WO2016021141A1 - 蒸発器 - Google Patents

Abstract

　蒸発器は、風下側上方タンク（４４）内の空間のうち冷媒流入口（１４ａ）から冷媒が流入する入口側空間（Ｓｐ１）と、入口側空間（Ｓｐ１）に接続される入口側ターンパス（Ｔｎ１）と、を備える。冷媒流入口（１４ａ）の入口通路断面積Ａｉｎに対する入口側ターンパス（Ｔｎ１）を構成するチューブ（４１）群の合計通路断面積ＡＴ１の比（ＡＴ１／Ａｉｎ）を３．５以下とし、冷媒流入口（１４ａ）の入口相当直径Ｄｉｎに対する入口側空間（Ｓｐ１）の長手方向の長さＬｇ１の比（Ｌｇ１／Ｄｉｎ）を２５以下とする。さらに、入口側ターンパス（Ｔｎ１）へ流入した冷媒のレイノルズ数Ｒｅが、１８００以上となるようにする。これにより、冷媒流入口側に気液分離器で分離された液相冷媒が導かれる蒸発器において、冷却された冷却対象流体に生じる温度分布を抑制できる。

Description

蒸発器 関連出願の相互参照

　本出願は、当該開示内容が参照によって本出願に組み込まれた、２０１４年８月４日に出願された日本特許出願２０１４－１５８４８７および、２０１５年７月１０日に出願された日本特許出願２０１５－１３８５４７を基にしている。

　本開示は、冷凍サイクル装置において冷媒を蒸発させる蒸発器に関する。

　従来、冷媒減圧手段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。）が知られている。

　例えば、特許文献１には、エジェクタのノズル部にて減圧された冷媒を気液分離器へ流入させ、気液分離器にて分離された気相冷媒を圧縮機に吸入させ、さらに、気液分離器にて分離された液相冷媒を固定絞り等の減圧手段を介して蒸発器へ流入させるサイクル構成のエジェクタ式冷凍サイクルが開示されている。

　また、特許文献２には、エジェクタと気液分離器とを一体的に構成することで、特許文献１と同等のサイクル構成のエジェクタ式冷凍サイクルを容易に構成可能とした気液分離機能付きエジェクタが開示されている。

　ところで、蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置では、一般的に、冷媒中に圧縮機を潤滑するための冷凍機油が混入されている。さらに、この種の冷凍機油としては、液相冷媒に相溶性を有するものが採用されている。

　このため、特許文献１のエジェクタ式冷凍サイクルでは、気液分離器にて分離された液相冷媒に多くの冷凍機油が溶け込んでしまい、蒸発器へ流入する液相冷媒中の冷凍機油濃度が高くなってしまいやすい。さらに、蒸発器へ流入する液相冷媒中の冷凍機油濃度が高くなってしまうと、蒸発器内に滞留する冷凍機油量が増加して、蒸発器の熱交換性能を悪化させてしまうおそれがある。また、特許文献１のエジェクタ式冷凍サイクルでは、気液分離器にて分離された液相冷媒を蒸発器の冷媒流入口側へ導くので、蒸発器へ流入する冷媒の乾き度が比較的低い値となる。蒸発器へ流入する冷媒の乾き度が比較的低くなっていると、蒸発器へ流入した冷媒の流速が低下してしまうので、蒸発器へ流入した冷媒を各チューブへ分配する際の分配性が悪化する場合がある。なお、「分配性が悪化する」とは、蒸発器へ流入した冷媒を各チューブへ均等に分配しにくくなることを意味する。そのため、冷却対象流体である送風空気に温度分布が生じる場合がある。

特許第４０３２８７５号公報 特開２０１３－１７７８７９号公報

　本開示は、上記点に鑑み、冷媒流入口側へ気液分離器で分離された液相冷媒が導かれる蒸発器にて冷却された冷却対象流体に生じる温度分布を抑制することを目的とする。

　また、本開示は、比較的低い乾き度の冷媒を流入させる蒸発器において、冷却された冷却対象流体に生じる温度分布を抑制することを別の目的とする。

　本開示の一態様によると、蒸発器は、冷媒中に冷凍機油が混入した蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置に適用される。蒸発器は、冷媒流入口と、熱交換部と、タンクと、を備える。冷媒流入口には、気液分離器にて冷媒を分離して得られた液相冷媒が導かれる。熱交換部は、積層配置されて内部に冷媒が流通する複数本のチューブを有し、冷媒と冷却対象流体とを熱交換させる。タンクは、複数本のチューブの積層方向に延び、複数本のチューブの端部に接続されて、複数本のチューブから冷媒を集合あるいは複数本のチューブへ冷媒を分配する。タンク内の同一空間から分配された冷媒を同一方向に流す複数本のチューブの一群によって形成される流体経路をターンパスと定義する。タンクは、冷媒流入口から冷媒が流入する入口側空間を有する。入口側空間に接続されるターンパスを入口側ターンパスと定義する。ρを、入口側空間へ流入する冷媒の密度、Ｇｒを、入口側空間へ流入する冷媒の質量流量、ＡＴ１を、入口側ターンパスを構成する一群の複数本のチューブの合計通路断面積、φＤａを、合計通路断面積の合計相当直径、μを、入口側空間へ流入する冷媒の飽和液粘性係数、と定義する。入口側ターンパスへ流入した冷媒のレイノルズ数Ｒｅが、Ｒｅ＝ρ×ｕ×φＤａ／μ、ｕ＝Ｇｒ／ρ×ＡＴ１、と表せる。Ｒｅ≧１８００となっている。

　これによれば、入口側ターンパスを構成するチューブへ流入した冷媒のレイノルズ数を１８００以上としているので、冷媒流入口から入口側空間へ流入する冷媒の流速が大きく低下してしまうことがない。

　従って、冷媒流入口側に気液分離器にて分離された液相冷媒が導かれる蒸発器であっても、入口側空間から入口側ターンパスを構成する各チューブへ冷媒を分配する際の分配性の悪化を抑制できる。

　ここで、入口側ターンパスを流通する冷媒は、蒸発器内を流通する冷媒のうち比較的低い乾き度の冷媒となる。このため、熱交換部のうち、入口側ターンパスによって構成される入口側の熱交換領域では、冷凍機油が混入した冷媒を流通させることで高い冷却能力を発揮させることができる。

　従って、入口側ターンパスを構成する各チューブへ冷媒を分配する際の分配性の悪化を抑制することで、熱交換部の入口側の熱交換領域にて冷却された冷却対象流体に生じる温度分布を効果的に抑制することができる。

　その結果、冷媒流入口側に気液分離器にて分離された液相冷媒が導かれる蒸発器であっても、冷却された冷却対象流体に生じる温度分布を抑制することができる。

　なお、「冷媒流入口側に気液分離器にて分離された液相冷媒が導かれる蒸発器」とは、気液分離器にて分離された液相冷媒が、液相状態のまま冷媒流入口へ流入する蒸発器のみに限定されない。液相冷媒が減圧手段等を介して僅かな乾き度を有する気液二相冷媒となって冷媒流入口へ流入する蒸発器も含む意味である。さらに、この場合は、冷媒流入口へ流入する冷媒の乾き度は、０．２以下でもよい。

　また、「チューブへ流入した冷媒」は、「チューブへ流入した直後の冷媒」としてもよい。また、「入口側空間へ流入する冷媒」は、「冷媒流入口から入口側空間へ流入する直前の冷媒」、あるいは、「冷媒流入口から入口側空間へ流入した直後の冷媒」としてもよい。

　本開示の第２態様によると、蒸発器は、冷媒中に冷凍機油が混入した蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置に適用される。蒸発器は、冷媒流入口と、熱交換部と、タンクと、を備える。冷媒流入口には、気液分離器にて冷媒を分離して得られた液相冷媒が導かれる。熱交換部は、積層配置されて内部に冷媒が流通する複数本のチューブを有し、冷媒と冷却対象流体とを熱交換させる。タンクは、複数本のチューブの積層方向に延び、複数本のチューブの端部に接続されて、複数本のチューブから冷媒を集合あるいは複数本のチューブへ冷媒を分配する。タンク内の同一空間から分配された冷媒を同一方向に流す複数本のチューブの一群によって形成される流体経路をターンパスと定義する。タンクは、冷媒流入口から冷媒が流入する入口側空間を有する。入口側空間に接続されるターンパスを入口側ターンパスと定義する。冷媒流入口の入口通路断面積をＡｉｎ、および入口側ターンパスを構成する一群の複数本のチューブの合計通路断面積をＡＴ１と定義する。ＡＴ１／Ａｉｎ≦３．５となっている。冷媒流入口の入口相当直径をＤｉｎ、および入口側空間の長手方向の長さをＬｇ１と定義する。Ｌｇ１／Ｄｉｎ≦２５となっている。

　これによれば、入口通路断面積Ａｉｎに対する合計通路断面積ＡＴ１の比ＡＴ１／Ａｉｎが３．５以下となっている。従って、入口側ターンパスを構成するチューブへ流入する冷媒の流速が大きく低下してしまうことがない。

　さらに、入口相当直径Ｄｉｎに対する長手方向の長さＬｇ１の比Ｌｇ１／Ｄｉｎが２５以下となっている。従って、入口側空間へ流入した冷媒を冷媒流入口から最も離れたチューブへ到達させることができる。

　その結果、冷媒を入口側空間から入口側ターンパスを構成する各チューブへ分配する際の分配性の悪化を抑制できる。そして、本開示の上記第１態様と同様に、蒸発器全体として、熱交換部にて冷却された冷却対象流体に生じる温度分布を抑制することができる。

　本開示の第３態様によると、蒸発器は、冷媒中に冷凍機油が混入した蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置に適用される。蒸発器は、冷媒流入口と、熱交換部と、タンクと、を備える。冷媒流入口には、気液分離器にて冷媒を分離して得られた液相冷媒が導かれる。熱交換部は、積層配置されて内部に冷媒が流通する複数本のチューブを有し、冷媒と冷却対象流体とを熱交換させる。タンクは、複数本のチューブの積層方向に延び、複数本のチューブの端部に接続されて、複数本のチューブから冷媒を集合あるいは複数本のチューブへ冷媒を分配する。複数本のチューブは、第１列および第２列に積層配置されている。熱交換部は、複数本のチューブの第１列を含んで冷媒と冷却対象流体とを熱交換させる風上側熱交換部と、風上側熱交換部よりも冷却対象流体の流れ方向下流側に配置されて、複数本のチューブの第２列を含んで冷媒と冷却対象流体とを熱交換させる風下側熱交換部と、を備える。風上側熱交換部内の冷媒流路および風下側熱交換部内の冷媒流路は、冷媒流入口へ流入した冷媒が、風上側熱交換部および風下側熱交換部のうち一方を流通した後に風上側熱交換部および風下側熱交換部のうち他方を流通するように接続されている。冷凍サイクル装置は、冷媒流入口へ流入する冷媒の乾き度が０．２以下となるように構成されている。風上側熱交換部および風下側熱交換部のうち一方から流出して風上側熱交換部および風下側熱交換部のうち他方へ流入する冷媒の乾き度が、０．４以上となるように一方の熱交換部が構成されている。

　これによれば、風上側熱交換部および風下側熱交換部のうち一方の熱交換部では、比較的低い乾き度の冷媒（具体的には、乾き度０．２～０．４程度の冷媒）を蒸発させることができる。また、他方の熱交換部では、比較的高い乾き度の冷媒（具体的には、乾き度０．４以上の冷媒）を蒸発させることができる。

　従って、蒸発器に冷凍機油が混入した冷媒を流入させた際に、一方の熱交換部を高い冷却能力を発揮する領域とすることができる。これにより、風上側熱交換部にて冷却された冷却対象流体に生じる温度分布、および風下側熱交換部にて冷却された冷却対象流体に生じる温度分布を抑制することができる。

　その結果、比較的低い乾き度の冷媒を流入させる蒸発器であっても、蒸発器全体として熱交換部にて冷却された冷却対象流体に生じる温度分布を抑制することができる。

本開示の第１実施形態のエジェクタ式冷凍サイクルの模式的な図である。 第１実施形態の蒸発器の斜視図である。 第１実施形態の蒸発器における冷媒流れを示す模式図である。 図３のＩＶ部を示す模式的な断面図である。 第１実施形態のエジェクタ式冷凍サイクルにおける冷媒の状態を示すモリエル線図である。 蒸発器へ流入する液相冷媒中の冷凍機油濃度と蒸発器全体としての冷却性能との関係を示すグラフである。 蒸発器内の冷媒流路における冷媒の乾き度と局所的な熱伝達率との関係を示すグラフである。 レイノルズ数を変化させた際の蒸発器へ流入する液相冷媒中の冷凍機油濃度と蒸発器全体としての冷却性能との関係を示すグラフである。 蒸発器の寸法諸元を変化させた際の冷凍機油濃度と冷却性能との関係を示すグラフである。 本開示の第２実施形態の蒸発器における冷媒流れを示す模式図である。 本開示の第３実施形態のエジェクタ式冷凍サイクルの模式的な図である。

　本発明者らは、エジェクタのノズル部にて減圧された冷媒を気液分離器へ流入させ、気液分離器にて分離された気相冷媒を圧縮機に吸入させ、さらに、気液分離器にて分離された液相冷媒を固定絞り等の減圧手段を介して蒸発器へ流入させるサイクル構成のエジェクタ式冷凍サイクルについて試験検討を行った。本発明者らの試験検討によれば、当該エジェクタ式冷凍サイクルにおいて、蒸発器へ流入する液相冷媒中の冷凍機油濃度を所定の濃度（具体的には、５ｗｔ％程度）まで上昇させることで、蒸発器全体としての冷却能力が向上することが確認された。より詳細には、冷凍機油濃度を所定の濃度（以下、ピーク濃度と記載する。）に近づけることで、蒸発器全体としての冷却能力が極大値となることが確認された。

　なお、蒸発器の冷却能力とは、蒸発器にて所望の流量の冷却対象流体を所望の温度となるまで冷却する能力である。

　そこで、本発明者らは、当該エジェクタ式冷凍サイクルにおいて、蒸発器へ流入する液相冷媒中の冷凍機油濃度をピーク濃度に近づけることによって、蒸発器の冷却能力が向上するメカニズムについて詳しく調査した。

　そして、この調査により、当該エジェクタ式冷凍サイクルでは、蒸発器へ流入する冷媒の乾き度が比較的低い値（具体的には、乾き度０．２以下）となっていることにより、蒸発器の冷却能力が向上することが判った。

　より詳細には、当該エジェクタ式冷凍サイクルでは、気液分離器にて分離された液相冷媒を蒸発器の冷媒流入口側へ導くので、蒸発器へ流入する冷媒の乾き度が比較的低い値となる。さらに、比較的乾き度の低い冷媒中では、冷凍機油濃度をピーク濃度に近づけることで、冷凍機油の粒が沸騰核となって液相冷媒の沸騰を促進する。

　そして、冷凍機油の粒が液相冷媒の沸騰を促進することで、冷媒と冷却対象流体とを熱交換させる熱交換部を構成するチューブ等における熱伝達率を向上させることができ、蒸発器の冷却能力を向上させることができる。

　その一方で、上述した熱伝達率の向上は、乾き度が比較的低い値になっている冷媒が流通するチューブ、すなわち、蒸発器を構成するチューブのうち冷媒流れ上流側に配置されたチューブにおいて生じる。冷媒流れ下流側に配置されたチューブでは、冷媒の蒸発が進行することによって乾き度が上昇してしまうので、熱伝達率の向上を期待できないだけでなく、冷凍機油濃度の上昇によって熱交換性能が悪化する場合がある。

　これに加えて、蒸発器へ流入する冷媒の乾き度が比較的低くなっていると、蒸発器へ流入した冷媒の流速が低下してしまうので、蒸発器へ流入した冷媒を各チューブへ分配する際の分配性が悪化する場合がある。なお、「分配性が悪化する」とは、蒸発器へ流入した冷媒を各チューブへ均等に分配しにくくなることを意味する。

　そのため、当該エジェクタ式冷凍サイクルを空調装置に適用して、蒸発器へ流入させる冷凍機油濃度をピーク濃度に設定し、さらに、蒸発器にて空調対象空間へ送風される送風空気を冷却しようとすると、蒸発器の冷却能力を向上させることはできるものの、冷却対象流体である送風空気に温度分布が生じやすいことが判った。

　例えば、比較的乾き度が低く、かつ、所定の冷凍機油濃度となっている冷媒（具体的には、乾き度０．２以下、かつ、冷凍機油濃度５ｗｔ％となっている冷媒）が流入する蒸発器を第１蒸発器と定義する。さらに、上述した冷凍機油による熱伝達率の向上効果が得られない蒸発器（具体的には、乾き度が０．４以上の冷媒が流入する蒸発器）を第２蒸発器と定義する。この際、第１蒸発器は、第２蒸発器と比較して、送風空気の温度分布が悪化することが確認されている。

　以下に、図面を参照しながら本開示を実施するための複数の形態を説明する。各形態において先行する形態で説明した事項に対応する部分には同一の参照符号を付して重複する説明を省略する場合がある。各形態において構成の一部のみを説明している場合は、構成の他の部分については先行して説明した他の形態を適用することができる。各実施形態で具体的に組合せが可能であることを明示している部分同士の組合せばかりではなく、特に組合せに支障が生じなければ、明示してなくとも実施形態同士を部分的に組み合せることも可能である。
（第１実施形態）
　図１～図９を用いて、本開示の第１実施形態を説明する。本実施形態の蒸発器１４は、図１の全体構成図に示すように、冷媒減圧手段としてエジェクタ１３を備える蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置、すなわちエジェクタ式冷凍サイクル１０に適用されている。さらに、このエジェクタ式冷凍サイクル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機能を果たす。

　このエジェクタ式冷凍サイクル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を構成している。もちろん、冷媒としてＨＦＯ系冷媒（具体的には、Ｒ１２３４ｙｆ）等を採用してもよい。

　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。この冷凍機油としては、液相冷媒に相溶性を有するものが採用されている。さらに、冷凍機油は、エジェクタ式冷凍サイクル１０の通常作動時に、後述する蒸発器１４の冷媒流入口１４ａへ流入する冷媒における冷凍機油濃度が５ｗｔ％程度となる量が混入されている。

　まず、エジェクタ式冷凍サイクル１０において、圧縮機１１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１１は、１つのハウジング内に固定容量型の圧縮機構、および圧縮機構を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る。

　この圧縮機構としては、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１１の吐出口には、放熱器１２の凝縮部１２ａの冷媒入口側が接続されている。放熱器１２は、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒と冷却ファン１２ｄ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熱交換器である。

　より具体的には、この放熱器１２は、圧縮機１１から吐出された高圧気相冷媒と冷却ファン１２ｄから送風された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１２ａ、凝縮部１２ａから流出した冷媒の気液を分離して余剰液相冷媒を蓄えるレシーバ部１２ｂ、およびレシーバ部１２ｂから流出した液相冷媒と冷却ファン１２ｄ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１２ｃ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。

　冷却ファン１２ｄ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１２の過冷却部１２ｃの冷媒出口側には、エジェクタ１３の冷媒流入口３１ａが接続されている。

　エジェクタ１３は、放熱器１２から流出した過冷却状態の高圧液相冷媒を減圧させて下流側へ流出させる冷媒減圧手段としての機能を果たすとともに、高速度で噴射される冷媒流の吸引作用によって後述する蒸発器１４から流出した冷媒を吸引（輸送）して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。

　さらに、本実施形態のエジェクタ１３は、減圧させた冷媒の気液を分離する気液分離器としての機能も果たす。つまり、本実施形態のエジェクタ１３は、気液分離機能付きエジェクタ（エジェクタモジュール）として構成されている。なお、図１における上下の各矢印は、エジェクタ１３を車両に搭載した状態における上下の各方向を示している。

　より具体的には、本実施形態のエジェクタ１３は、図１に示すように、複数の構成部材を組み合わせることによって構成されたボデー３０を備えている。ボデー３０は、角柱状あるいは円柱状の金属あるいは樹脂にて形成されている。このボデー３０には、複数の冷媒流入口や複数の内部空間等が形成されている。

　ボデー３０に形成された複数の冷媒流入口としては、放熱器１２から流出した冷媒を内部へ流入させる冷媒流入口３１ａ、蒸発器１４から流出した冷媒を吸引する冷媒吸引口３１ｂ、ボデー３０の内部に形成された気液分離空間３０ｆにて分離された液相冷媒を蒸発器１４の冷媒入口側へ流出させる液相冷媒流出口３１ｃ、および気液分離空間３０ｆにて分離された気相冷媒を圧縮機１１の吸入側へ流出させる気相冷媒流出口３１ｄ等が形成されている。

　ボデー３０の内部に形成された内部空間としては、冷媒流入口３１ａから流入した冷媒を旋回させる旋回空間３０ａ、旋回空間３０ａから流出した冷媒を減圧させる減圧用空間３０ｂ、減圧用空間３０ｂから流出した冷媒を流入させる昇圧用空間３０ｅ、昇圧用空間３０ｅから流出した冷媒の気液を分離する気液分離空間３０ｆ等が形成されている。

　旋回空間３０ａおよび気液分離空間３０ｆは、略円柱状の回転体形状に形成されている。減圧用空間３０ｂおよび昇圧用空間３０ｅは、旋回空間３０ａ側から気液分離空間３０ｆ側へ向かって徐々に拡大する略円錐台状の回転体形状に形成されている。これらの空間の中心軸はいずれも同軸上に配置されている。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。

　さらに、ボデー３０には、冷媒吸引口３１ｂから吸引された冷媒を、減圧用空間３０ｂの冷媒流れ下流側であって昇圧用空間３０ｅの冷媒流れ上流側へ導く吸引用通路１３ｂが形成されている。

　また、減圧用空間３０ｂおよび昇圧用空間３０ｅの内部には、通路形成部材３５が配置されている。通路形成部材３５は、減圧用空間３０ｂから離れるに伴って外周側に広がる略円錐形状に形成されており、通路形成部材３５の中心軸も減圧用空間３０ｂ等の中心軸と同軸上に配置されている。

　そして、ボデー３０の減圧用空間３０ｂおよび昇圧用空間３０ｅを形成する部位の内周面と通路形成部材３５の円錐状側面との間には、軸方向垂直断面の形状が円環状（円形状から同軸上に配置された小径の円形状を除いたドーナツ形状）の冷媒通路が形成されている。

　この冷媒通路のうち、ボデー３０の減圧用空間３０ｂを形成する部位と通路形成部材３５の円錐状側面の頂部側の部位との間に形成される冷媒通路は、冷媒流れ下流側に向かって通路断面積を小さく絞る形状に形成されている。この形状により、この冷媒通路は、冷媒を等エントロピ的に減圧させて噴射するノズルとして機能するノズル通路１３ａを構成している。

　より具体的には、本実施形態のノズル通路１３ａは、ノズル通路１３ａの入口側から最小通路面積部へ向かって通路断面積を徐々に縮小させ、最小通路面積部からノズル通路１３ａの出口側に向かって通路断面積を徐々に拡大させる形状に形成されている。つまり、本実施形態のノズル通路１３ａでは、いわゆるラバールノズルと同様に冷媒通路断面積が変化する。

　ボデー３０の昇圧用空間３０ｅを形成する部位と通路形成部材３５の円錐状側面の下流側の部位との間に形成される冷媒通路は、冷媒流れ下流側に向かって通路断面積を徐々に拡大させる形状に形成されている。この形状により、この冷媒通路は、ノズル通路１３ａから噴射された噴射冷媒と冷媒吸引口３１ｂ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として機能するディフューザ通路１３ｃを構成している。

　また、ボデー３０の内部には、通路形成部材３５を変位させてノズル通路１３ａの最小通路面積部の通路断面積を変化させる駆動手段としてのエレメント３７が配置されている。より具体的には、エレメント３７は、吸引用通路１３ｂを流通する冷媒（すなわち、蒸発器１４流出冷媒）の温度および圧力に応じて変位するダイヤフラムを有している。そして、このダイヤフラムの変位を作動棒３７ａを介して、通路形成部材３５へ伝達することによって、通路形成部材３５を上下方向に変位させる。

　さらに、このエレメント３７は、蒸発器１４流出冷媒の温度（過熱度）が上昇するに伴って、最小通路面積部の通路断面積を拡大させる方向（鉛直方向下方側）に通路形成部材３５を変位させる。一方、エレメント３７は、蒸発器１４流出冷媒の温度（過熱度）が低下するに伴って、最小通路面積部の通路断面積を縮小させる方向（鉛直方向上方側）に通路形成部材３５を変位させる。

　本実施形態では、このように蒸発器１４流出冷媒の過熱度に応じてエレメント３７が通路形成部材３５を変位させることによって、蒸発器１４出口側冷媒の過熱度が予め定めた所定値に近づくように、ノズル通路１３ａの最小通路面積部の通路断面積が調整される。

　気液分離空間３０ｆは、通路形成部材３５の下方側に配置されている。この気液分離空間３０ｆは、ディフューザ通路１３ｃから流出した冷媒を中心軸周りに旋回させて、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気液分離器を構成している。従って、本実施形態の気液分離空間３０ｆでは、ノズル通路１３ａにて圧縮機１１吐出冷媒をよりも低い圧力に減圧された冷媒の気液を分離している。

　さらに、この気液分離空間３０ｆの内容積は、サイクルに負荷変動が生じてサイクルを循環する冷媒循環流量が変動しても、実質的に余剰冷媒を溜めることができない程度の容積になっている。

　また、ボデー３０のうち気液分離空間３０ｆの底面を形成する部位には、分離された液相冷媒中の冷凍機油を、気液分離空間３０ｆと液相冷媒流出口３１ｃとを接続する気相冷媒通路側へ戻すオイル戻し穴３１ｅが形成されている。また、気液分離空間３０ｆと液相冷媒流出口３１ｃとを接続する液相冷媒通路には、蒸発器１４へ流入させる冷媒を減圧させる減圧手段としてのオリフィス３１ｉが配置されている。

　エジェクタ１３の液相冷媒流出口３１ｃには、蒸発器１４の冷媒流入口１４ａ側が接続されている。蒸発器１４は、エジェクタ１３にて減圧された低圧冷媒と送風ファン１４ｃ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。従って、本実施形態の冷却対象流体は送風空気である。送風ファン１４ｃ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１４の詳細構成については、図２～図４を用いて説明する。なお、図２～図４における上下の各矢印は、蒸発器１４を車両に搭載した状態における上下の各方向を示している。本実施形態の蒸発器１４は、内部に冷媒が流通する複数本のチューブ４１と、複数本のチューブ４１の長手方向両端部に接続されて冷媒の集合あるいは分配を行うタンク４２～４５とを備える、いわゆるタンクアンドチューブ型の熱交換器で構成されている。

　チューブ４１は、伝熱性に優れる金属（本実施形態では、アルミニウム合金）で形成されており、内部を流通する冷媒の流れ方向（チューブ４１の長手方向）に垂直な断面形状が扁平形状に形成された扁平チューブである。さらに、それぞれのチューブ４１は、タンク４２～４５の長手方向（本実施形態では、略水平方向）に、２列（すなわち、第１列および第２列）に並んで積層配置されている。

　この際、それぞれのチューブ４１は、外表面の平坦面（扁平面）同士が互いに平行となるように配置されている。そして、タンク４２～４５の長手方向に隣り合うチューブ４１同士の間には、送風空気が流通する空気通路が形成されている。従って、複数本のチューブ４１が積層配置されることによって、冷媒と送風空気とを熱交換させる熱交換部（熱交換コア部）４０ａ、４０ｂが形成される。

　また、隣り合うチューブ４１同士の間に形成される空気通路には、冷媒と送風空気との熱交換を促進するフィン４６が配置されている。フィン４６は、チューブ４１と同じ材質の薄板材を波状に曲げ成形することによって形成されたコルゲートフィンであり、その頂部がチューブ４１の平坦面にろう付け接合されている。なお、図２では、図示の明確化のため、フィン４６を一部のみ図示しているが、フィン４６は、隣り合うチューブ４１の間の略全域に渡って配置されている。

　さらに、前述の如く、本実施形態のチューブ４１は２列に並んで積層配置されている。すなわち、チューブ４１は第１列および第２列に配置されている。したがって、熱交換部としては、チューブ４１の第１列を含んで送風空気の流れ方向上流側に配置される風上側熱交換部４０ａ、およびチューブ４１の第２列を含んで送風空気の流れ方向下流側に配置されて冷媒と風上側熱交換部４０ａ通過後の送風空気とを熱交換させる風下側熱交換部４０ｂが形成されている。

　タンク４２～４５は、チューブ４１と同じ材質の有底筒状部材で形成されている。タンク４２～４５の筒状側面には、その内外を貫通する複数のスリット穴が形成されている。そして、このスリット穴に各チューブ４１が挿入された状態で、チューブ４１とタンク４２～４５がろう付け接合されている。

　本実施形態では、タンク４２～４５のうち、風上側熱交換部４０ａを構成するチューブ４１の鉛直方向（すなわち重力方向）上方側の端部に接続されるタンクを風上側上方タンク４２とし、風上側熱交換部４０ａを構成するチューブ４１の鉛直方向下方側の端部に接続されるタンクを風上側下方タンク４３とする。

　さらに、タンク４２～４５のうち、風下側熱交換部４０ｂを構成するチューブ４１の鉛直方向上方側の端部に接続されるタンクを風下側上方タンク４４、風下側熱交換部４０ｂを構成するチューブ４１の鉛直方向下方側の端部に接続されるタンクを風下側下方タンク４５とする。

　風下側上方タンク４４の長手方向一端側の底面には、蒸発器１４全体としての冷媒流入口１４ａが形成されており、風上側上方タンク４２の長手方向一端側の底面には、蒸発器１４全体としての冷媒流出口１４ｂが形成されている。また、図３に示すように、風上側上方タンク４２、風下側上方タンク４４、風下側下方タンク４５の内部には、それぞれタンク内の空間を仕切るセパレータ４２ａ、４４ａ、４５ａが配置されている。

　これにより、本実施形態の蒸発器１４では、図３の太実線矢印に示すように冷媒が流れる。具体的には、風上側熱交換部４０ａ内の冷媒流路および風下側熱交換部４０ｂ内の冷媒流路は、冷媒流入口１４ａへ流入した冷媒が、風下側熱交換部４０ｂを流通した後に風上側熱交換部４０ａを流通するように接続されている。なお、図３では、図示の明確化のため、風上側熱交換部４０ａおよび風下側熱交換部４０ｂの空気流れ方向の距離を拡大して図示している。

　ここで、本実施形態では、チューブ４１のうちタンク４２～４５内の同一空間から分配された冷媒を同一方向に流すチューブ４１群によって形成される流体経路をターンパスと呼ぶ。なお、「ターンパス」は、「パス」と呼ばれることもある。

　本実施形態の蒸発器１４では、図３に示すように、風下側熱交換部４０ｂには、入口側ターンパスＴｎ１→第２ターンパスＴｎ２→第３ターンパスＴｎ３の順で冷媒が流れる３つのターンパスが形成されている。さらに、風上側熱交換部４０ａには、第４ターンパスＴｎ４→出口側ターンパスＴｎ５の順で冷媒が流れる２つのターンパスが形成されている。

　また、本実施形態では、風上側熱交換部４０ａと風下側熱交換部４０ｂとの間で冷媒を連通させるための複数の連通路が設けられている。具体的には、本実施形態では、風上側上方タンク４２の長手方向他端側と風下側上方タンク４４の長手方向他端側とを連通させる連通路、および風上側下方タンク４３の長手方向他端側と風下側下方タンク４５の長手方向他端側とを連通させる連通路の２つが設けられている。

　次に、図４の模式的な断面図を用いて、風下側上方タンク４４内の空間のうち、冷媒流入口１４ａから冷媒が流入する空間である入口側空間Ｓｐ１、および入口側空間Ｓｐ１に接続される入口側ターンパスＴｎ１を構成するチューブ４１について詳述する。

　以下の説明では、冷媒流入口１４ａの通路断面積を入口通路断面積Ａｉｎとし、冷媒流入口１４ａの相当直径を入口相当直径φＤｉｎとする。入口相当直径φＤｉｎは、入口通路断面積Ａｉｎを同じ面積の円に換算した際の直径である。また、入口側ターンパスＴｎ１を構成するチューブ４１群の通路断面積の合計値を合計通路断面積ＡＴ１とし、合計通路断面積ＡＴ１を同じ面積の円に換算した際の直径を、合計相当直径をφＤａとする。また、入口側空間Ｓｐ１の風下側上方タンク４４の長手方向の長さをＬｇ１とする。

　まず、本実施形態の蒸発器１４では、入口側空間Ｓｐ１から入口側ターンパスＴｎ１を構成するチューブ４１へ流入した直後の冷媒のレイノルズ数Ｒｅが、以下数式Ｆ１を満足するように各寸法が設定されている。レイノルズ数Ｒｅは、以下数式Ｆ２、Ｆ３によって算出される。
Ｒｅ≧１８００　…（Ｆ１）
Ｒｅ＝ρ×ｕ×φＤａ／μ　…（Ｆ２）
ｕ＝Ｇｒ／ρ×ＡＴ１　…（Ｆ３）
　ここで、ρは、入口側空間Ｓｐ１へ流入した直後の冷媒の密度であり、Ｇｒは、入口側空間Ｓｐ１へ流入した直後の冷媒の流量（質量流量）であり、μは、入口側空間Ｓｐ１へ流入した直後の冷媒の飽和液粘性係数である。

　さらに、本実施形態の蒸発器１４では、以下数式Ｆ４、Ｆ５を同時に満足するように、各寸法を設定している。
ＡＴ１／Ａｉｎ≦３．５　…（Ｆ４）
Ｌｇ１／Ｄｉｎ≦２５　…（Ｆ５）
　より具体的には、本実施形態では、Ｄｉｎを６ｍｍ程度とし、Ｌｇ１を８９ｍｍ程度とし、ＡＴ１を９３ｍｍ²程度としている。

　蒸発器１４の冷媒流出口１４ｂ側には、エジェクタ１３の冷媒吸引口３１ｂが接続されている。さらに、エジェクタ１３の気相冷媒流出口３１ｄには圧縮機１１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１１、１２ｄ、１４ｃ等の作動を制御する。

　また、制御装置には、車室内温度を検出する内気温センサ、外気温を検出する外気温センサ、車室内の日射量を検出する日射センサ、蒸発器１４の吹出空気温度（蒸発器温度）を検出する蒸発器温度センサ、放熱器１２出口側冷媒の温度を検出する出口側温度センサおよび放熱器１２出口側冷媒の圧力を検出する出口側圧力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値が入力される。

　さらに、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制御装置へ入力される。操作パネルに設けられた各種操作スイッチとしては、車室内空調を行うことを要求する空調作動スイッチ、車室内温度を設定する車室内温度設定スイッチ等が設けられている。

　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手段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手段を構成している。例えば、本実施形態では、圧縮機１１の電動モータの作動を制御する構成が吐出能力制御手段を構成している。

　次に、上記構成における本実施形態の作動を図５のモリエル線図を用いて説明する。なお、図５では、本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル１０における冷媒の状態の変化を太実線で示し、圧縮機、放熱器、膨張弁、および蒸発器を環状に接続することによって構成される一般的な冷凍サイクル装置の冷媒の状態を太破線で示している。

　本実施形態では、操作パネルの作動スイッチが投入（ＯＮ）されると、制御装置が圧縮機１１の電動モータ、冷却ファン１２ｄ、送風ファン１４ｃ等を作動させる。これにより、圧縮機１１が冷媒を吸入し、圧縮して吐出する。

　圧縮機１１から吐出された高温高圧冷媒（図５のａ５点）は、放熱器１２の凝縮部１２ａへ流入し、冷却ファン１２ｄから送風された外気と熱交換し、放熱して凝縮する。凝縮部１２ａにて凝縮した冷媒は、レシーバ部１２ｂにて気液分離される。レシーバ部１２ｂにて気液分離された液相冷媒は、過冷却部１２ｃにて冷却ファン１２ｄから送風された外気と熱交換し、さらに放熱して過冷却液相冷媒となる（図５のａ５点→ｂ５点）。

　放熱器１２の過冷却部１２ｃから流出した過冷却液相冷媒は、エジェクタ１３の減圧用空間３０ｂの内周面と通路形成部材３５の外周面との間に形成されるノズル通路１３ａにて等エントロピ的に減圧されて噴射される（図５のｂ５点→ｃ５点）。この際、減圧用空間３０ｂの最小通路面積部３０ｍにおける冷媒通路面積は、蒸発器１４出口側冷媒の過熱度が予め定めた所定値に近づくように調整される。

　そして、ノズル通路１３ａから噴射された噴射冷媒の吸引作用によって、蒸発器１４から流出した冷媒（図５のｍ５点）が、冷媒吸引口３１ｂおよび吸引用通路１３ｂを介して吸引される。ノズル通路１３ａから噴射された噴射冷媒と吸引用通路１３ｂを介して吸引された吸引冷媒は、ディフューザ通路１３ｃへ流入して合流する（図５のｃ５点→ｄ５点、ｎ５点→ｄ５点）。

　ここで、吸引用通路１３ｂの下流側は、冷媒通路面積が徐々に縮小する形状に形成されている。このため、吸引通路３０ｄを通過する吸引冷媒は、その圧力を低下させながら（図５のｍ５点→ｎ５点）、流速を増加させる。これにより、吸引冷媒と噴射冷媒との速度差を縮小し、ディフューザ通路１３ｃ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）を減少させることができる。

　ディフューザ通路１３ｃでは冷媒通路面積の拡大により、冷媒の運動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（図５のｄ５点→ｅ５点）。ディフューザ通路１３ｃから流出した冷媒は気液分離空間３０ｆにて気液分離される（図５のｅ５点→ｆ５点、ｅ５点→ｇ５点）。

　気液分離空間３０ｆにて分離された液相冷媒（図５のｇ５点）は、オリフィス３１ｉにて減圧されて（図５のｇ５点→ｈ５点）、蒸発器１４へ流入する。蒸発器１４へ流入した冷媒は、送風ファン１４ｃによって送風された送風空気から吸熱して蒸発する（図５のｈ５点→ｉ５点→ｊ５点→ｋ５点→ｌ５点→ｍ５点）。これにより、送風空気が冷却される。

　より詳細には、オリフィス３１ｉにて減圧された冷媒は、蒸発器１４の冷媒流入口１４ａから風下側上方タンク４４内に形成された入口側空間Ｓｐ１へ流入する。ここで、蒸発器１４の冷媒流入口１４ａへ導かれる冷媒は、エジェクタ１３のノズル通路１３ａで減圧された冷媒（圧縮機１１吐出冷媒よりも低い圧力の冷媒）を気液分離空間３０ｆにて気液分離した液相冷媒となる。

　そのため、気液分離空間３０ｆにて気液分離された液相冷媒がオリフィス３０ｉにて減圧されたとしても、入口側空間Ｓｐ１へ流入する直前あるいは流入した直後の冷媒は、比較的低い乾き度の気液二相冷媒となる。本発明者らの検討によれば、本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル１０では、サイクルの負荷変動によらず、入口側空間Ｓｐ１へ流入する直前あるいは流入した直後の冷媒の乾き度が０．２以下になることが判っている。

　そして、冷媒が入口側ターンパスＴｎ１を流通する際に、送風空気から吸熱して乾き度を上昇させる（図５のｈ５点→ｉ５点）。入口側ターンパスＴｎ１から流出した冷媒は、風下側下方タンク４５内を移動して図３に示す第２ターンパスＴｎ２へ流入し、第２ターンパスＴｎ２を流通する際に、さらに送風空気から吸熱して乾き度を上昇させる（図５のｉ５点→ｊ５点）。

　第２ターンパスＴｎ２から流出した冷媒は、風下側上方タンク４４内を移動し、一部は連通路を介して風上側上方タンク４２内へ流入する。また、風下側上方タンク４４内を移動した残余の冷媒は、図３に示す第３ターンパスＴｎ３へ流入し、第３ターンパスＴｎ３を流通する際に、さらに送風空気から吸熱して乾き度を上昇させる（図５のｊ５点→ｋ５点）。

　第３ターンパスＴｎ３から流出した冷媒は、風下側下方タンク４５から別の連通路を介して、風上側下方タンク４３内へ流入する。本実施形態では、各連通路を介して、風下側熱交換部４０ｂ側から風上側熱交換部４０ａ側へ流入する冷媒の乾き度が０．４以上、かつ、０．５以下となるように、風下側熱交換部４０ｂの熱交換能力が調整されている。

　なお、このような熱交換能力の調整は、例えば、第１Ｔｎ１～第３ターンパスＴｎ３によって形成される熱交換部の面積を変化させることによって調整することができる。

　さらに、風下側上方タンク４４内から風上側上方タンク４２内へ流入した冷媒は、図４に示す第４ターンパスＴｎ４へ流入し、第４ターンパスＴｎ４を流通する際に、さらに送風空気から吸熱して乾き度を上昇させて（図５のｊ５点→ｋ５点）、風下側下方タンク４５から風上側下方タンク４３内へ流入した冷媒と合流する。

　第３ターンパスＴｎ３から流出した冷媒と第４ターンパスＴｎ４から流出した冷媒との合流冷媒は、風上側下方タンク４３内を移動して図３に示す出口側ターンパスＴｎ５へ流入し、出口側ターンパスＴｎ５を流通する際に、さらに送風空気から吸熱して乾き度を上昇させる（図５のｋ５点→ｍ５点）。

　一方、気液分離空間３０ｆにて分離された気相冷媒は気相冷媒流出口３１ｄから流出して、圧縮機１１へ吸入され再び圧縮される（図５のｆ５点→ａ５点）。

　本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル１０は、以上の如く作動して、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、このエジェクタ式冷凍サイクル１０では、ディフューザ通路１３ｃにて昇圧された冷媒を圧縮機１１に吸入させるので、圧縮機１１の駆動動力を低減させて、サイクル効率（ＣＯＰ）を向上させることができる。

　また、本実施形態のエジェクタ１３によれば、旋回空間３０ａにて冷媒を旋回させることで、旋回空間３０ａ内の旋回中心側の冷媒圧力を、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。これにより、旋回中心軸の外周側よりも内周側に気相冷媒が多く存在するようにして、旋回空間３０ａ内の旋回中心線近傍はガス単相、その周りは液単相の二相分離状態とすることができる。

　このように二相分離状態となった冷媒がノズル通路１３ａへ流入することで、ノズル通路１３ａの先細部１３１では、円環状の冷媒通路の外周側壁面から冷媒が剥離する際に生じる壁面沸騰および円環状の冷媒通路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によって冷媒の沸騰が促進される。これにより、ノズル通路１３ａの最小通路面積部３０ｍへ流入する冷媒が、気相と液相が均質に混合した気液混合状態となる。

　そして、最小通路面積部３０ｍ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）が生じ、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１３２にて加速されて噴射される。このように、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、ノズル通路１３ａにおけるエネルギ変換効率を向上させることができる。

　また、本実施形態のエジェクタ１３では、通路形成部材３５として減圧用空間３０ｂから離れるに伴って断面積が拡大する円錐状に形成されたものを採用している。従って、ディフューザ通路１３ｃの形状を減圧用空間３０ｂから離れるに伴って通路形成部材３５の外周に沿って広がる形状とすることができる。その結果、エジェクタ１３全体としての軸方向寸法を短縮化することができる。

　また、本実施形態のエジェクタ１３では、ボデー３０の内部に気液分離空間３０ｆが形成されているので、エジェクタ１３とは別に同様の機能を発揮する気液分離器を設ける場合に対して、気液分離空間３０ｆの容積を小さくすることができる。

　ところで、本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル１０のように、気液分離器にて分離された液相冷媒を蒸発器へ流入させるサイクル構成の冷凍サイクル装置では、分離された液相冷媒に多くの冷凍機油が溶け込みやすい。このため、蒸発器へ流入する液相冷媒中の冷凍機油濃度が高くなりやすい。

　さらに、蒸発器へ流入する液相冷媒中の冷凍機油濃度が高くなってしまうと、蒸発器内に滞留する冷凍機油量が増加してしまうので、例えば、熱交換部を構成するチューブの内壁面に冷凍機油が付着してしまい、蒸発器の熱交換性能を悪化させやすい。

　このため、圧縮機、放熱器、膨張弁、および蒸発器を環状に接続することによって構成される「一般的な冷凍サイクル装置」では、図６の太破線に示すように、蒸発器へ流入する液相冷媒中の冷凍機油濃度の上昇に伴って、蒸発器の冷却能力が低下してしまう。

　ところが、本発明者らの試験検討によれば、本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル１０と同様のサイクル構成の「気液分離器を有する冷凍サイクル装置」では、図６の太実線に示すように、蒸発器へ流入する液相冷媒中の冷凍機油濃度を５ｗｔ％程度まで上昇させることで、蒸発器全体としての冷却能力が向上することが確認された。より詳細には、冷凍機油濃度を所定の濃度（ピーク濃度）に近づけることで、蒸発器全体としての冷却能力が極大値となることが確認された。

　さらに、本発明者らが、そのメカニズムについて調査したところ、気液分離器にて分離された液相冷媒を蒸発器へ流入させる冷凍サイクル装置では、蒸発器へ流入する冷媒の乾き度が比較的低い値（具体的には、乾き度０．２以下）になることによって、蒸発器の冷却能力が向上することが判明した。

　その理由は、比較的低い乾き度の冷媒中では、冷凍機油濃度をピーク濃度に近づけることで、冷凍機油の粒が沸騰核となって液相冷媒の沸騰を促進するからである。そして、液相冷媒の沸騰を促進することで、熱交換部のうち、当該比較的低い乾き度の冷媒が流通する領域を構成するチューブ等における熱伝達率を向上させることができ、蒸発器全体としての冷却能力を向上させることができる。

　より具体的には、図７に示すように、熱交換部のうち乾き度が約０．４より低い冷媒が流通する領域では、冷凍機油が溶け込んでいない冷媒よりも、冷凍機油濃度がピーク濃度（５ｗｔ％程度）となっている冷媒を流通させる方が、当該領域における局所的な熱伝達率を向上させることができる。

　さらに、熱交換部のうち乾き度が約０．２より低い冷媒が流通する領域の局所的な熱伝達率は、冷凍機油が溶け込んでいない冷媒を流通させた際の局所的な熱伝達率の最高値よりも高い値となる。

　なお、図７は、蒸発器の入口側から出口側へ至る冷媒流路における冷媒の乾き度と、熱交換部の局所的な熱伝達率との関係を示すグラフであって、冷凍機油濃度が５ｗｔ％程度となっている冷媒を太実線で示し、冷凍機油濃度が０％となっている（すなわち、冷凍機油が溶け込んでいない）冷媒を太破線で示している。

　これに対して、本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル１０では、前述の如く、蒸発器１４の冷媒流入口１４ａへ流入する冷媒における冷凍機油濃度が５ｗｔ％程度（ピーク濃度）となるように冷凍機油が混入されているので、蒸発器１４全体としての冷却能力を極大値に近づけることができる。

　その一方で、上述した熱交換部の熱伝達率の向上は、熱交換部のうち比較的低い乾き度の冷媒（具体的には、乾き度が０．４より低い冷媒）が流通する領域において生じる。さらに、熱交換部のうち比較的高い乾き度の冷媒（具体的には、乾き度が０．４以上の冷媒）が流通する領域では、冷媒の蒸発が進行することによって乾き度が上昇してしまうので、熱伝達率の向上を期待できないだけでなく、冷凍機油濃度の上昇によって熱交換性能が悪化してしまう。

　これに加えて、蒸発器へ流入する冷媒の乾き度が比較的低くなっていると、冷媒密度の上昇によって蒸発器へ流入した冷媒の流速が低下してしまうので、蒸発器へ流入した冷媒を各チューブへ分配する際の分配性が悪化する。

　そのため、本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル１０では、蒸発器１４へ流入させる冷凍機油濃度を、蒸発器の冷却能力が極大値となるピーク濃度に設定してしまうと、蒸発器１４にて冷却される送風空気に温度分布が生じてしまうおそれがある。

　これに対して、本実施形態の蒸発器１４によれば、入口側空間Ｓｐ１から入口側ターンパスＴｎ１を構成するチューブ４１へ流入した直後の冷媒のレイノルズ数Ｒｅが、数式Ｆ１を満足するように、各寸法が設定されている。
Ｒｅ≧１８００　…（Ｆ１）
　従って、蒸発器１４の冷媒流入口１４ａから入口側空間Ｓｐ１へ流入する冷媒の流速が大きく低下してしまうことがない。

　その結果、冷媒流入口１４ａ側にエジェクタ１３の気液分離空間３０ｆにて分離された液相冷媒が導かれる蒸発器１４であっても、入口側空間Ｓｐ１から入口側ターンパスＴｎ１を構成する各チューブ４１へ冷媒を分配する際の分配性の悪化を抑制できる。

　ここで、入口側ターンパスＴｎ１を構成するチューブ４１を流通する冷媒は、蒸発器１４内を流通する冷媒のうち比較的低い乾き度の冷媒となる。このため、熱交換部４０ａ、４０ｂのうち、入口側ターンパスＴｎ１によって構成される入口側の熱交換領域は、冷凍機油が混入した冷媒が流通する際に高い冷却能力を発揮する領域となる。

　従って、入口側ターンパスＴｎ１を構成する各チューブ４１へ冷媒を分配する際の分配性の悪化を抑制することで、入口側の熱交換領域にて冷却された送風空気に生じる温度分布を抑制することができる。その結果、蒸発器１４全体としても、冷却された送風空気に生じる温度分布を効果的に抑制することができる。

　さらに、本発明者らの試験検討によれば、図８に示すように、レイノルズ数Ｒｅが、１８００以上となっている範囲では、冷凍機油濃度を所定の濃度（ピーク濃度）に近づけることで、サイクルの負荷変動によらず蒸発器１４全体としての冷却能力が確実に極大値をとることも確認されている。なお、図８の試験結果は、以下の高負荷運転条件および低負荷運転条件で確認されている。

　高負荷運転条件は、サイクルを循環する冷媒流量（すなわち、前述の冷媒流量Ｇｒに相当）が１３０ｋｇ／ｈ程度であり、蒸発器１４（具体的には、入口側空間Ｓｐ１）へ流入する直前あるいは流入した直後の冷媒の乾き度が０．０１程度である。さらに、高負荷運転条件では、蒸発器１４出口側冷媒圧力が０．３１ＭＰａ程度となり、蒸発器１４出口側冷媒過熱度が１０℃程度となる。

　低負荷運転条件は、サイクルを循環する冷媒流量が２０ｋｇ／ｈ程度であり、蒸発器１４（具体的には、入口側空間Ｓｐ１）へ流入する直前あるいは流入した直後の冷媒の乾き度が０．０２程度である。さらに、低負荷運転条件では、蒸発器１４出口側冷媒圧力が０．３７ＭＰａ程度となり、蒸発器１４出口側冷媒過熱度が３℃程度となる。

　また、本実施形態の蒸発器１４によれば、数式Ｆ４、Ｆ５を同時に満足するように、各寸法を設定している。
ＡＴ１／Ａｉｎ≦３．５　…（Ｆ４）Ｌｇ１／Ｄｉｎ≦２５　…（Ｆ５）
　ここで、合計通路断面積ＡＴ１が、入口通路断面積Ａｉｎに対して小さくなるに伴って、入口側ターンパスＴｎ１を構成するチューブ４１へ流入する冷媒の流速が増加する。従って、入口通路断面積Ａｉｎに対する合計通路断面積ＡＴ１の比（ＡＴ１／Ａｉｎ）を小さくするに伴って、冷媒を入口側空間Ｓｐ１から入口側ターンパスＴｎ１を構成する各チューブ４１へ分配する際の分配性を向上させやすい。

　また、長手方向の長さＬｇ１が、入口相当直径Ｄｉｎに対して小さくなるに伴って、冷媒流入口１４ａから最も離れたチューブ４１へ冷媒を到達させやすい。従って、入口相当直径Ｄｉｎに対する長手方向の長さＬｇ１の比（Ｌｇ１／Ｄｉｎ）を小さくするに伴って、冷媒を入口側空間Ｓｐ１から入口側ターンパスＴｎ１を構成する各チューブ４１へ分配する際の分配性を向上させやすい。

　さらに、本発明者らの検討によれば、数式Ｆ４、Ｆ５を同時に満足するように各寸法を設定することで、図９のグラフに示すように、蒸発器１４全体として高い冷却能力を発揮させながら、冷媒を入口側空間Ｓｐ１から入口側ターンパスＴｎ１を構成する各チューブ４１へ分配する際の分配性の悪化を充分に抑制することができることが判っている。その結果、蒸発器１４全体としても、冷却された送風空気に生じる温度分布を効果的に抑制することができる。

　また、本実施形態の蒸発器１４によれば、熱交換部として、風上側熱交換部４０ａ、および風下側熱交換部４０ｂが設けられており、冷媒流入口１４ａへ流入した冷媒が、風下側熱交換部４０ｂ→風上側熱交換器４０ａの順に流通するように接続されている。従って、風上側熱交換部４０ａにて冷却された送風空気を、さらに風下側熱交換部４０ｂにて冷却する構成とすることができる。

　このような構成では、送風空気の流れ方向から見たときに、例えば、風下側熱交換部４０ｂのうち高い冷却能力を発揮する領域と、風上側熱交換部４０ａのうち冷却能力が低くなってしまう領域とを重合配置することができる。従って、送風空気に生じる温度分布を抑制しやすい。

　さらに、本実施形態では、冷媒流入口１４ａへ流入する冷媒の乾き度が０．２以下となっており、風下側熱交換部４０ｂ側から風上側熱交換部４０ａ側へ流入する冷媒の乾き度が０．４以上、かつ、０．５以下となっている。

　これによれば、風下側熱交換部４０ｂでは、比較的低い乾き度の冷媒（具体的には、乾き度０．２～０．４程度の冷媒）を蒸発させることができる。また、風上側熱交換部４０ａでは、比較的高い乾き度の冷媒（具体的には、乾き度０．４以上の冷媒）を蒸発させることができる。従って、風下側熱交換部４０ｂを風上側熱交換部４０ａよりも高い冷却能力を発揮する領域とすることができる。

　これにより、風上側熱交換部４０ａにて冷却された冷却対象流体に生じる温度分布、および風下側熱交換部４０ｂにて冷却された冷却対象流体に生じる温度分布を抑制することができる。その結果、蒸発器１４全体として、冷却された送風空気に生じる温度分布をより一層効果的に抑制することができる。

　さらに、本実施形態では、入口側空間Ｓｐ１が、風下側上方タンク４４内に形成されているので、風下側熱交換部４０ｂにて発揮される冷却能力を、風上側熱交換部４０ａにて発揮される冷却能力よりも向上させることができる。従って、風上側熱交換部４０ａおよび風下側熱交換部４０ｂの温度と送風空気の温度との温度差を確保して、効率的に送風空気を冷却することができる。

　また、本実施形態の蒸発器１４によれば、風上側熱交換部４０ａと風下側熱交換部４０ｂとの間で冷媒を流通させるための連通路が複数設けられている。従って、冷媒が蒸発器１４内を流通する際の通路圧損を低下させることもできる。
（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、蒸発器１４内の冷媒流路構成を変更した例を説明する。なお、図１０は、第１実施形態の図３に対応する図面である。

　具体的には、本実施形態では、風下側下方タンク４５の長手方向一端側の底面に、冷媒流入口１４ａが形成されている。従って、本実施形態の入口側空間Ｓｐ１は、風下側下方タンク４５内に形成されている。さらに、風上側下方タンク４３の長手方向一端側の底面に、冷媒流出口１４ｂが形成されている。

　また、図１０に示すように、風上側下方タンク４３、風下側上方タンク４４、風下側下方タンク４５の内部には、それぞれタンク内の空間を仕切るセパレータ４３ａ、４４ａ、４５ａが配置されている。

　これにより、本実施形態の蒸発器１４では、図１０の太実線矢印に示すように冷媒が流れる。具体的には、第１実施形態と同様に、風上側熱交換部４０ａ内の冷媒流路および風下側熱交換部４０ｂ内の冷媒流路は、冷媒流入口１４ａへ流入した冷媒が、風下側熱交換部４０ｂを流通した後に風上側熱交換部４０ａを流通するように接続されている。

　また、本実施形態の蒸発器１４においても、図１０に示すように、風下側熱交換部４０ｂには、入口側ターンパスＴｎ１→第２ターンパスＴｎ２→第３ターンパスＴｎ３の順で冷媒が流れる３つのターンパスが形成されている。さらに、風上側熱交換部４０ａには、第４ターンパスＴｎ４→出口側ターンパスＴｎ５の順で冷媒が流れる２つのターンパスが形成されている。

　その他の蒸発器１４およびエジェクタ式冷凍サイクル１０の構成および作動については、第１実施形態と同様である。従って、本実施形態の蒸発器１４においても第１実施形態と同様に、蒸発器１４にて冷却された送風空気に生じる温度分布を効果的に抑制することができる。

　さらに、本実施形態では、風下側下方タンク４５内に入口側空間Ｓｐ１が形成されているので、入口側空間Ｓｐ１内へ流入した冷媒が、重力の作用によって冷媒流入口１４ａ近傍のチューブ４１へ流入してしまうことを抑制できる。従って、入口側空間Ｓｐ１から入口側ターンパスＴｎ１を構成する各チューブ４１へ分配する際の分配性をより一層向上させることができる。
（第３実施形態）
　上述の実施形態では、気液分離機能付きのエジェクタ１３を有するエジェクタ式冷凍サイクル１０に、蒸発器１４を適用した例を説明したが、本実施形態では、図１１の全体構成図に示すように、互いに別の構成機器として構成されたエジェクタ１５および気液分離器１６を有するエジェクタ式冷凍サイクル１０に、蒸発器１４を適用している。

　より具体的には、本実施形態のエジェクタ１５は、ノズル部１５ａおよびボデー部１５ｂを有して構成されている。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）等で形成されており、その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ものである。

　本実施形態では、ノズル部１５ａとして、エジェクタ式冷凍サイクル１０の通常運転時に、冷媒噴射口から噴射される噴射冷媒の流速が音速以上となるように設定されたものが採用されている。このようなノズル部１５ａとしては、ラバールノズル、先細ノズルのいずれを採用してもよい。

　ボデー部１５ｂは、略円筒状の金属（例えば、アルミニウム）あるいは樹脂で形成されており、内部にノズル部１５ａを支持固定する固定部材として機能するとともに、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、ノズル部１５ａは、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にて固定されている。従って、ノズル部１５ａとボデー部１５ｂとの固定部（圧入部）から冷媒が漏れることはない。

　また、ボデー部１５ｂの外周面のうち、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ノズル部１５ａの冷媒噴射口と連通するように設けられた冷媒吸引口１５ｃが形成されている。この冷媒吸引口１５ｃは、ノズル部１５ａから噴射される噴射冷媒の吸引作用によって、蒸発器１４から流出した冷媒をエジェクタ１５の外部から内部へ吸引する貫通穴である。

　さらに、ボデー部１５ｂの内部には、冷媒吸引口１５ｃから吸引された吸引冷媒をノズル部１５ａの冷媒噴射口側へ導く吸引通路、および冷媒吸引口１５ｃから吸引通路を介してエジェクタ１５の内部へ流入した吸引冷媒と噴射冷媒とを混合させて昇圧させる昇圧部としてのディフューザ部１５ｄが形成されている。

　ディフューザ部１５ｄは、吸引通路の出口に連続するように配置されて、冷媒通路面積を徐々に拡大させる空間によって形成されている。これにより、噴射冷媒と吸引冷媒とを混合させながら、その流速を減速させて噴射冷媒と吸引冷媒との混合冷媒の圧力を上昇させる機能、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機能を果たす。

　気液分離器１６は、エジェクタ１５のディフューザ部１５ｄから流出した冷媒の気液を分離する気液分離器である。なお、本実施形態では、気液分離器１６として、分離された液相冷媒を殆ど蓄えることなく液相冷媒流出口から流出させるように比較的内容積の小さいものを採用しているが、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有するものを採用してもよい。

　気液分離器１６の気相冷媒流出口には、圧縮機１１の吸入口側が接続されている。また、気液分離器１６の液相冷媒流出口には、固定絞り１６ａを介して、蒸発器１４の冷媒流入口１４ａ側が接続されている。固定絞り１６ａは、第１実施形態で説明したオリフィス３１ｉと同様の機能を果たすもので、具体的には、オリフィス、キャピラリチューブ等を採用することができる。

　その他のエジェクタ式冷凍サイクル１０の構成および作動については、第１実施形態と同様である。つまり、本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル１０は、上述の実施形態で説明したサイクルと実質的に同等のサイクル構成となっている。

　このため、本実施形態においても、蒸発器１４の冷媒流入口１４ａから流入する冷媒の冷凍機油濃度が蒸発器１４の冷却能力を極大値にするピーク濃度となり、乾き度が０．２以下となる。従って、本実施形態の蒸発器１４においても第１実施形態と同様に、蒸発器１４全体として高い冷却能力を発揮しつつ、冷却された送風空気に生じる温度分布を効果的に抑制することができる。

　（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。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３実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル１０に、第２実施形態で説明した蒸発器１４を適用してもよい。

　（１）上述の実施形態では、本開示に係る蒸発器１４をエジェクタ式冷凍サイクル１０に適用した例を説明したが、本開示に係る蒸発器１４を適用可能な冷凍サイクル装置は、これに限定されない。

　本開示に係る蒸発器１４は、冷媒流入口１４ａから流入する冷媒の乾き度が比較的低い値（具体的には、乾き度０．２以下）となる冷凍サイクル装置に適用して有効である。従って、蒸発器１４の上流側に気液分離器が配置され、冷媒流入口１４ａ側に気液分離器にて分離された液相冷媒が導かれる冷凍サイクル装置に適用して有効である。

　さらに、気液分離器にて気液分離される冷媒は、上述の実施形態で説明したように、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒よりも低い圧力に減圧された冷媒であることが望ましい。その理由は、気液分離器から蒸発器１４へ至る冷媒通路における減圧量が少ない方が冷媒流入口１４ａから流入する冷媒の乾き度が低くなるからである。

　例えば、本開示に係る蒸発器１４を、冷媒を多段階に昇圧させる圧縮機と、圧縮機から吐出された高圧冷媒と外気（あるいは加熱対象流体）とを熱交換させる放熱器と、放熱器から流出した冷媒を中間圧冷媒となるまで減圧させる高段側減圧手段と、高段側減圧手段にて減圧された冷媒の気液を分離する気液分離器と、気液分離器にて分離された液相冷媒を低圧冷媒となるまで減圧させる低段側減圧手段と、を備え、気液分離器にて分離された気相冷媒を圧縮機の中間圧冷媒吸入口へ流入させるサイクル構成の冷凍サイクル装置（エコノマイザ式冷凍サイクル）に適用してもよい。

　さらに、エコノマイザ式冷凍サイクルに適用する場合は、低段側減圧手段の出口側に蒸発器１４の冷媒流入口１４ａ側を接続し、蒸発器１４の冷媒流出口１４ｂに圧縮機の低圧冷媒吸入口側を接続すればよい。

　（２）上述の実施形態では、風下側タンク（風下側上方タンク４４、および風下側下方タンク４５）内に入口側空間Ｓｐ１を形成し、蒸発器１４内に流入した冷媒を風下側熱交換部４０ｂ→風上側熱交換部４０ａの順に流通させるように構成した例を説明したが、蒸発器１４内の冷媒流路構成はこれに限定されない。

　例えば、風上側タンク（風上側上方タンク４２、および風上側下方タンク４３）内に入口側空間Ｓｐ１を形成し、蒸発器１４内に流入した冷媒を風上側熱交換部４０ａ→風下側熱交換部４０ｂの順に流通させるように構成してもよい。

　（３）エジェクタ式冷凍サイクル１０を構成する各構成機器は、上述の実施形態に開示されたものに限定されない。

　例えば、上述の実施形態では、圧縮機１１として、電動圧縮機を採用した例を説明したが、圧縮機１１として、プーリ、ベルト等を介して車両走行用エンジンから伝達される回転駆動力によって駆動されるエンジン駆動式の圧縮機を採用してもよい。さらに、エンジン駆動式の圧縮機としては、吐出容量の変化により冷媒吐出能力を調整することのできる可変容量型圧縮機、あるいは電磁クラッチの断続により圧縮機の稼働率を変化させて冷媒吐出能力を調整する固定容量型圧縮機を採用することができる。

　また、上述の実施形態では、放熱器１２として、サブクール型の熱交換器を採用した例を説明したが、凝縮部１２ａのみからなる通常の放熱器を採用してもよい。さらに、通常の放熱器とともに、この放熱器にて放熱した冷媒の気液を分離して余剰液相冷媒を蓄える受液器（レシーバ）を採用してもよい。

　（４）上述の実施形態では、本開示に係る蒸発器１４を備える冷凍サイクル装置（エジェクタ式冷凍サイクル１０）を、車両用空調装置に適用した例を説明したが、本開示に係る蒸発器１４を備える冷凍サイクル装置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。

　本開示は、実施例に準拠して記述されたが、本開示は当該実施例や構造に限定されるものではないと理解される。本開示は、様々な変形例や均等範囲内の変形をも包含する。加えて、様々な組み合わせや形態、さらには、それらに一要素のみ、それ以上、あるいはそれ以下、を含む他の組み合わせや形態をも、本開示の範疇や思想範囲に入るものである。

Claims (11)

1. 　冷媒中に冷凍機油が混入した蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置（１０）に適用される蒸発器であって、
   　気液分離器（３０ｆ、１６）にて冷媒を分離して得られた液相冷媒が導かれる冷媒流入口（１４ａ）と、
   　積層配置されて内部に冷媒が流通する複数本のチューブ（４１）を有し、冷媒と冷却対象流体とを熱交換させる熱交換部（４０ａ、４０ｂ）と、
   　前記複数本のチューブ（４１）の積層方向に延び、前記複数本のチューブ（４１）の端部に接続されて、前記複数本のチューブ（４１）から冷媒を集合あるいは前記複数本のチューブ（４１）へ冷媒を分配するタンク（４２～４５）と、を備え、
   　前記タンク（４２～４５）内の同一空間から分配された冷媒を同一方向に流す前記複数本のチューブ（４１）の一群によって形成される流体経路をターンパスと定義し、
   　前記タンク（４２～４５）は、前記冷媒流入口（１４ａ）から冷媒が流入する入口側空間（Ｓｐ１）を有し、
   　前記入口側空間（ＳＰ１）に接続されるターンパスを入口側ターンパス（Ｔｎ１）と定義し、
   　ρを、前記入口側空間（Ｓｐ１）へ流入する冷媒の密度、Ｇｒを、前記入口側空間（Ｓｐ１）へ流入する冷媒の質量流量、ＡＴ１を、前記入口側ターンパス（Ｔｎ１）を構成する一群の前記複数本のチューブ（４１）の合計通路断面積、φＤａを、前記合計通路断面積（ＡＴ１）の合計相当直径、μを、前記入口側空間（Ｓｐ１）へ流入する冷媒の飽和液粘性係数、と定義し、
   　前記入口側ターンパス（Ｔｎ１）へ流入した冷媒のレイノルズ数Ｒｅが、
   Ｒｅ＝ρ×ｕ×φＤａ／μ
   ｕ＝Ｇｒ／ρ×ＡＴ１
   　と表せ、
   Ｒｅ≧１８００
   　となっている蒸発器。
2. 　冷媒中に冷凍機油が混入した蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置（１０）に適用される蒸発器であって、
   　気液分離器（３０ｆ、１６）にて冷媒を分離して得られた液相冷媒が導かれる冷媒流入口（１４ａ）と、
   　積層配置されて内部に冷媒が流通する複数本のチューブ（４１）を有し、冷媒と冷却対象流体とを熱交換させる熱交換部（４０ａ、４０ｂ）と、
   　前記複数本のチューブ（４１）の積層方向に延び、前記複数本のチューブ（４１）の端部に接続されて、前記複数本のチューブ（４１）から冷媒を集合あるいは前記複数本のチューブ（４１）へ冷媒を分配するタンク（４２～４５）と、を備え、
   　前記タンク（４２～４５）内の同一空間から分配された冷媒を同一方向に流す前記複数本のチューブ（４１）の一群によって形成される流体経路をターンパスと定義し、
   　前記タンク（４２～４５）は、前記冷媒流入口（１４ａ）から冷媒が流入する入口側空間（Ｓｐ１）を有し、
   　前記入口側空間（ＳＰ１）に接続されるターンパスを入口側ターンパス（Ｔｎ１）と定義し、
   　前記冷媒流入口（１４ａ）の入口通路断面積をＡｉｎ、および前記入口側ターンパス（Ｔｎ１）を構成する一群の前記複数本のチューブ（４１）の合計通路断面積をＡＴ１と定義し、
   ＡＴ１／Ａｉｎ≦３．５
   　となっており、かつ、
   　前記冷媒流入口（１４ａ）の入口相当直径をＤｉｎ、および前記入口側空間（Ｓｐ１）の前記積層方向の長さをＬｇ１と定義し、
   Ｌｇ１／Ｄｉｎ≦２５
   　となっている蒸発器。
3. 　前記複数本のチューブ（４１）は、第１列および第２列に積層配置されており、
   　前記熱交換部（４０ａ、４０ｂ）は、
   　前記複数本のチューブ（４１）の第１列を含み、前記冷媒と前記冷却対象流体とを熱交換させる風上側熱交換部（４０ａ）と、
   　前記風上側熱交換部（４０ａ）よりも前記冷却対象流体の流れ方向下流側に配置されて、前記複数本のチューブ（４１）の第２列を含み、前記冷媒と前記冷却対象流体とを熱交換させる風下側熱交換部（４０ｂ）と、を備え、
   　前記風上側熱交換部（４０ａ）内の冷媒流路および前記風下側熱交換部（４０ｂ）内の冷媒流路は、前記冷媒流入口（１４ａ）へ流入した冷媒が、前記風上側熱交換部（４０ａ）および前記風下側熱交換部（４０ｂ）のうち一方を流通した後に前記風上側熱交換部（４０ａ）および前記風下側熱交換部（４０ｂ）のうち他方を流通するように接続されている請求項１または２に記載の蒸発器。
4. 　前記タンク（４２～４５）は、前記風下側熱交換部（４０ｂ）の前記複数本のチューブ（４１）の第２列が接続される風下側タンク（４４、４５）、および前記風上側熱交換部（４０ａ）の前記複数本のチューブ（４１）の第１列が接続される風上側タンク（４２、４３）を有し、
   　前記入口側空間（Ｓｐ１）は、前記風下側タンク（４４、４５）内に位置している請求項３に記載の蒸発器。
5. 　前記風上側熱交換部（４０ａ）と前記風下側熱交換部（４０ｂ）と間で冷媒を流通させる複数の連通路をさらに備えている請求項３または４に記載の蒸発器。
6. 　前記風上側熱交換部（４０ａ）および前記風下側熱交換部（４０ｂ）のうち一方から流出して前記風上側熱交換部（４０ａ）および前記風下側熱交換部（４０ｂ）のうち他方へ流入する冷媒の乾き度が、０．４以上となるように前記一方の熱交換部が構成されている請求項３ないし５のいずれか１つに記載の蒸発器。
7. 　前記冷凍サイクル装置（１０）は、前記冷媒流入口（１４ａ）へ流入する冷媒の乾き度が０．２以下となるように構成されている請求項１ないし６のいずれか１つに記載の蒸発器。
8. 　冷媒中に冷凍機油が混入した蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置（１０）に適用される蒸発器であって、
   　気液分離器（３０ｆ、１６）にて冷媒を分離して得られた液相冷媒が導かれる冷媒流入口（１４ａ）と、
   　積層配置されて内部に冷媒が流通する複数本のチューブ（４１）を有し、冷媒と冷却対象流体とを熱交換させる熱交換部（４０ａ、４０ｂ）と、
   　前記複数本のチューブ（４１）の積層方向に延び、前記複数本のチューブ（４１）の端部に接続されて、前記複数本のチューブ（４１）から冷媒を集合あるいは前記複数本のチューブ（４１）へ冷媒を分配するタンク（４２～４５）と、を備え、
   　前記複数本のチューブ（４１）は、第１列および第２列に積層配置されており、
   　前記熱交換部（４０ａ、４０ｂ）は、
   　前記複数本のチューブ（４１）の第１列を含み、前記冷媒と前記冷却対象流体とを熱交換させる風上側熱交換部（４０ａ）と、
   　前記風上側熱交換部（４０ａ）よりも前記冷却対象流体の流れ方向下流側に配置されて、前記複数本のチューブ（４１）の第２列を含み、前記冷媒と前記冷却対象流体とを熱交換させる風下側熱交換部（４０ｂ）と、を備え、
   　前記風上側熱交換部（４０ａ）内の冷媒流路および前記風下側熱交換部（４０ｂ）内の冷媒流路は、前記冷媒流入口（１４ａ）へ流入した冷媒が、前記風上側熱交換部（４０ａ）および前記風下側熱交換部（４０ｂ）のうち一方を流通した後に前記風上側熱交換部（４０ａ）および前記風下側熱交換部（４０ｂ）のうち他方を流通するように接続されており、
   　前記冷凍サイクル装置（１０）は、前記冷媒流入口（１４ａ）へ流入する冷媒の乾き度が０．２以下となるように構成されており、
   　前記風上側熱交換部（４０ａ）および前記風下側熱交換部（４０ｂ）のうち一方から流出して前記風上側熱交換部（４０ａ）および前記風下側熱交換部（４０ｂ）のうち他方へ流入する冷媒の乾き度が、０．４以上となるように前記一方の熱交換部が構成されている蒸発器。
9. 　前記入口側空間（Ｓｐ１）は、前記複数本のチューブ（４１）の鉛直方向下方側の端部に接続されたタンク（４２～４５）内に位置している請求項１ないし８のいずれか１つに記載の蒸発器。
10. 　前記冷凍サイクル装置（１０）は、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）を有し、
    　前記気液分離器（３０ｆ、１６）は、前記圧縮機（１１）から吐出された高圧冷媒よりも低い圧力に減圧された冷媒の気液を分離する請求項１ないし９のいずれか１つに記載の蒸発器。
11. 　前記冷凍サイクル装置（１０）は、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）を有し、
    　前記冷凍サイクル装置（１０）は、前記圧縮機（１１）から吐出された高圧冷媒を減圧させるノズル部から噴射される噴射冷媒の吸引作用によって外部から冷媒を吸引するエジェクタ（１３、１５）を有する請求項１ないし１０のいずれか１つに記載の蒸発器。

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