｔとしたときに、
    　１＜Ａｉｎ／Ａｏｕｔ＜１２
    　となるように前記冷媒流入口（１４１、２４１）と前記冷媒流出口（１４２、２４２）は構成されている請求項１ないし４のいずれか１つに記載の減圧装置。
  6. 　さらに、前記旋回流速を調整する旋回流速調整部（１４３、１４６、１４７）を備えている請求項１ないし５のいずれか１つに記載の減圧装置。
  7. 　前記旋回流速調整部は、前記冷媒流入口（１４１）から前記旋回空間（ＳＳ）内へ流入する冷媒の流量を調整する流入側流量調整弁（１４３）にて構成されている請求項６に記載の減圧装置。
  8. 　前記本体部（１４０）には、前記旋回空間（ＳＳ）内へ冷媒を流入させる補助冷媒流入口（１４４）が設けられており、
    　前記冷媒流入口（１４１）から前記旋回空間（ＳＳ）内へ流入する冷媒の流入方向と前記補助冷媒流入口（１４４）から前記旋回空間（ＳＳ）内へ流入する冷媒の流入方向は、異なる方向となっており、
    　前記旋回流速調整部は、前記冷媒流入口（１４１）から前記旋回空間（ＳＳ）内へ流入する冷媒の流量を調整する流入側流量調整弁（１４３）および前記補助冷媒流入口（１４４）から前記旋回空間（ＳＳ）内へ流入する冷媒の流量を調整する補助流入側流量調整弁（１４６）のうち少なくとも一方で構成されている請求項６に記載の減圧装置。
  9. 　前記旋回流速調整部は、前記冷媒流出口（１４２）から流出する冷媒流量を調整する流出側流量調整弁（１４７）で構成されている請求項６ないし８のいずれか１つに記載の減圧装置。
  10. 　請求項１ないし９のいずれか１つに記載の減圧装置（１４、２４）を備えている冷凍サイクル装置。
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