WO2016063442A1 - エジェクタ式冷凍サイクル装置 - Google Patents

エジェクタ式冷凍サイクル装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2016063442A1
WO2016063442A1 PCT/JP2015/004094 JP2015004094W WO2016063442A1 WO 2016063442 A1 WO2016063442 A1 WO 2016063442A1 JP 2015004094 W JP2015004094 W JP 2015004094W WO 2016063442 A1 WO2016063442 A1 WO 2016063442A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
refrigerant
compressor
ejector
flow rate
inflow
Prior art date
Application number
PCT/JP2015/004094
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
嘉徳 荒木
田代　敏幸
山田　雅啓
粂　真
西嶋　春幸
陽平 長野
佳之 横山
Original Assignee
株式会社デンソー
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 株式会社デンソー filed Critical 株式会社デンソー
Priority to CN201580053233.0A priority Critical patent/CN106796059B/zh
Priority to DE112015004790.5T priority patent/DE112015004790T5/de
Priority to US15/513,469 priority patent/US20170307259A1/en
Publication of WO2016063442A1 publication Critical patent/WO2016063442A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B6/00—Compression machines, plants or systems, with several condenser circuits
    • F25B6/04—Compression machines, plants or systems, with several condenser circuits arranged in series
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
    • F25B1/06—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle with compressor of jet type, e.g. using liquid under pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B39/00—Evaporators; Condensers
    • F25B39/02—Evaporators
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B41/00—Fluid-circulation arrangements
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B41/00—Fluid-circulation arrangements
    • F25B41/20—Disposition of valves, e.g. of on-off valves or flow control valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B5/00—Compression machines, plants or systems, with several evaporator circuits, e.g. for varying refrigerating capacity
    • F25B5/02—Compression machines, plants or systems, with several evaporator circuits, e.g. for varying refrigerating capacity arranged in parallel
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2341/00—Details of ejectors not being used as compression device; Details of flow restrictors or expansion valves
    • F25B2341/001—Ejectors not being used as compression device
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2341/00—Details of ejectors not being used as compression device; Details of flow restrictors or expansion valves
    • F25B2341/001—Ejectors not being used as compression device
    • F25B2341/0011—Ejectors with the cooled primary flow at reduced or low pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2341/00—Details of ejectors not being used as compression device; Details of flow restrictors or expansion valves
    • F25B2341/001—Ejectors not being used as compression device
    • F25B2341/0012—Ejectors with the cooled primary flow at high pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2341/00—Details of ejectors not being used as compression device; Details of flow restrictors or expansion valves
    • F25B2341/001—Ejectors not being used as compression device
    • F25B2341/0014—Ejectors with a high pressure hot primary flow from a compressor discharge
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2600/00—Control issues
    • F25B2600/25—Control of valves
    • F25B2600/2515—Flow valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2700/00—Sensing or detecting of parameters; Sensors therefor
    • F25B2700/21—Temperatures
    • F25B2700/2104—Temperatures of an indoor room or compartment
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2700/00—Sensing or detecting of parameters; Sensors therefor
    • F25B2700/21—Temperatures
    • F25B2700/2106—Temperatures of fresh outdoor air
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2700/00—Sensing or detecting of parameters; Sensors therefor
    • F25B2700/21—Temperatures
    • F25B2700/2117—Temperatures of an evaporator
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B39/00—Evaporators; Condensers

Definitions

  • the present disclosure relates to an ejector-type refrigeration cycle apparatus including an ejector that functions as a refrigerant decompression unit.
  • an ejector refrigeration cycle apparatus which is a vapor compression refrigeration cycle apparatus including an ejector as a refrigerant decompression unit, is known.
  • the pressure of the intake refrigerant is higher than that of a normal refrigeration cycle apparatus in which the refrigerant evaporating pressure in the evaporator and the pressure of the intake refrigerant sucked into the compressor are substantially equal due to the boosting action of the ejector. Can be raised.
  • the power consumption of the compressor can be reduced and the coefficient of performance (COP) of the cycle can be improved.
  • Patent Document 1 discloses an ejector-type refrigeration cycle apparatus including an ejector provided with a swirling space for generating a swirling flow in a supercooled liquid phase refrigerant flowing into a nozzle portion (nozzle passage).
  • the refrigerant on the swivel center side is boiled under reduced pressure by swirling the supercooled liquid phase refrigerant in the swirl space, and there is more gas phase refrigerant on the center side than on the outer peripheral side of the swirl space.
  • the refrigerant is in a two-phase separated state. And by flowing the refrigerant in the two-phase separated state into the nozzle passage, the boiling of the refrigerant in the nozzle passage is promoted, and the energy conversion efficiency when the pressure energy of the refrigerant is converted into kinetic energy in the nozzle passage is improved. Yes.
  • the ejector-type refrigeration cycle apparatus of Patent Document 1 sometimes generates noise from the ejector when the compressor is started. It should be noted that the time when the compressor is started includes the time immediately after the compressor is started, and at least the time from when the compressor does not exhibit the refrigerant discharge capability to the state where the desired target refrigerant discharge capability is achieved. Shall be.
  • the present inventors investigated the cause, for example, when the ejector-type refrigeration cycle apparatus is started at a high outside air temperature, the gas-liquid two-phase refrigerant that is not sufficiently cooled from the radiator when the compressor is started.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant was found to flow into the ejector.
  • This indication aims at reducing the noise which arises from an ejector at the time of starting of a compressor in an ejector type refrigeration cycle device provided with an ejector which has a swirl flow generation part in view of the above-mentioned point.
  • An ejector refrigeration cycle apparatus includes a compressor that compresses and discharges a refrigerant, a radiator that dissipates the refrigerant discharged from the compressor, and a swirling flow to the refrigerant that flows out of the radiator.
  • a swirling flow generating section to be generated a nozzle section for depressurizing the refrigerant flowing out of the swirling flow generating section, a refrigerant suction port for sucking the refrigerant by a suction action of a high-speed jet refrigerant jetted from the nozzle section, and a jet refrigerant
  • an ejector having a body part formed with a boosting part for increasing the pressure by mixing the refrigerant sucked from the refrigerant suction port, an evaporator for evaporating the refrigerant and flowing out to the refrigerant suction port, and a refrigerant discharge of the compressor
  • a discharge capacity control unit that controls the capacity.
  • the swirl flow generating portion is configured to have a portion that forms a swirl space formed in a rotating body shape and a portion that forms a refrigerant inflow passage through which a refrigerant flows so as to flow along the outer peripheral side wall surface of the swirl space.
  • the discharge capacity control unit increases the refrigerant discharge capacity so that the increase amount of the refrigerant discharge capacity per predetermined time is lower than a predetermined reference capacity increase amount when the compressor is started.
  • the discharge capacity control unit increases the refrigerant discharge capacity so that the increase amount of the refrigerant discharge capacity per predetermined time is lower than the predetermined reference capacity increase amount. Therefore, even if the gas-liquid two-phase refrigerant flows into the refrigerant inflow passage, the flow rate of the gas-liquid two-phase refrigerant is suppressed from being increased, and the gas-liquid two-phase refrigerant flows when flowing through the refrigerant inflow passage. Frictional noise can be reduced.
  • the maximum capacity increase amount that the compressor can increase per predetermined time that is, the maximum capacity increase amount per predetermined time determined by the inherent capacity of the compressor is adopted. Also good.
  • An ejector refrigeration cycle apparatus includes a compressor that compresses and discharges a refrigerant, a radiator that dissipates the refrigerant discharged from the compressor, and a swirling flow to the refrigerant that flows out of the radiator.
  • a swirling flow generating section to be generated a nozzle section for depressurizing the refrigerant flowing out of the swirling flow generating section, a refrigerant suction port for sucking the refrigerant by a suction action of a high-speed jet refrigerant jetted from the nozzle section, and a jet refrigerant
  • An ejector having a body part formed with a boosting part for mixing and suctioning the refrigerant sucked from the refrigerant suction port, an evaporator for evaporating the refrigerant and flowing out to the refrigerant suction port, and a swirl flow generating part
  • An inflow flow rate adjusting unit that adjusts the inflow refrigerant flow rate that flows in.
  • the swirl flow generating portion is configured to have a portion that forms a swirl space formed in a rotating body shape and a portion that forms a refrigerant inflow passage through which a refrigerant flows so as to flow along the outer peripheral side wall surface of the swirl space.
  • the inflow flow rate adjustment unit increases the inflow refrigerant flow rate so that the increase amount of the inflow refrigerant flow rate per predetermined time is lower than a predetermined reference flow rate increase amount when the compressor is started.
  • the inflow flow rate adjusting unit increases the inflow refrigerant flow rate so that the increase amount of the inflow refrigerant flow rate per predetermined time is lower than the predetermined reference flow rate increase amount. Therefore, even if the gas-liquid two-phase refrigerant flows into the refrigerant inflow passage, the flow rate of the gas-liquid two-phase refrigerant is suppressed from being increased, and the gas-liquid two-phase refrigerant flows when flowing through the refrigerant inflow passage. Frictional noise can be reduced.
  • an ejector type refrigeration cycle apparatus including an ejector having a swirl flow generation unit, noise generated from the ejector when the compressor is started can be reduced.
  • a maximum flow rate increase amount that the inflow flow rate adjustment unit can increase per predetermined time may be adopted.
  • the time when the compressor is started is immediately after the compressor is started, and at least the time from when the compressor does not exhibit the refrigerant discharge capability until when the desired target refrigerant discharge capability is achieved. Shall be included. Further, the number of refrigerant inflow passages is not limited to one, and a plurality of refrigerant inflow passages may be provided.
  • the ejector type refrigeration cycle apparatus 10 of the present embodiment shown in the overall configuration diagram of FIG. 1 is applied to a vehicle air conditioner 1 and cools blown air that is blown into a vehicle interior (indoor space) that is an air conditioning target space. Fulfills the function of Therefore, the cooling target fluid of the ejector refrigeration cycle apparatus 10 is blown air.
  • the ejector refrigeration cycle apparatus 10 employs an HFC refrigerant (specifically, R134a) as the refrigerant, and constitutes a subcritical refrigeration cycle in which the high-pressure side refrigerant pressure does not exceed the refrigerant critical pressure.
  • an HFO refrigerant specifically, R1234yf
  • the refrigerant is mixed with refrigerating machine oil for lubricating the compressor 11, and a part of the refrigerating machine oil circulates in the cycle together with the refrigerant.
  • the compressor 11 is configured to increase the pressure until the refrigerant is sucked into the high-pressure refrigerant and discharged.
  • the compressor 11 is disposed in an engine room together with an internal combustion engine (engine) (not shown) that outputs a driving force for traveling the vehicle.
  • the compressor 11 is driven by a rotational driving force output from the engine via a pulley, a belt, and the like.
  • a variable displacement compressor configured to adjust the refrigerant discharge capacity by changing the discharge capacity is adopted as the compressor 11.
  • the discharge capacity (refrigerant discharge capacity) of the compressor 11 is controlled by a control current output from the control device 60 described later to the discharge capacity control valve of the compressor 11.
  • the engine room in the present embodiment is an outdoor space in which the engine is accommodated, and is a space surrounded by a vehicle body, a firewall 50 described later, and the like.
  • the engine room is sometimes called the engine compartment.
  • a refrigerant inlet of the condenser 12 a of the radiator 12 is connected to the discharge port of the compressor 11.
  • the radiator 12 is a heat exchanger for heat radiation that radiates and cools the high-pressure refrigerant by exchanging heat between the high-pressure refrigerant discharged from the compressor 11 and outside air (outside air) blown by the cooling fan 12d. .
  • the radiator 12 is arranged on the front side of the vehicle in the engine room.
  • the radiator 12 of the present embodiment causes heat exchange between the high-pressure gas-phase refrigerant discharged from the compressor 11 and the outside air blown from the cooling fan 12d, and dissipates the high-pressure gas-phase refrigerant to condense.
  • the condensing unit 12a, the receiver 12b that separates the gas-liquid refrigerant flowing out from the condensing unit 12a and stores excess liquid-phase refrigerant, and the liquid-phase refrigerant that flows out from the receiver unit 12b and the outside air blown from the cooling fan 12d. It is configured as a so-called subcool type condenser having a supercooling section 12c that performs heat exchange and supercools the liquid phase refrigerant.
  • the cooling fan 12d 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 60.
  • the refrigerant inlet 31a of the ejector module 13 is connected to the refrigerant outlet of the supercooling portion 12c of the radiator 12.
  • the ejector module 13 functions as a refrigerant pressure reducing unit that depressurizes the supercooled high-pressure liquid-phase refrigerant that has flowed out of the radiator 12, and from an evaporator 14 that will be described later by the suction action of the refrigerant flow injected at a high speed. It functions as a refrigerant circulation section (refrigerant transport section) that sucks (transports) the circulated refrigerant and circulates it.
  • the ejector module 13 of the present embodiment also has a function as a gas-liquid separation unit that separates the gas-liquid of the decompressed refrigerant.
  • the ejector module 13 of the present embodiment is configured as a “gas-liquid separator integrated ejector” or “ejector with a gas-liquid separation function”.
  • a configuration in which the ejector and the gas-liquid separator are integrated is expressed using the term ejector module.
  • the ejector module 13 is disposed in the engine room together with the compressor 11 and the radiator 12.
  • the up and down arrows in FIG. 1 indicate the up and down directions when the ejector module 13 is mounted on the vehicle, and the up and down directions when other components are mounted on the vehicle It is not limited to.
  • FIG. 1 shows an axial sectional view of the ejector module 13.
  • the ejector module 13 of the present embodiment includes a body portion 30 configured by combining a plurality of constituent members.
  • the body part 30 is formed of a cylindrical or prismatic metal member.
  • the body portion 30 is formed with a plurality of refrigerant inlets, a plurality of internal spaces, and the like.
  • the plurality of refrigerant inflow / outflow ports formed in the body part 30 include a refrigerant inflow port 31a that causes the refrigerant that has flowed out from the radiator 12 to flow into the inside, and a refrigerant suction port 31b that draws in the refrigerant that has flowed out from the evaporator 14
  • the liquid-phase refrigerant separated in the gas-liquid separation space 30f formed in the body part 30 is separated in the liquid-phase refrigerant outlet 31c for flowing out to the refrigerant inlet side of the evaporator 14 and the gas-liquid separation space 30f.
  • a gas-phase refrigerant outlet 31 d for allowing the vapor-phase refrigerant thus discharged to flow out to the suction side of the compressor 11 is formed.
  • the internal space formed in the body 30 includes a swirl space 30a for swirling the refrigerant flowing in from the refrigerant inlet 31a, a decompression space 30b for depressurizing the refrigerant flowing out of the swirl space 30a, and a decompression space 30b.
  • a pressurizing space 30e for allowing the refrigerant that has flowed out of the air to flow in, a gas-liquid separation space 30f for separating the gas and liquid of the refrigerant that has flowed out of the pressurizing space 30e, and the like are formed.
  • the swirl space 30a and the gas-liquid separation space 30f are formed in a substantially cylindrical rotating body shape.
  • the decompression space 30b and the pressure increase space 30e are formed in a substantially truncated cone-shaped rotating body shape that gradually expands from the swirl space 30a side toward the gas-liquid separation space 30f side.
  • the central axes of these spaces are all arranged coaxially.
  • the rotating body shape is a three-dimensional shape formed when a plane figure is rotated around one straight line (central axis) on the same plane.
  • the body portion 30 is formed with a suction passage 13b that guides the refrigerant sucked from the refrigerant suction port 31b to the downstream side of the refrigerant flow in the decompression space 30b and to the upstream side of the refrigerant flow in the pressurization space 30e. Yes.
  • the refrigerant inflow passage 31e that connects the refrigerant inlet 31a and the swirl space 30a extends in the tangential direction of the inner wall surface of the swirl space 30a when viewed from the central axis direction of the swirl space 30a.
  • the refrigerant that has flowed into the swirl space 30a from the refrigerant inflow passage 31e flows along the outer peripheral side wall surface of the swirl space 30a and swirls around the central axis of the swirl space 30a.
  • the refrigerant pressure on the central axis side is lower than the refrigerant pressure on the outer peripheral side in the swirling space 30a. Therefore, in the present embodiment, during normal operation of the ejector-type refrigeration cycle apparatus 10, the refrigerant pressure on the central axis side in the swirling space 30a is set to a pressure that becomes a saturated liquid phase refrigerant, or the refrigerant boils under reduced pressure (cavitating cavitation). ) Reduce to pressure.
  • Such adjustment of the refrigerant pressure on the central axis side in the swirling space 30a can be realized by adjusting the swirling flow velocity of the refrigerant swirling in the swirling space 30a. Further, the swirl flow rate can be adjusted by adjusting the area ratio between the passage sectional area of the refrigerant inflow passage 31e and the vertical sectional area in the axial direction of the swirling space 30a, for example.
  • the passage cross-sectional area of the refrigerant inflow passage 31e is formed smaller than the vertical cross-sectional area in the axial direction of the swirling space 30a and set to a relatively small value.
  • the swirling flow velocity in the present embodiment means the flow velocity in the swirling direction of the refrigerant in the vicinity of the outermost peripheral portion of the swirling space 30a.
  • a passage forming member 35 is disposed inside the pressure reducing space 30b and the pressure increasing space 30e.
  • the passage forming member 35 is formed in a substantially conical shape that spreads toward the outer peripheral side as it is separated from the decompression space 30b, and the central axis of the passage formation member 35 is also arranged coaxially with the central axis of the decompression space 30b and the like. ing.
  • the shape of the vertical cross section in the axial direction is annular (circular) between the inner peripheral surface of the portion forming the decompression space 30b and the pressurization space 30e of the body portion 30 and the conical side surface of the passage forming member 35.
  • a doughnut-shaped refrigerant passage excluding a small-diameter circular shape arranged coaxially.
  • the refrigerant passage formed between the portion forming the decompression space 30b of the body portion 30 and the portion on the top side of the conical side surface of the passage forming member 35 is directed toward the downstream side of the refrigerant flow. It is formed in a shape that narrows the cross-sectional area of the passage. Due to this shape, the refrigerant passage constitutes a nozzle passage 13a that functions as a nozzle portion that is isentropically decompressed and ejected.
  • the nozzle passage 13a of the present embodiment gradually reduces the passage cross-sectional area from the inlet side of the nozzle passage 13a toward the minimum passage area portion, and from the minimum passage area portion to the outlet side of the nozzle passage 13a. It is formed in a shape that gradually increases the cross-sectional area of the passage. That is, in the nozzle passage 13a of the present embodiment, the refrigerant passage cross-sectional area changes in the same manner as a so-called Laval nozzle.
  • the swirl space 30a is disposed above the nozzle passage 13a and upstream of the refrigerant flow.
  • the swirling space 30a of the present embodiment swirls the supercooled liquid phase refrigerant flowing into the nozzle passage 13a around the axis of the nozzle passage 13a. Therefore, in this embodiment, the part which forms the turning space 30a in the body 30 and the part which forms the refrigerant
  • the ejector and the swirl flow generator are configured integrally.
  • the refrigerant passage formed between the portion of the body portion 30 forming the pressurizing space 30e and the downstream portion of the conical side surface of the passage forming member 35 has a passage sectional area toward the downstream side of the refrigerant flow. It is formed into a shape that gradually expands. Due to this shape, this refrigerant passage constitutes a diffuser passage 13c that functions as a diffuser portion (pressure increase portion) for mixing and increasing the pressure of the refrigerant injected from the nozzle passage 13a and the suction refrigerant sucked from the refrigerant suction port 31b. is doing.
  • an element 37 as a driving device is disposed inside the body portion 30 to change the passage cross-sectional area of the minimum passage area portion of the nozzle passage 13a by displacing the passage forming member 35.
  • the element 37 has a diaphragm that is displaced according to the temperature and pressure of the refrigerant flowing through the suction passage 13b (that is, the refrigerant flowing out of the evaporator 14). Then, the displacement of the diaphragm is transmitted to the passage forming member 35 through the operating rod 37a, so that the passage forming member 35 is displaced in the vertical direction.
  • the element 37 displaces the passage forming member 35 in a direction (vertical lower side) in which the passage cross-sectional area of the minimum passage area portion is enlarged as the temperature (superheat degree) of the refrigerant flowing out of the evaporator 14 increases.
  • the element 37 displaces the passage forming member 35 in a direction (vertical direction upper side) in which the passage cross-sectional area of the minimum passage area portion is reduced as the temperature (superheat degree) of the refrigerant flowing out of the evaporator 14 decreases. .
  • the element 37 displaces the passage forming member 35 in accordance with the degree of superheat of the refrigerant flowing out of the evaporator 14 as described above, so that the degree of superheat of the refrigerant on the outlet side of the evaporator 14 becomes a predetermined reference superheat degree.
  • the passage cross-sectional area of the minimum passage area portion of the nozzle passage 13a is adjusted so as to approach.
  • the gas-liquid separation space 30 f is disposed below the passage forming member 35.
  • the gas-liquid separation space 30f constitutes a centrifugal-type gas-liquid separation unit that turns the refrigerant flowing out of the diffuser passage 13c around the central axis and separates the gas-liquid of the refrigerant by the action of centrifugal force.
  • the internal volume of the gas-liquid separation space 30f is a volume that can store only a very small amount of surplus refrigerant even if the refrigerant circulation flow rate that circulates the cycle fluctuates due to load fluctuation in the cycle.
  • the ejector module 13 as a whole is reduced in size so that the surplus refrigerant can hardly be accumulated.
  • the refrigerating machine oil in the separated liquid-phase refrigerant is connected to the gas-liquid separation space 30f and the gas-phase refrigerant outlet 31d.
  • An oil return passage 31f for returning to the phase refrigerant passage is formed.
  • a suction port of the compressor 11 is connected to the gas-phase refrigerant outlet 31d.
  • an orifice 31i as a pressure reducer for reducing the pressure of the refrigerant flowing into the evaporator 14 is disposed in the liquid phase refrigerant passage connecting the gas-liquid separation space 30f and the liquid phase refrigerant outlet 31c.
  • the liquid refrigerant outlet 31c is connected to the refrigerant inlet of the evaporator 14 via an inlet pipe 15a.
  • the evaporator 14 heat-exchanges the low-pressure refrigerant decompressed in the nozzle passage 13a of the ejector module 13 and the blown air blown from the blower 42 into the vehicle interior, thereby evaporating the low-pressure refrigerant and exerting an endothermic effect. This is an endothermic heat exchanger. Furthermore, the evaporator 14 is arrange
  • the vehicle according to the present embodiment is provided with a firewall 50 as a partition plate that partitions the vehicle compartment from the engine room outside the vehicle compartment.
  • the firewall 50 also has a function of reducing heat, sound, etc. transmitted from the engine room to the vehicle interior, and is sometimes referred to as a dash panel.
  • the indoor air-conditioning unit 40 is arrange
  • a refrigerant suction port 31b of the ejector module 13 is connected to the refrigerant outlet of the evaporator 14 via an outlet pipe 15b.
  • the inlet pipe 15a and the outlet pipe 15b are arranged so as to penetrate the firewall 50.
  • the firewall 50 is provided with a circular or rectangular through hole 50a penetrating the engine room side and the vehicle interior side.
  • the inlet pipe 15a and the outlet pipe 15b are integrated by being connected to a connector 51 that is a metal member for connection.
  • the inlet pipe 15a and the outlet pipe 15b are arranged so as to penetrate the through hole 50a in a state where they are integrated by the connector 51.
  • the connector 51 is positioned on the inner peripheral side or in the vicinity of the through hole 50a.
  • a packing 52 formed of an elastic member is disposed in the gap between the outer peripheral side of the connector 51 and the opening edge of the through hole 50a.
  • the packing 52 is formed of ethylene propylene diene copolymer rubber (EPDM), which is a rubber material having excellent heat resistance.
  • the indoor air conditioning unit 40 is for blowing out the blown air whose temperature has been adjusted by the ejector refrigeration cycle apparatus 10 into the vehicle interior, and is disposed inside the instrument panel (instrument panel) at the forefront of the vehicle interior. Furthermore, the indoor air conditioning unit 40 is configured by housing a blower 42, an evaporator 14, a heater core 44, an air mix door 46, and the like in a casing 41 that forms an outer shell thereof.
  • the casing 41 forms an air passage for the blown air that is blown into the vehicle interior, and is formed of a resin (for example, polypropylene) having a certain degree of elasticity and excellent strength.
  • An inside / outside air switching device 43 serving as an inside / outside air switching unit for switching and introducing inside air (vehicle compartment air) and outside air (vehicle compartment outside air) into the casing 41 is disposed on the most upstream side of the blast air flow in the casing 41. ing.
  • the inside / outside air switching device 43 continuously adjusts the opening area of the inside air introduction port through which the inside air is introduced into the casing 41 and the outside air introduction port through which the outside air is introduced by the inside / outside air switching door.
  • the air volume ratio is continuously changed.
  • the inside / outside air switching door is driven by an electric actuator for the inside / outside air switching door, and the operation of the electric actuator is controlled by a control signal output from the control device 60.
  • a blower 42 that blows air sucked through the inside / outside air switching device 43 toward the passenger compartment is disposed on the downstream side of the blowing air flow of the inside / outside air switching device 43.
  • the blower 42 is an electric blower that drives a centrifugal multiblade fan (sirocco fan) with an electric motor, and the number of rotations (the amount of blown air) is controlled by a control voltage output from the control device 60.
  • the evaporator 14 and the heater core 44 are arranged in this order with respect to the flow of the blown air on the downstream side of the blower air flow of the blower 42.
  • the evaporator 14 is disposed upstream of the blower air flow with respect to the heater core 44.
  • the heater core 44 is a heat exchanger for heating that heats the blown air by exchanging heat between the engine coolant and the blown air that has passed through the evaporator 14.
  • a cold air bypass passage 45 is formed in which the blown air that has passed through the evaporator 14 bypasses the heater core 44 and flows downstream.
  • An air mix door 46 is disposed on the downstream side of the blowing air flow of the evaporator 14 and on the upstream side of the blowing air flow of the heater core 44.
  • the air mix door 46 is an air volume ratio adjusting unit that adjusts the air volume ratio between the air that passes through the evaporator 14 and the air that passes through the heater core 44 and the air that passes through the cold air bypass passage 45.
  • the air mix door 46 is driven by an electric actuator for driving the air mix door, and the operation of the electric actuator is controlled by a control signal output from the control device 60.
  • the air mix door 46 adjusts the air volume ratio, thereby adjusting the temperature of the blown air (air conditioned air) mixed in the mixing space.
  • an opening hole (not shown) for blowing the conditioned air mixed in the mixing space into the passenger compartment, which is the air-conditioning target space, is disposed in the most downstream portion of the blast air flow of the casing 41.
  • the opening hole includes a face opening hole that blows air-conditioned air toward the upper body of the passenger in the passenger compartment, a foot opening hole that blows air-conditioned air toward the feet of the passenger, and an inner surface of the front window glass of the vehicle.
  • the defroster opening hole which blows off air-conditioning wind toward is provided.
  • the air flow downstream of these face opening holes, foot opening holes, and defroster opening holes is connected to the face air outlet, foot air outlet, and defroster air outlet provided in the vehicle interior via ducts that form air passages, respectively. Neither is shown).
  • a face door for adjusting the opening area of the face opening hole a foot door for adjusting the opening area of the foot opening hole, and a defroster opening, respectively.
  • a defroster door (both not shown) for adjusting the opening area of the hole is disposed.
  • These face doors, foot doors, and defroster doors constitute an outlet mode switching unit that switches the outlet mode, and are linked to an electric actuator for driving the outlet mode door via a link mechanism or the like. And rotated.
  • the operation of this electric actuator is also controlled by a control signal output from the control device 60.
  • the blowout mode is the face mode in which the face opening hole is fully open and blows air to the upper body of the occupant, and both the face opening hole and the foot opening hole are opened and the air is blown toward the occupant's upper body and feet.
  • Front mode that opens the defroster opening hole and opens the defroster opening hole only by a small opening, and blows out the blowing air mainly toward the feet of the passengers in the passenger compartment, with the defroster opening hole fully open.
  • the control device 60 includes a known microcomputer including a CPU, a ROM, a RAM, and the like and peripheral circuits thereof.
  • the control device 60 performs various calculations and processes based on the air conditioning control program stored in the ROM.
  • the operation of various electric actuators such as the compressor 11, the cooling fan 12d, and the blower 42 connected to the output side is controlled.
  • control device 60 includes an inside air temperature sensor 61 that detects the vehicle interior temperature (inside air temperature) Tr, an outside air temperature sensor 62 that detects the outside air temperature Tam, a solar radiation sensor 63 that detects the amount of solar radiation As in the vehicle interior, and an evaporator. 14, an evaporator temperature sensor 64 for detecting the blown air temperature (evaporator temperature) Tefin, a coolant temperature sensor 65 for detecting the coolant temperature Tw of the engine coolant flowing into the heater core 44, and the high pressure discharged from the compressor 11.
  • a group of sensors for air conditioning control such as a high pressure side pressure sensor 66 for detecting refrigerant pressure (high pressure side refrigerant pressure) Pd is connected, and detection values of these sensor groups are inputted.
  • an operation panel 70 (not shown) disposed near the instrument panel in front of the passenger compartment is connected to the input side of the control device 60, and operation signals from various operation switches provided on the operation panel 70 are transmitted to the control device. 60.
  • various operation switches provided on the operation panel 70 an auto switch for setting the automatic control operation of the vehicle air conditioner 1, a vehicle interior temperature setting switch for setting the vehicle interior set temperature Tset, and an air volume of the blower 42 are manually set.
  • An air volume setting switch and the like are provided.
  • control apparatus 60 of this embodiment is comprised in each control object among the control apparatuses 60.
  • a configuration (hardware and software) for controlling the operation of the device constitutes a control unit of various control target devices.
  • the configuration that controls the operation of the discharge capacity control valve of the compressor 11 constitutes the discharge capacity control unit 60a that controls the refrigerant discharge capacity of the compressor 11.
  • the discharge capacity control unit may be configured as a separate control device with respect to the control device 60.
  • FIG. 3 shows the control processing of the main routine of the air conditioning control program executed by the control device 60.
  • This air conditioning control program is executed when the auto switch of the operation panel 70 is turned on.
  • each control step of the flowchart shown in FIG. 3 and FIG. 4 constitutes various function implementation units that the control device 60 has.
  • step S1 initialization such as initialization of flags and timers configured by the storage circuit of the control device 60 and initial positioning of the various electric actuators described above is performed.
  • initialization some of the flags and the calculated values are read out when the vehicle air conditioner 1 is stopped last time or when the vehicle system is ended.
  • step S2 detection signals of the air conditioning control sensor groups (61 to 67) and the operation signals of the operation panel 70 are read.
  • step S3 based on the detection signal and operation signal read in step S2, a target blowing temperature TAO that is a target temperature of the blown air blown into the vehicle interior is calculated.
  • the target blowing temperature TAO is calculated by the following formula F1.
  • TAO Kset ⁇ Tset ⁇ Kr ⁇ Tr ⁇ Kam ⁇ Tam ⁇ Ks ⁇ As + C (F1)
  • Tset is the vehicle interior temperature set by the vehicle interior temperature setting switch
  • Tr is the vehicle interior temperature (internal air temperature) detected by the internal air temperature sensor 61
  • Tam is the external air temperature detected by the external air temperature sensor 62.
  • Kset, Kr, Kam, and Ks are control gains
  • C is a correction constant.
  • control states of various control target devices connected to the control device 60 are determined.
  • step S4 the rotational speed (blower capacity) of the blower 42, that is, the blower motor voltage (control voltage) applied to the electric motor of the blower 42 is determined, and the process proceeds to step S5.
  • the blower motor voltage is determined with reference to a control map stored in advance in the control device 60 based on the target outlet temperature TAO determined in step S3.
  • the blower motor voltage is determined so as to have a substantially maximum value in the extremely low temperature range (maximum cooling range) and the extremely high temperature range (maximum heating range) of the target blowing temperature TAO. Further, the blower motor voltage is determined so as to gradually decrease from the substantially maximum value as the target blowing temperature TAO moves from the extremely low temperature range or the extremely high temperature range to the intermediate temperature range.
  • step S5 a control signal output to the suction port mode, that is, the electric actuator for the inside / outside air switching door is determined, and the process proceeds to step S6.
  • the suction port mode is determined with reference to a control map stored in advance in the control device 60 based on the target outlet temperature TAO.
  • the air inlet mode is basically determined as an outside air mode for introducing outside air. Then, when the target blowing temperature TAO is in an extremely low temperature range and high cooling performance is desired, the inside air mode for introducing the inside air is determined.
  • step S6 the opening degree of the air mix door 46, that is, a control signal output to the electric actuator for driving the air mix door is determined, and the process proceeds to step S7.
  • step S6 air is blown into the vehicle interior based on the target air temperature TAO, the evaporator temperature Tefin detected by the evaporator temperature sensor 64, and the coolant temperature Tw detected by the coolant temperature sensor 65.
  • the opening degree of the air mix door 46 is calculated so that the temperature of the blown air to be brought approaches the target blowing temperature TAO.
  • step S7 a control signal to be output to the air outlet mode, that is, the electric actuator for driving the air outlet mode door is determined, and the process proceeds to step S8.
  • the outlet mode is determined with reference to the control map stored in advance in the control device 60 based on the target outlet temperature TAO.
  • the air outlet mode can be switched in the order of foot mode ⁇ bilevel mode ⁇ face mode.
  • step S8 the refrigerant discharge capacity of the compressor 11, that is, the control current output to the discharge capacity control valve of the compressor 11, is determined, and the process proceeds to step S9. Details of step S8 will be described with reference to the flowchart of FIG.
  • step S81 in FIG. 4 it is determined whether or not the compressor 11 is being activated. More specifically, in step S81, when the value of the control current output to the discharge capacity control valve at the time of determination is 0, it is determined that the compressor 11 is being started. If it is determined in step S81 that the compressor 11 is not activated, the process proceeds to step S82. If it is determined that the compressor 11 is activated, the process proceeds to step S83.
  • step S82 the refrigerant discharge capacity of the compressor 11 in normal control, that is, the control current output to the discharge capacity control valve of the compressor 11 is determined, and the process proceeds to step S9. Specifically, in step S82, the target evaporator outlet temperature TEO of the evaporator 14 is determined based on the target outlet temperature TAO with reference to a control map stored in advance in the control device 60.
  • the evaporator temperature Tefin approaches the target evaporator outlet temperature TEO using a feedback control method.
  • the target refrigerant discharge capacity of the compressor 11 is determined.
  • step S83 the refrigerant discharge capacity of the compressor 11 at the time of startup, that is, the control current output to the discharge capacity control valve of the compressor 11 is determined, and the process proceeds to step S9. Specifically, in step S83, the target refrigerant discharge capacity of the compressor 11 at the start-up is determined as in step S82. Then, as indicated by a thick solid line in the control characteristic diagram described in step S83 of FIG. 4, the actual refrigerant discharge capacity is gradually increased until the target refrigerant discharge capacity is reached.
  • step S83 the increase amount (capacity increase degree) per predetermined time (predetermined reference time) of the refrigerant discharge capacity is set to be lower than the predetermined reference capacity increase amount (reference capacity increase degree).
  • the refrigerant discharge capacity is increased.
  • the reference capacity increase amount is set as the maximum capacity increase amount that the compressor 11 can increase per predetermined time. This maximum capacity increase amount is represented by the slope of the broken line in the control characteristic diagram described in step S83 of FIG.
  • the refrigerant discharge capacity is gradually increased so that the actual refrigerant discharge capacity of the compressor 11 does not reach the target refrigerant discharge capacity until a predetermined time has elapsed. It can also be expressed as being. Moreover, it expresses that the refrigerant
  • step S9 control signals are sent from the control device 60 to various control target devices connected to the output side so that the control states determined in the above-described steps S4 to S8 are obtained. And a control voltage is output.
  • step S10 the process waits for the control period ⁇ , and returns to step S2 when it is determined that the control period ⁇ has elapsed.
  • the detection signal and the operation signal are read until the operation stop of the vehicle air-conditioning device 1 is requested ⁇ the control state of each control target device is determined ⁇ Repeat output of control signal and control voltage. Then, by executing this air conditioning control program, the refrigerant flows through the ejector refrigeration cycle apparatus 10 as shown by the thick solid arrows in FIG.
  • the high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from the compressor 11 flows into the condensing part 12 a of the radiator 12.
  • the refrigerant flowing into the condensing part 12a exchanges heat with the outside air blown from the cooling fan 12d, and dissipates heat to condense.
  • the refrigerant condensed in the condensing unit 12a is gas-liquid separated in the receiver unit 12b.
  • the liquid-phase refrigerant separated from the gas and liquid in the receiver unit 12b exchanges heat with the outside air blown from the cooling fan 12d in the supercooling unit 12c, and further dissipates heat to become a supercooled liquid-phase refrigerant.
  • the supercooled liquid-phase refrigerant that has flowed out of the supercooling portion 12 c of the radiator 12 passes through the nozzle passage 13 a formed between the inner peripheral surface of the decompression space 30 b of the ejector module 13 and the outer peripheral surface of the passage forming member 35.
  • the isentropic pressure is reduced and injected.
  • the refrigerant passage area in the minimum passage area portion of the decompression space 30b is adjusted so that the superheat degree of the refrigerant on the outlet side of the evaporator 14 approaches the reference superheat degree.
  • the refrigerant flowing out of the evaporator 14 is sucked into the ejector module 13 from the refrigerant suction port 31b by the suction action of the jetted refrigerant jetted from the nozzle passage 13a.
  • the refrigerant injected from the nozzle passage 13a and the suction refrigerant sucked through the suction passage 13b flow into the diffuser passage 13c and join together.
  • the kinetic 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 of the diffuser passage 13c is gas-liquid separated in the gas-liquid separation space 30f.
  • the liquid-phase refrigerant separated in the gas-liquid separation space 30f is decompressed by the orifice 30i and flows into the evaporator 14.
  • the refrigerant that has flowed into the evaporator 14 absorbs heat from the blown air blown by the blower 42 and evaporates. Thereby, blowing air is cooled.
  • the gas-phase refrigerant separated in the gas-liquid separation space 30f flows out from the gas-phase refrigerant outlet 31d, is sucked into the compressor 11, and is compressed again.
  • the blown air cooled by the evaporator 14 flows into the ventilation path and the cold air bypass passage 45 on the heater core 44 side according to the opening degree of the air mix door 46.
  • the cold air that has flowed into the ventilation path on the heater core 44 side is reheated when passing through the heater core 44 and mixed with the cold air that has passed through the cold air bypass passage 45 in the mixing space.
  • the conditioned air whose temperature has been adjusted in the mixing space is blown out into the passenger compartment through each outlet.
  • the air conditioning of the vehicle interior can be performed. Furthermore, according to the ejector-type refrigeration cycle apparatus 10 of the present embodiment, since the refrigerant whose pressure has been increased in the diffuser passage 13c is sucked into the compressor 11, the driving power of the compressor 11 is reduced and the cycle efficiency (COP) is reduced. Can be improved.
  • the supercooled liquid phase refrigerant is caused to flow into the swirling space 30a and swirl, thereby changing the refrigerant pressure on the swirling center side in the swirling space 30a to the pressure that becomes the saturated liquid phase refrigerant, Alternatively, the pressure is lowered to a pressure at which the refrigerant boils under reduced pressure (causes cavitation). And the gas-liquid two-phase refrigerant
  • the boiling of the refrigerant in the nozzle passage 13a can be promoted by the boiling of the wall due to the friction between the refrigerant and the wall of the nozzle passage 13a, and the interfacial boiling caused by the boiling nuclei generated by the cavitation of the refrigerant on the swivel center side.
  • gas phase refrigerant may remain in the radiator.
  • the ejector refrigeration cycle apparatus 10 is started at a high outside air temperature or the like, the gas-liquid two-phase refrigerant that has not been sufficiently cooled flows out from the radiator 12 when the compressor 11 is started.
  • the liquid two-phase refrigerant may flow into the refrigerant inflow passage 31e of the ejector module 13.
  • the passage cross-sectional area of the refrigerant inflow passage 31e is set to a relatively small value. Yes.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant flowing through the refrigerant inflow passage 31e has a higher speed than when the dense supercooled liquid phase refrigerant flows.
  • a friction noise is generated when the refrigerant flows in the refrigerant inflow passage 31e.
  • this frictional sound resonates with the gas-phase refrigerant that is unevenly distributed in a columnar shape on the center side of the swirling space, there is a possibility that a large noise is generated due to so-called air column resonance.
  • the increase amount of the refrigerant discharge capacity per predetermined time is greater than the reference capacity increase amount.
  • the refrigerant discharge capacity is increased so as to decrease.
  • the maximum capacity increase amount per predetermined time determined by the inherent capacity of the compressor 11 is adopted as the reference capacity increase amount. Therefore, the noise generated from the ejector module 13 can be surely reduced as compared with the case where the refrigerant discharge capacity is increased by the maximum capacity increase amount when the compressor 11 is started up.
  • the noise generated from the ejector module 13 can be effectively reduced by setting the reference capacity increase amount to such an amount that the noise generated from the ejector module 13 at the start of the compressor 11 is not disturbing to the user. Can do.
  • the flow rate adjusting valve 16 is an inflow rate adjusting unit that adjusts the inflow refrigerant flow rate flowing into the refrigerant inflow passage 31e constituting the swirl flow generating unit. More specifically, the flow rate adjusting valve 16 includes a valve body configured to be able to change the refrigerant passage area, and an electric actuator that displaces the valve body. Further, the operation of the flow regulating valve 16 is controlled by a control voltage output from the control device 60.
  • the flow rate adjustment valve 16 is connected to the output side of the control device 60 of the present embodiment. Furthermore, in this embodiment, the structure which controls the action
  • the refrigerant discharge capacity of the compressor 11 is determined in step S8 ′ of the flowchart of FIG. 7 as in the normal control of the control step S82 described in the first embodiment. .
  • step S85 the valve opening degree of the flow rate adjustment valve 16, that is, the control progress output to the flow rate adjustment valve 16, is determined, and the process proceeds to step S9.
  • step S85 if the compressor 11 is not started, the valve opening degree of the flow rate adjustment valve 16 is maximized (fully opened). On the other hand, when the compressor 11 is started, the valve opening degree of the flow rate adjusting valve 16 is gradually increased so that the inflow refrigerant flow rate indicated by the thick solid line in the control characteristic diagram of FIG.
  • step S85 when the compressor 11 is started, an increase amount (flow rate increase degree) per predetermined time (predetermined reference time) of the inflow refrigerant flow rate is set to a predetermined reference flow rate increase amount (reference flow rate).
  • the inflow refrigerant flow rate is increased so as to be lower than the degree of increase).
  • the reference flow rate increase amount is set to the maximum flow rate increase amount that the flow rate adjustment valve 16 can increase per predetermined time.
  • the maximum flow rate increase amount corresponds to the flow rate increase amount when the valve opening degree of the flow rate adjustment valve 16 is maximum when the compressor 11 is started. Further, the maximum flow rate increase amount is represented by the slope of the broken line in the control characteristic diagram of FIG.
  • step S85 of this embodiment when the compressor 11 is started, the valve opening degree (inflowing refrigerant flow rate is set so as not to maximize the valve opening degree of the flow rate adjusting valve 16 until a predetermined time elapses. ) Can be expressed as gradually increasing. It can also be expressed that the inflow refrigerant flow rate is gradually increased over a longer time than when the valve opening degree of the flow rate adjustment valve 16 is maximum.
  • the increase amount of the inflowing refrigerant flow rate per predetermined time is lower than the reference flow rate increase amount.
  • the inflow refrigerant flow rate is increased.
  • the maximum flow rate increase amount per predetermined time when the valve opening degree of the flow rate adjustment valve 16 is maximized is adopted as the reference flow rate increase amount. Accordingly, when the compressor 11 is started, noise generated from the ejector module 13 can be reliably reduced as compared with the case where the valve opening degree of the flow rate adjustment valve 16 is maximized.
  • the noise generated from the ejector module 13 can be effectively reduced by setting the reference flow rate increase amount to such an amount that the noise generated from the ejector module 13 at the start of the compressor 11 is not disturbing to the user. Can do.
  • the vehicle interior can be air-conditioned as in the first embodiment, and the same effect as in the first embodiment can be obtained. Furthermore, as in the second embodiment, noise generated from the ejector module 13 when the compressor 11 is started can be reduced.
  • the control mode for increasing the refrigerant discharge capacity of the compressor 11 is not limited to this. That is, if the increase amount of the refrigerant discharge capacity per predetermined time is lower than the reference capacity increase amount, for example, the refrigerant discharge capacity of the compressor 11 is continuously increased as in the control characteristic diagram of FIG. May be.
  • the inflow rate adjustment valve 16 is used as the inflow rate adjustment unit.
  • the inflow rate adjustment valve is not limited thereto.
  • the inflow flow rate adjusting valve may be configured by a plurality of refrigerant passages and a plurality of on-off valves (electromagnetic valves) that open and close the respective refrigerant passages. According to this, the inflow refrigerant flow rate can be adjusted stepwise according to the number of on-off valves that open the refrigerant passage.
  • a displacement member that is displaced according to the temperature and pressure of the refrigerant flowing through a predetermined part in the cycle, and a valve body portion that is connected to the displacement member and changes the area of the refrigerant passage.
  • a flow rate adjusting mechanism that changes the passage area may be employed. Specifically, a flow rate adjustment mechanism that detects the degree of superheat of the refrigerant on the outlet side of the radiator 12 based on the temperature and pressure of the refrigerant on the outlet side of the radiator 12 and increases the valve opening as the detected degree of superheat decreases. Can be adopted.
  • the compressor 11 is activated based on the value of the control current output to the discharge capacity control valve.
  • the determination of whether or not the compressor 11 is activated is not limited to this.
  • the compressor 11 For example, whether or not the compressor 11 is being started up using the pressure (high-pressure side refrigerant pressure) Pd of the refrigerant flowing through the refrigerant flow path from the outlet side of the compressor 11 to the refrigerant inlet 31a side of the ejector module 13 It may be determined. Moreover, when the tachometer which detects the rotation speed of the compressor 11 is provided, you may determine whether it is at the time of starting of the compressor 11 based on the detected value of a tachometer.
  • Each component device constituting the ejector refrigeration cycle apparatus 10 is not limited to that disclosed in the above-described embodiment.
  • variable capacity compressor employed as the compressor 11
  • the compressor 11 is not limited thereto.
  • a fixed capacity compressor driven by a rotational driving force output from the engine via an electromagnetic clutch, a belt, or the like may be adopted.
  • the refrigerant discharge capacity may be adjusted by changing the operating rate of the compressor by the on / off of the electromagnetic clutch.
  • radiator 12 For example, in the above-described embodiment, an example in which a subcool type heat exchanger is employed as the radiator 12 has been described. However, a normal radiator including only the condensing unit 12a may be employed. Furthermore, you may employ
  • liquid receiver receiver
  • each constituent member constituting the ejector module 13 is not limited to those disclosed in the above-described embodiment.
  • constituent members such as the body portion 30 and the passage forming member 35 of the ejector module 13 are not limited to those formed of metal, and may be formed of resin.
  • the orifice 31i may be eliminated and a decompression unit may be disposed in the inlet pipe 15a.
  • a decompression section an orifice, a capillary tube, or the like can be employed.
  • the example in which the ejector module 13 of the gas-liquid separator integrated ejector is employed has been described.
  • a normal ejector in which the gas-liquid separator is not integrally configured is employed as the ejector. May be.
  • the ejector module 13 may be disposed on the vehicle interior side with respect to the firewall 50.
  • the ejector module 13 may be arranged on the inner peripheral side of the through hole 50a of the firewall 50. In this case, a part of the ejector module 13 is disposed on the engine room side, and another part is disposed on the vehicle interior side. Therefore, it is desirable to arrange packing that performs the same function as in the first embodiment in the gap between the outer periphery of the ejector module 13 and the opening edge of the through hole 50a.
  • the ejector refrigeration cycle apparatus 10 according to the present disclosure is applied to the vehicle air conditioner 1
  • the application of the ejector refrigeration cycle apparatus 10 according to the present disclosure is applied to this. It is not limited.
  • the present invention may be applied to a vehicle refrigeration apparatus.
  • the present invention is not limited to a vehicle, and may be applied to a stationary air conditioner, a cold storage cabinet, and the like.

Abstract

　エジェクタ式冷凍サイクル装置の圧縮機（１の起動時に冷媒吐出能力を増加させる際、所定時間当たりの増加量が、圧縮機（１１）が所定時間あたりに増加させることのできる最大能力増加量よりも低くなるように、冷媒吐出能力を増加させる。これにより、旋回流発生部を構成する冷媒流入通路（３１ｅ）へ気液二相冷媒が流入したとしても、この気液二相冷媒の流速が高速になってしまうことを抑制し、気液二相冷媒が冷媒流入通路を流通する際の摩擦音を低減させて、エジェクタから生じる騒音を低減させる。

Description

エジェクタ式冷凍サイクル装置 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１０月２４日に出願された日本特許出願２０１４－２１７４５５号を基にしている。
　本開示は、冷媒減圧部として機能するエジェクタを備えるエジェクタ式冷凍サイクル装置に関する。
　従来、冷媒減圧部としてエジェクタを備える蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置であるエジェクタ式冷凍サイクル装置が知られている。
　この種のエジェクタ式冷凍サイクル装置では、エジェクタの昇圧作用によって、蒸発器における冷媒蒸発圧力と圧縮機へ吸入される吸入冷媒の圧力が略同等となる通常の冷凍サイクル装置よりも、吸入冷媒の圧力を上昇させることができる。これにより、エジェクタ式冷凍サイクル装置では、圧縮機の消費動力を低減させて、サイクルの成績係数（ＣＯＰ）の向上を狙うことができる。
　さらに、特許文献１には、ノズル部（ノズル通路）へ流入する過冷却液相冷媒に旋回流れを生じさせる旋回空間が設けられたエジェクタを備えるエジェクタ式冷凍サイクル装置が開示されている。
　この特許文献１のエジェクタでは、旋回空間にて過冷却液相冷媒を旋回させることによって、旋回中心側の冷媒を減圧沸騰させて、旋回空間の外周側よりも中心側に気相冷媒が多く存在する二相分離状態の冷媒とする。そして、二相分離状態の冷媒をノズル通路へ流入させることで、ノズル通路における冷媒の沸騰を促進し、ノズル通路に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を向上させている。
特開２０１３－１７７８７９号公報
　しかしながら、本発明者らの検討によれば、特許文献１のエジェクタ式冷凍サイクル装置では、圧縮機の起動時に、エジェクタから騒音が生じてしまうことがあった。なお、圧縮機の起動時とは、圧縮機の起動直後であって、少なくとも圧縮機が冷媒吐出能力を発揮していない状態から所望の目標冷媒吐出能力を発揮する状態になる迄の時間を含むものとする。
　そこで、本発明者らがその原因について調査したところ、例えば、高外気温時にエジェクタ式冷凍サイクル装置を始動させると、圧縮機の起動時に、放熱器から充分に冷却されていない気液二相冷媒が流出してしまい、この気液二相冷媒がエジェクタに流入してしまうことが原因であると判った。
　その理由は、特許文献１のエジェクタでは、旋回空間内に過冷却液相冷媒を流入させて適切に旋回させるために、エジェクタの外部から旋回空間へ冷媒を導く冷媒流入通路の通路断面積を比較的小さな値に設定しているからである。
　このため、冷媒流入通路へ気液二相冷媒が流入してしまうと、密度の高い過冷却液相冷媒が流入する場合に対して、冷媒流入通路を流通する気液二相冷媒が高速となり、冷媒流入通路を通過する際に摩擦音を生じさせてしまう。さらに、この摩擦音が旋回空間の中心側に柱状に偏在する気相冷媒に共鳴してしまうと、いわゆる気柱共鳴によって大きな騒音が生じてしまうおそれもある。
　本開示は、上記点に鑑み、旋回流発生部を有するエジェクタを備えるエジェクタ式冷凍サイクル装置において、圧縮機の起動時にエジェクタから生じる騒音を低減させることを目的とする。
　本開示の第１特徴例によるエジェクタ式冷凍サイクル装置は、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機と、圧縮機から吐出された冷媒を放熱させる放熱器と、放熱器から流出した冷媒に旋回流れを生じさせる旋回流発生部と、旋回流発生部から流出した冷媒を減圧させるノズル部、並びに、ノズル部から噴射される高速度の噴射冷媒の吸引作用によって冷媒を吸引する冷媒吸引口、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を混合させて昇圧させる昇圧部が形成されたボデー部を有するエジェクタと、冷媒を蒸発させて冷媒吸引口へ流出させる蒸発器と、圧縮機の冷媒吐出能力を制御する吐出能力制御部と、を備える。
　旋回流発生部は、回転体形状に形成された旋回空間を形成する部位、および旋回空間の外周側壁面に沿って流れるように冷媒を流入させる冷媒流入通路を形成する部位を有して構成される。また、吐出能力制御部は、圧縮機の起動時に、冷媒吐出能力の所定時間あたりの増加量が、予め定めた基準能力増加量より低くなるように、冷媒吐出能力を増加させる。
　これによれば、圧縮機の起動時に、冷媒吐出能力の所定時間あたりの増加量が予め定めた基準能力増加量より低くなるように、吐出能力制御部が冷媒吐出能力を増加させる。従って、冷媒流入通路に気液二相冷媒が流入したとしても、この気液二相冷媒の流速が高速になってしまうことを抑制し、気液二相冷媒が冷媒流入通路を流通する際の摩擦音を低減させることができる。
　その結果、旋回流発生部を有するエジェクタを備えるエジェクタ式冷凍サイクル装置において、圧縮機の起動時にエジェクタから生じる騒音を低減させることができる。さらに、基準能力増加量としては、圧縮機が所定時間あたりに増加させることのできる最大能力増加量、すなわち、圧縮機の固有の能力によって決定される所定時間あたりの最大能力増加量を採用してもよい。
　本開示の第２特徴例によるエジェクタ式冷凍サイクル装置は、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機と、圧縮機から吐出された冷媒を放熱させる放熱器と、放熱器から流出した冷媒に旋回流れを生じさせる旋回流発生部と、旋回流発生部から流出した冷媒を減圧させるノズル部、並びに、ノズル部から噴射される高速度の噴射冷媒の吸引作用によって冷媒を吸引する冷媒吸引口、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を混合させて昇圧させる昇圧部が形成されたボデー部を有するエジェクタと、冷媒を蒸発させて冷媒吸引口へ流出させる蒸発器と、旋回流発生部へ流入する流入冷媒流量を調整する流入流量調整部と、を備える。
　旋回流発生部は、回転体形状に形成された旋回空間を形成する部位、および旋回空間の外周側壁面に沿って流れるように冷媒を流入させる冷媒流入通路を形成する部位を有して構成される。また、流入流量調整部は、圧縮機の起動時に、流入冷媒流量の所定時間あたりの増加量が、予め定めた基準流量増加量より低くなるように、流入冷媒流量を増加させる。
　これによれば、圧縮機の起動時に、流入冷媒流量の所定時間あたりの増加量が予め定めた基準流量増加量より低くなるように、流入流量調整部が流入冷媒流量を増加させる。従って、冷媒流入通路に気液二相冷媒が流入したとしても、この気液二相冷媒の流速が高速になってしまうことを抑制し、気液二相冷媒が冷媒流入通路を流通する際の摩擦音を低減させることができる。
　その結果、旋回流発生部を有するエジェクタを備えるエジェクタ式冷凍サイクル装置において、圧縮機の起動時にエジェクタから生じる騒音を低減させることができる。例えば、基準流量増加量としては、流入流量調整部が所定時間あたりに増加可能な最大流量増加量を採用してもよい。
　本開示では、圧縮機の起動時とは、圧縮機の起動直後であって、少なくとも圧縮機が冷媒吐出能力を発揮していない状態から所望の目標冷媒吐出能力を発揮する状態となる迄の時間を含むものとする。また、冷媒流入通路は、１つに限定されるものではなく、複数設けられていてもよい。
第１実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル装置が適用された車両用空調装置の模式的な全体構成図である。 第１実施形態の車両用空調装置の電気制御部を示すブロック図である。 第１実施形態の車両用空調装置の制御処理を示すフローチャートである。 第１実施形態の車両用空調装置の制御処理の一部を示すフローチャートである。 第２実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル装置が適用された車両用空調装置の模式的な全体構成図である。 第２実施形態の車両用空調装置の電気制御部を示すブロック図である。 第２実施形態の車両用空調装置の制御処理を示すフローチャートである。 第２実施形態の流量調整弁の制御特性図である。 第３実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル装置が適用された車両用空調装置の模式的な全体構成図である。
　（第１実施形態）
　以下、図１～図４を用いて、本開示の第１実施形態を説明する。図１の全体構成図に示す本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル装置１０は、車両用空調装置１に適用されており、空調対象空間である車室内（室内空間）へ送風される送風空気を冷却する機能を果たす。従って、エジェクタ式冷凍サイクル装置１０の冷却対象流体は、送風空気である。
　また、エジェクタ式冷凍サイクル装置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。また、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。
　エジェクタ式冷凍サイクル装置１０の構成機器のうち、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。圧縮機１１は、車両走行用の駆動力を出力する図示しない内燃機関（エンジン）とともにエンジンルーム内に配置されている。そして、圧縮機１１は、プーリ、ベルト等を介してエンジンから出力される回転駆動力によって駆動される。
　より具体的には、本実施形態では、圧縮機１１として、吐出容量を変化させることによって冷媒吐出能力を調整可能に構成された可変容量型圧縮機を採用している。この圧縮機１１の吐出容量（冷媒吐出能力）は、後述する制御装置６０から圧縮機１１の吐出容量制御弁に出力される制御電流によって制御される。
　ここで、本実施形態におけるエンジンルームとは、エンジンが収容される室外空間であって、車両ボデーや後述するファイアウォール５０等によって囲まれた空間である。エンジンルームは、エンジンコンパートメントと呼ばれることもある。圧縮機１１の吐出口には、放熱器１２の凝縮部１２ａの冷媒流入口が接続されている。
　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。放熱器１２は、エンジンルーム内の車両の前方側に配置されている。
　より具体的には、本実施形態の放熱器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として構成されている。
　冷却ファン１２ｄは、制御装置６０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の冷媒流出口には、エジェクタモジュール１３の冷媒流入口３１ａが接続されている。
　エジェクタモジュール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る冷媒減圧部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部（冷媒輸送部）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モジュール１３は、減圧させた冷媒の気液を分離する気液分離部としての機能も有している。
　つまり、本実施形態のエジェクタモジュール１３は、「気液分離器一体型エジェクタ」あるいは「気液分離機能付きエジェクタ」として構成されている。本実施形態では、気液分離器（気液分離空間）を有していないエジェクタとの相違を明確化するために、エジェクタと気液分離器とを一体化（モジュール化）させた構成を、エジェクタモジュールという用語を用いて表す。
　エジェクタモジュール１３は、圧縮機１１および放熱器１２とともに、エンジンルーム内に配置されている。なお、図１における上下の各矢印は、エジェクタモジュール１３を車両に搭載した状態における上下の各方向を示したものであり、他の構成部材を車両に搭載した状態における上下の各方向は、これに限定されない。また、図１では、エジェクタモジュール１３の軸方向断面図を図示している。
　より具体的には、本実施形態のエジェクタモジュール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部３０を備えている。ボデー部３０は、円柱状あるいは角柱状の金属部材にて形成されている。このボデー部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。
　ボデー部３０に形成された複数の冷媒流入出口としては、具体的に、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、ボデー部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が形成されている。
　また、ボデー部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、ボデー部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。
　冷媒流入口３１ａと旋回空間３０ａとを接続する冷媒流入通路３１ｅは、旋回空間３０ａの中心軸方向から見たときに旋回空間３０ａの内壁面の接線方向に延びている。これにより、冷媒流入通路３１ｅから旋回空間３０ａへ流入した冷媒は、旋回空間３０ａの外周側壁面に沿って流れ、旋回空間３０ａの中心軸周りに旋回する。
　旋回空間３０ａ内で旋回する冷媒には遠心力が作用するので、旋回空間３０ａ内では中心軸側の冷媒圧力が外周側の冷媒圧力よりも低下する。そこで、本実施形態では、エジェクタ式冷凍サイクル装置１０の通常運転時に、旋回空間３０ａ内の中心軸側の冷媒圧力を、飽和液相冷媒となる圧力、あるいは、冷媒が減圧沸騰する（キャビテーションを生じる）圧力まで低下させるようにしている。
　このような旋回空間３０ａ内の中心軸側の冷媒圧力の調整は、旋回空間３０ａ内で旋回する冷媒の旋回流速を調整することによって実現することができる。さらに、旋回流速の調整は、例えば、冷媒流入通路３１ｅの通路断面積と旋回空間３０ａの軸方向垂直断面積との面積比を調整すること等によって行うことができる。
　このため、本実施形態では、冷媒流入通路３１ｅの通路断面積を、旋回空間３０ａの軸方向垂直断面積よりも小さく形成し、比較的小さな値に設定している。なお、本実施形態の旋回流速とは、旋回空間３０ａの最外周部近傍における冷媒の旋回方向の流速を意味している。
　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、ボデー部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、ボデー部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部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。
　ここで、前述の旋回空間３０ａは、ノズル通路１３ａの上方側であって冷媒流れ上流側に配置されている。このため、本実施形態の旋回空間３０ａは、ノズル通路１３ａへ流入する過冷却液相冷媒をノズル通路１３ａの軸周りに旋回させている。従って、本実施形態では、ボデー３０のうち旋回空間３０ａを形成する部位、および冷媒流入通路３１ｅを形成する部位によって、旋回流発生部が構成されている。換言すると、本実施形態では、エジェクタと旋回流発生部が一体的に構成されている。
　一方、ボデー部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部（昇圧部）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、ボデー部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装置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、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、エレメント３７が蒸発器１４流出冷媒の過熱度に応じて通路形成部材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基準過熱度に近づくように、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。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部を構成している。
　さらに、本実施形態では、気液分離空間３０ｆの内容積を、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極少量の余剰冷媒しか貯めることのできない程度の容積、あるいは実質的に余剰冷媒を殆ど溜めることができない程度の容積として、エジェクタモジュール１３全体としての小型化を図っている。
　また、ボデー部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と気相冷媒流出口３１ｄとを接続する気相冷媒通路へ戻すためのオイル戻し通路３１ｆが形成されている。気相冷媒流出口３１ｄには、圧縮機１１の吸入口が接続されている。
　一方、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器としてのオリフィス３１ｉが配置されている。液相冷媒流出口３１ｃには、入口配管１５ａを介して、蒸発器１４の冷媒流入口が接続されている。
　蒸発器１４は、エジェクタモジュール１３のノズル通路１３ａにて減圧された低圧冷媒と送風機４２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。さらに、蒸発器１４は、後述する室内空調ユニット４０のケーシング４１内に配置されている。
　ここで、本実施形態の車両には、車室内と車室外のエンジンルームとを仕切る仕切り板としてのファイアウォール５０が設けられている。ファイアウォール５０は、エンジンルーム内から車室内へ伝達される熱、音等を低減する機能も有しており、ダッシュパネルと呼ばれることもある。
　そして、図１に示すように、室内空調ユニット４０は、ファイアウォール５０よりも車室内側に配置されている。従って、蒸発器１４は車室内（室内空間）に配置されている。蒸発器１４の冷媒流出口には、出口配管１５ｂを介して、エジェクタモジュール１３の冷媒吸引口３１ｂが接続されている。
　ここで、前述の如くエジェクタモジュール１３は、エンジンルーム内（室外空間）に配置されているので、入口配管１５ａおよび出口配管１５ｂは、ファイアウォール５０を貫通するように配置されている。
　より具体的には、ファイアウォール５０には、エンジンルーム側と車室内側とを貫通する円形状あるいは矩形状の貫通穴５０ａが設けられている。また、入口配管１５ａおよび出口配管１５ｂは、接続用の金属部材であるコネクタ５１に接続されることによって一体化されている。そして、入口配管１５ａおよび出口配管１５ｂは、コネクタ５１によって一体化された状態で貫通穴５０ａを貫通するように配置されている。
　この際、コネクタ５１は、貫通穴５０ａの内周側あるいは近傍に位置付けられる。そして、コネクタ５１の外周側と貫通穴５０ａの開口縁部との隙間には、弾性部材で形成されたパッキン５２が配置されている。本実施形態では、パッキン５２として、耐熱性に優れるゴム材料であるエチレンプロピレンジエン共重合ゴム（ＥＰＤＭ）にて形成されたものを採用している。
　このようにコネクタ５１と貫通穴５０ａとの隙間にパッキン５２を介在させることによって、コネクタ５１と貫通穴５０ａとの隙間を介して、エンジンルーム内から車室内へ水や騒音等が漏れてしまうことを抑制している。
　次に、室内空調ユニット４０について説明する。室内空調ユニット４０は、エジェクタ式冷凍サイクル装置１０によって温度調整された送風空気を車室内へ吹き出すためのもので、車室内最前部の計器盤（インストルメントパネル）の内側に配置されている。さらに、室内空調ユニット４０は、その外殻を形成するケーシング４１内に送風機４２、蒸発器１４、ヒータコア４４、エアミックスドア４６等を収容することによって構成されている。
　ケーシング４１は、車室内に送風される送風空気の空気通路を形成するもので、ある程度の弾性を有し、強度的にも優れた樹脂（例えば、ポリプロピレン）にて成形されている。このケーシング４１内の送風空気流れ最上流側には、ケーシング４１内へ内気（車室内空気）と外気（車室外空気）とを切替導入する内外気切替部としての内外気切替装置４３が配置されている。
　内外気切替装置４３は、ケーシング４１内へ内気を導入させる内気導入口および外気を導入させる外気導入口の開口面積を、内外気切替ドアによって連続的に調整して、内気の風量と外気の風量との風量割合を連続的に変化させるものである。内外気切替ドアは、内外気切替ドア用の電動アクチュエータによって駆動され、この電動アクチュエータは、制御装置６０から出力される制御信号によって、その作動が制御される。
　内外気切替装置４３の送風空気流れ下流側には、内外気切替装置４３を介して吸入した空気を車室内へ向けて送風する送風機（ブロワ）４２が配置されている。この送風機４２は、遠心多翼ファン（シロッコファン）を電動モータにて駆動する電動送風機であって、制御装置６０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。
　送風機４２の送風空気流れ下流側には、蒸発器１４およびヒータコア４４が、送風空気の流れに対して、この順に配置されている。換言すると、蒸発器１４は、ヒータコア４４よりも送風空気流れ上流側に配置されている。ヒータコア４４は、エンジン冷却水と蒸発器１４通過後の送風空気とを熱交換させて、送風空気を加熱する加熱用熱交換器である。
　また、ケーシング４１内には、蒸発器１４を通過した送風空気を、ヒータコア４４を迂回させて下流側へ流す冷風バイパス通路４５が形成されている。蒸発器１４の送風空気流れ下流側であって、かつ、ヒータコア４４の送風空気流れ上流側には、エアミックスドア４６が配置されている。
　エアミックスドア４６は、蒸発器１４通過後の空気のうち、ヒータコア４４を通過させる空気と冷風バイパス通路４５を通過させる空気との風量割合を調整する風量割合調整部である。エアミックスドア４６は、エアミックスドア駆動用の電動アクチュエータによって駆動され、この電動アクチュエータは、制御装置６０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。
　ヒータコア４４の空気流れ下流側および冷風バイパス通路４５の空気流れ下流側には、ヒータコア４４を通過した空気と冷風バイパス通路４５を通過した空気とを混合させる混合空間が設けられている。従って、エアミックスドア４６が、風量割合を調整することによって、混合空間にて混合された送風空気（空調風）の温度が調整される。
　さらに、ケーシング４１の送風空気流れ最下流部には、混合空間にて混合された空調風を、空調対象空間である車室内へ吹き出す図示しない開口穴が配置されている。具体的には、この開口穴としては、車室内の乗員の上半身に向けて空調風を吹き出すフェイス開口穴、乗員の足元に向けて空調風を吹き出すフット開口穴、および車両前面窓ガラス内側面に向けて空調風を吹き出すデフロスタ開口穴が設けられている。
　これらのフェイス開口穴、フット開口穴およびデフロスタ開口穴の送風空気流れ下流側は、それぞれ空気通路を形成するダクトを介して、車室内に設けられたフェイス吹出口、フット吹出口およびデフロスタ吹出口（いずれも図示せず）に接続されている。
　また、フェイス開口穴、フット開口穴、およびデフロスタ開口穴の送風空気流れ上流側には、それぞれ、フェイス開口穴の開口面積を調整するフェイスドア、フット開口穴の開口面積を調整するフットドア、デフロスタ開口穴の開口面積を調整するデフロスタドア（いずれも図示せず）が配置されている。
　これらのフェイスドア、フットドア、デフロスタドアは、吹出口モードを切り替える吹出口モード切替部を構成するものであって、リンク機構等を介して、吹出口モードドア駆動用の電動アクチュエータに連結されて連動して回転操作される。なお、この電動アクチュエータも、制御装置６０から出力される制御信号によって、その作動が制御される。
　なお、吹出口モードとしては、フェイス開口穴を全開として乗員の上半身へ向けて送風空気を吹き出すフェイスモード、フェイス開口穴およびフット開口穴の両方を開口して乗員の上半身と足元へ向けて送風空気を吹き出すバイレベルモード、フット開口穴を全開するとともにデフロスタ開口穴を小開度だけ開口して主に車室内乗員の足元へ向けて送風空気を吹き出すフットモード、デフロスタ開口穴を全開として車両フロント窓ガラス内面に向けて送風空気を吹き出すデフロスタモード等がある。
　次に、図２を用いて、本実施形態の電気制御部の概要について説明する。制御装置６０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６０は、そのＲＯＭ内に記憶された空調制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行う。そして、出力側に接続された圧縮機１１、冷却ファン１２ｄ、送風機４２等の各種電気式のアクチュエータの作動を制御する。
　また、制御装置６０には、車室内温度（内気温）Ｔｒを検出する内気温センサ６１、外気温Ｔａｍを検出する外気温センサ６２、車室内の日射量Ａｓを検出する日射センサ６３、蒸発器１４の吹出空気温度（蒸発器温度）Ｔｅｆｉｎを検出する蒸発器温度センサ６４、ヒータコア４４へ流入するエンジン冷却水の冷却水温度Ｔｗを検出する冷却水温度センサ６５、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒の圧力（高圧側冷媒圧力）Ｐｄを検出する高圧側圧力センサ６６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６０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７０が接続され、この操作パネル７０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６０へ入力される。操作パネル７０に設けられた各種操作スイッチとしては、車両用空調装置１の自動制御運転を設定するオートスイッチ、車室内設定温度Ｔｓｅｔを設定する車室内温度設定スイッチ、送風機４２の風量をマニュアル設定する風量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６０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６０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）が各種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１１の吐出容量制御弁の作動を制御する構成が、圧縮機１１の冷媒吐出能力を制御する吐出能力制御部６０ａを構成している。もちろん、吐出能力制御部を制御装置６０に対して別体の制御装置で構成してもよい。
　次に、図３、図４を用いて、上記構成における本実施形態の車両用空調装置１の作動について説明する。図３のフローチャートは、制御装置６０が実行する空調制御プログラムのメインルーチンの制御処理を示している。この空調制御プログラムは、操作パネル７０のオートスイッチが投入（ＯＮ）されると実行される。なお、図３、図４に示すフローチャートの各制御ステップは、制御装置６０が有する各種の機能実現部を構成している。
　まず、ステップＳ１では、制御装置６０の記憶回路によって構成されるフラグ、タイマ等の初期化、および上述した各種電動アクチュエータの初期位置合わせ等のイニシャライズが行われる。なお、ステップＳ１のイニシャライズでは、フラグや演算値のうち、前回の車両用空調装置１の停止時や車両システム終了時に記憶された値が読み出されるものもある。
　次に、ステップＳ２では、空調制御用のセンサ群（６１～６７）等の検出信号および操作パネル７０の操作信号等を読み込む。続くステップＳ３では、ステップＳ２にて読み込まれた検出信号および操作信号に基づいて、車室内へ吹き出す送風空気の目標温度である目標吹出温度ＴＡＯを算出する。
　具体的には、目標吹出温度ＴＡＯは、以下数式Ｆ１によって算出される。
ＴＡＯ＝Ｋｓｅｔ×Ｔｓｅｔ－Ｋｒ×Ｔｒ－Ｋａｍ×Ｔａｍ－Ｋｓ×Ａｓ＋Ｃ…（Ｆ１）
　なお、Ｔｓｅｔは車室内温度設定スイッチによって設定された車室内設定温度、Ｔｒは内気温センサ６１によって検出された車室内温度（内気温）であり、Ｔａｍは外気温センサ６２によって検出された外気温であり、Ａｓは日射センサ６３によって検出された日射量である。また、Ｋｓｅｔ、Ｋｒ、Ｋａｍ、Ｋｓは制御ゲインであり、Ｃは補正用の定数である。
　続くステップＳ４～Ｓ８では、制御装置６０に接続された各種制御対象機器の制御状態が決定される。
　まず、ステップＳ４では、送風機４２の回転数（送風能力）、すなわち送風機４２の電動モータに印加するブロワモータ電圧（制御電圧）を決定してステップＳ５へ進む。具体的には、ステップＳ４では、ステップＳ３にて決定された目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予め制御装置６０に記憶された制御マップを参照して、ブロワモータ電圧を決定する。
　より詳細には、ブロワモータ電圧については、目標吹出温度ＴＡＯの極低温域（最大冷房域）および極高温域（最大暖房域）で略最大値となるように決定する。さらに、目標吹出温度ＴＡＯが極低温域あるいは極高温域から中間温度域に向かうに伴って、ブロワモータ電圧を略最大値から徐々に減少させるように決定する。
　次に、ステップＳ５では、吸込口モード、すなわち内外気切替ドア用の電動アクチュエータに出力される制御信号を決定してステップＳ６へ進む。具体的には、ステップＳ５では、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予め制御装置６０に記憶された制御マップを参照して、吸込口モードを決定する。
　より詳細には、吸込口モードについては、基本的に外気を導入する外気モードに決定される。そして、目標吹出温度ＴＡＯが極低温域となって高い冷房性能を得たい場合等に、内気を導入する内気モードに決定される。
　次に、ステップＳ６では、エアミックスドア４６の開度、すなわちエアミックスドア駆動用の電動アクチュエータに出力される制御信号を決定してステップＳ７へ進む。
　具体的には、ステップＳ６では、目標吹出温度ＴＡＯ、蒸発器温度センサ６４によって検出された蒸発器温度Ｔｅｆｉｎ、および冷却水温度センサ６５によって検出された冷却水温度Ｔｗに基づいて、車室内へ吹き出される送風空気の温度が目標吹出温度ＴＡＯに近づくようにエアミックスドア４６の開度を算定する。
　次に、ステップＳ７では、吹出口モード、すなわち吹出口モードドア駆動用の電動アクチュエータに出力される制御信号を決定してステップＳ８へ進む。具体的には、ステップＳ８では、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予め制御装置６０に記憶された制御マップを参照して吹出口モードを決定する。
　より詳細には、吹出口モードについては、目標吹出温度ＴＡＯが高温域から低温域へと下降するに伴って、吹出口モードをフットモード→バイレベルモード→フェイスモードの順で切り替えられる。
　次に、ステップＳ８では、圧縮機１１の冷媒吐出能力、すなわち圧縮機１１の吐出容量制御弁に出力される制御電流を決定してステップＳ９へ進む。ステップＳ８の詳細については、図４のフローチャートを用いて説明する。
　図４のステップＳ８１では、圧縮機１１の起動時であるか否かを判定する。より具体的には、ステップＳ８１では、判定時に吐出容量制御弁へ出力されている制御電流の値が０となっている際に、圧縮機１１の起動時であると判定する。そして、ステップＳ８１にて、圧縮機１１の起動時ではないと判定された際には、ステップＳ８２へ進み、圧縮機１１の起動時であると判定された際には、ステップＳ８３へ進む。
　ステップＳ８２では、通常制御における圧縮機１１の冷媒吐出能力、すなわち圧縮機１１の吐出容量制御弁に出力される制御電流を決定してステップＳ９へ進む。具体的には、ステップＳ８２では、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予め制御装置６０に記憶された制御マップを参照して、蒸発器１４の目標蒸発器吹出温度ＴＥＯを決定する。
　そして、この目標蒸発器吹出温度ＴＥＯと蒸発器温度センサによって検出された蒸発器温度Ｔｅｆｉｎとの偏差に基づいて、フィードバック制御手法を用いて蒸発器温度Ｔｅｆｉｎが目標蒸発器吹出温度ＴＥＯに近づくように、圧縮機１１の目標冷媒吐出能力を決定する。
　ステップＳ８３では、起動時における圧縮機１１の冷媒吐出能力、すなわち圧縮機１１の吐出容量制御弁に出力される制御電流を決定してステップＳ９へ進む。具体的には、ステップＳ８３では、ステップＳ８２と同様に起動時における圧縮機１１の目標冷媒吐出能力を決定する。そして、図４のステップＳ８３に記載された制御特性図に太実線で示すように、目標冷媒吐出能力に到達する迄、実際の冷媒吐出能力を徐々に上昇させる。
　より詳細には、ステップＳ８３では、冷媒吐出能力の所定時間（予め定めた基準時間）あたりの増加量（能力増加度合）が、予め定めた基準能力増加量（基準能力増加度合）より低くなるように、冷媒吐出能力を増加させている。さらに、本実施形態では、基準能力増加量を、圧縮機１１が所定時間あたりに増加させることのできる最大能力増加量としている。この最大能力増加量は、図４のステップＳ８３に記載された制御特性図の破線の傾きで表される。
　換言すると、本実施形態のステップＳ８３では、予め定めた所定時間が経過するまで、実際の圧縮機１１の冷媒吐出能力を目標冷媒吐出能力に到達させないように、冷媒吐出能力を徐々に上昇させていると表現することもできる。また、圧縮機１１が最大能力増加量を発揮している際よりも長い時間をかけて、実際の圧縮機１１の冷媒吐出能力を目標冷媒吐出能力に到達するまで徐々に上昇させていると表現することもできる。
　次に、図３に示すステップＳ９では、上述のステップＳ４～Ｓ８にて決定された制御状態が得られるように、制御装置６０から出力側に接続された各種制御対象機器に対して、制御信号および制御電圧が出力される。続くステップＳ１０では、制御周期τの間待機し、制御周期τの経過を判定するとステップＳ２に戻るようになっている。
　つまり、制御装置６０が実行する空調制御プログラムでは、車両用空調装置１の作動停止が要求されるまで、検出信号および操作信号の読み込み→各制御対象機器の制御状態の決定→各制御対象機器に対する制御信号および制御電圧の出力を繰り返す。そして、この空調制御プログラムが実行されることにより、エジェクタ式冷凍サイクル装置１０では、図１の太実線矢印に示すように冷媒が流れる。
　すなわち、圧縮機１１から吐出された高温高圧冷媒が放熱器１２の凝縮部１２ａへ流入する。凝縮部１２ａへ流入した冷媒は、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。
　放熱器１２の過冷却部１２ｃから流出した過冷却液相冷媒は、エジェクタモジュール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。この際、減圧用空間３０ｂの最小通路面積部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基準過熱度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から流出した冷媒が、冷媒吸引口３１ｂからエジェクタモジュール１３の内部へ吸引される。ノズル通路１３ａから噴射された噴射冷媒および吸引用通路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。
　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。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。気液分離空間３０ｆにて分離された液相冷媒は、オリフィス３０ｉにて減圧されて、蒸発器１４へ流入する。
　蒸発器１４へ流入した冷媒は、送風機４２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、送風空気が冷却される。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。
　また、室内空調ユニット４０では、蒸発器１４にて冷却された送風空気が、エアミックスドア４６の開度に応じて、ヒータコア４４側の通風路および冷風バイパス通路４５へ流入する。ヒータコア４４側の通風路へ流入した冷風は、ヒータコア４４を通過する際に再加熱され、混合空間にて冷風バイパス通路４５を通過した冷風と混合される。混合空間にて温度調整された空調風は、各吹出口を介して車室内に吹き出される。
　以上の如く、本実施形態の車両用空調装置１によれば、車室内の空調を行うことができる。さらに、本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル装置１０によれば、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。
　さらに、本実施形態のエジェクタモジュール１３では、旋回空間３０ａへ過冷却液相冷媒を流入させて旋回させることで、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）圧力まで低下させている。そして、旋回中心側に気相冷媒が多く存在する気液二相冷媒をノズル通路１３ａへ流入させている。
　これにより、冷媒とノズル通路１３ａの壁面との摩擦による壁面沸騰、および旋回中心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、ノズル通路１３ａにおける冷媒の沸騰を促進することができる。その結果、ノズル通路１３ａにて冷媒の圧力エネルギを速度エネルギへ変換する際のエネルギ変換効率を向上させることができる。
　ところで、例えば、エジェクタ式冷凍サイクル装置１０を始動させる際に外気温が比較的高くなっていると、放熱器内に気相冷媒が残存していることがある。このため、高外気温時等にエジェクタ式冷凍サイクル装置１０を始動させると、圧縮機１１の起動時に、放熱器１２から充分に冷却されていない気液二相冷媒が流出してしまい、この気液二相冷媒がエジェクタモジュール１３の冷媒流入通路３１ｅへ流入してしまうことがある。
　なお、本実施形態における圧縮機１１の起動時とは、圧縮機１１の起動直後であって、少なくとも圧縮機１１が冷媒吐出能力を発揮していない状態から目標冷媒吐出能力を発揮する状態になる迄の時間を含むものとする。
　また、本実施形態のエジェクタモジュール１３では、旋回空間３０ａ内で過冷却液相冷媒を適切に旋回させるために、前述の如く、冷媒流入通路３１ｅの通路断面積を比較的小さな値に設定している。
　このため、冷媒流入通路３１ｅへ気液二相冷媒が流入してしまうと、密度の高い過冷却液相冷媒が流入する場合に対して、冷媒流入通路３１ｅを流通する気液二相冷媒が高速となり、冷媒流入通路３１ｅを流通する際に摩擦音を生じさせてしまう。さらに、この摩擦音が旋回空間の中心側に柱状に偏在する気相冷媒に共鳴してしまうと、いわゆる気柱共鳴によって大きな騒音が生じてしまうおそれもある。
　これに対して、本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル装置１０では、制御ステップＳ８３にて説明したように、圧縮機１１の起動時に、冷媒吐出能力の所定時間あたりの増加量が基準能力増加量より低くなるように、冷媒吐出能力を増加させている。
　従って、冷媒流入通路３１ｅに気液二相冷媒が流入したとしても、この気液二相冷媒の流速が高速になってしまうことを抑制し、気液二相冷媒が冷媒流入通路３１ｅを流通する際の摩擦音を低減させることができる。その結果、圧縮機１１の起動時にエジェクタモジュール１３から生じる騒音を低減させることができる。
　また、本実施形態では、基準能力増加量として、圧縮機１１の固有の能力によって決定される所定時間あたりの最大能力増加量を採用している。従って、圧縮機１１の起動時に成り行き的に最大能力増加量で冷媒吐出能力を上昇させる場合に対して、確実にエジェクタモジュール１３から生じる騒音を低減させることができる。
　さらに、基準能力増加量を、圧縮機１１の起動時にエジェクタモジュール１３から生じる騒音がユーザにとって耳障りとならない程度の能力増加量に設定することで、エジェクタモジュール１３から生じる騒音を効果的に低減させることができる。
　（第２実施形態）
　本実施形態では、図５の全体構成図に示すように、第１実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル装置１０に対して、放熱器１２の冷媒出口からエジェクタモジュール１３の冷媒流入口３１ａへ至る冷媒流路に、流量調整弁１６を追加した例を説明する。
　この流量調整弁１６は、旋回流発生部を構成する冷媒流入通路３１ｅへ流入する流入冷媒流量を調整する流入流量調整部である。より具体的には、流量調整弁１６は、冷媒通路面積を変更可能に構成された弁体、およびこの弁体を変位させる電動アクチュエータを有して構成されている。さらに、流量調整弁１６は、制御装置６０から出力される制御電圧によって、その作動が制御される。
　このため、図６のブロック図に示すように、本実施形態の制御装置６０の出力側には、流量調整弁１６が接続されている。さらに、本実施形態では、流入流量調整部を構成する流量調整弁１６の作動を制御する構成が、流入流量制御部６０ｂを構成している。その他の構成は第１実施形態と同様である。
　また、本実施形態の車両用空調装置１では、図７のフローチャートのステップＳ８’にて、第１実施形態で説明した制御ステップＳ８２の通常制御と同様に圧縮機１１の冷媒吐出能力を決定する。
　さらに、ステップＳ８５にて、流量調整弁１６の弁開度、すなわち流量調整弁１６に出力される制御進行を決定してステップＳ９へ進む。このステップＳ８５では、圧縮機１１の起動時でなければ、流量調整弁１６の弁開度を最大（全開）とする。一方、圧縮機１１の起動時には、図８の制御特性図に太実線で示す流入冷媒流量となるように、流量調整弁１６の弁開度を徐々に増加させる。
　より詳細には、ステップＳ８５では、圧縮機１１の起動時には、流入冷媒流量の所定時間（予め定めた基準時間）あたりの増加量（流量増加度合）が、予め定めた基準流量増加量（基準流量増加度合）よりも低くなるように、流入冷媒流量を増加させている。さらに、本実施形態では、基準流量増加量を、流量調整弁１６が所定時間あたりに増加させることのできる最大流量増加量としている。
　つまり、最大流量増加量は、圧縮機１１の起動時に流量調整弁１６の弁開度が最大となっている際の流量増加量に相当する。さらに、最大流量増加量は、図８の制御特性図の破線の傾きで表される。
　換言すると、本実施形態のステップＳ８５では、圧縮機１１の起動時には、予め定めた所定時間が経過するまで、流量調整弁１６の弁開度を最大にしないように、弁開度（流入冷媒流量）を徐々に増加させていると表現することもできる。また、流量調整弁１６の弁開度が最大となっている際よりも長い時間をかけて、流入冷媒流量を徐々に増加させていると表現することもできる。
　その他の作動は第１実施形態と同様である。従って、本実施形態の車両用空調装置１においても、第１実施形態と同様に車室内の空調を行うことができるとともに、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。
　さらに、本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル装置１０では、制御ステップＳ８５にて説明したように、圧縮機１１の起動時に、流入冷媒流量の所定時間あたりの増加量が基準流量増加量より低くなるように、流入冷媒流量を増加させている。
　従って、冷媒流入通路３１ｅに気液二相冷媒が流入したとしても、この気液二相冷媒の流速が高速になってしまうことを抑制し、気液二相冷媒が冷媒流入通路３１ｅを流通する際の摩擦音を低減させることができる。その結果、第１実施形態と同様に、圧縮機１１の起動時にエジェクタモジュール１３から生じる騒音を低減させることができる。
　また、本実施形態では、基準流量増加量として、流量調整弁１６の弁開度を最大とした際の所定時間あたりの最大流量増加量を採用している。従って、圧縮機１１の起動時に、流量調整弁１６の弁開度を最大とする場合に対して、確実にエジェクタモジュール１３から生じる騒音を低減させることができる。
　さらに、基準流量増加量を、圧縮機１１の起動時にエジェクタモジュール１３から生じる騒音がユーザにとって耳障りとならない程度の流量増加量に設定することで、エジェクタモジュール１３から生じる騒音を効果的に低減させることができる。
　（第３実施形態）
　本実施形態では、第２実施形態に対して、図９の全体構成図に示すように、エジェクタモジュール１３の気相冷媒流出口３１ｄから圧縮機１１の吸入口へ至る冷媒流路に、流量調整弁１６を配置している。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、本実施形態の車両用空調装置１においても、第１実施形態と同様に車室内の空調を行うことができるとともに、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。さらに、第２実施形態と同様に、圧縮機１１の起動時にエジェクタモジュール１３から生じる騒音を低減させることができる。
　（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）上述の第１実施形態では、圧縮機１１の起動時に、図４の制御ステップＳ８３に図示するように、圧縮機１１の冷媒吐出能力を段階的に上昇させた例を説明したが、圧縮機１１の冷媒吐出能力を上昇させる際の制御態様はこれに限定されない。つまり、冷媒吐出能力の所定時間あたりの増加量が、基準能力増加量より低くなっていれば、例えば、図８の制御特性図と同様に、圧縮機１１の冷媒吐出能力を連続的に上昇させてもよい。
　また、このことは第２実施形態で説明した流入冷媒流量についても同様である。すなわち、図４の制御ステップＳ８３に記載された制御特性図と同様に、流入冷媒流量を段階的に増加させてもよい。
　（２）上述の第２実施形態では、流入流量調整部として電気式の流量調整弁１６を採用した例を説明したが、流入流量調整弁はこれに限定されない。例えば、複数の冷媒通路と、それぞれの冷媒通路を開閉する複数の開閉弁（電磁弁）によって、流入流量調整弁を構成してもよい。これによれば、冷媒通路を開く開閉弁の数に応じて段階的に流入冷媒流量を調整することができる。
　また、サイクル内の所定の部位を流通する冷媒の温度および圧力に応じて変位する変位部材、およびこの変位部材に連結されて冷媒通路面積を変化させる弁体部を有し、機械的機構によって冷媒通路面積を変化させる流量調整機構を採用してもよい。具体的には、放熱器１２出口側冷媒の温度および圧力に基づいて放熱器１２出口側冷媒の過熱度を検知し、検知された過熱度の低下に伴って弁開度を増加させる流量調整機構を採用できる。
　（３）上述の実施形態では、例えば、第１実施形態の制御ステップＳ８１で説明したように、吐出容量制御弁へ出力されている制御電流の値に基づいて、圧縮機１１の起動時であるか否かを判定した例を説明したが、圧縮機１１の起動時であるか否かの判定はこれに限定されない。
　例えば、圧縮機１１の出口側からエジェクタモジュール１３の冷媒流入口３１ａ側へ至る冷媒流路を流通する冷媒の圧力（高圧側冷媒圧力）Ｐｄを用いて、圧縮機１１の起動時であるか否かを判定してもよい。また、圧縮機１１の回転数を検出する回転計を備えている場合には、回転計の検出値に基づいて、圧縮機１１の起動時であるか否かを判定してもよい。
　（４）エジェクタ式冷凍サイクル装置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、可変容量型圧縮機を採用した例を説明したが、圧縮機１１はこれに限定されない。圧縮機１１として、電磁クラッチ、ベルト等を介してエンジンから出力される回転駆動力によって駆動される固定容量型圧縮機を採用してもよい。
　固定容量型圧縮機では、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ればよい。また、圧縮機１１として、電動モータの回転数を変化させて冷媒吐出能力を調整する電動圧縮機を採用してもよい。
　例えば、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。
　また、エジェクタモジュール１３を構成する各構成部材は、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、エジェクタモジュール１３のボデー部３０、通路形成部材３５等の構成部材は金属で形成されたものに限定されず、樹脂にて形成されたものであってもよい。
　さらに、上述の実施形態のエジェクタモジュール１３では、オリフィス３１ｉを設けた例を説明したが、オリフィス３１ｉを廃止して、入口配管１５ａに減圧部を配置してもよい。このような減圧部としては、オリフィスやキャピラリチューブ等を採用することができる。
　さらに、上述の実施形態では、気液分離器一体型エジェクタのエジェクタモジュール１３を採用した例を説明したが、もちろん、エジェクタとして、気液分離器が一体的に構成されていない通常のエジェクタを採用してもよい。
　（５）上述の実施形態では、エジェクタモジュール１３をエンジンルーム内に配置した例を説明したが、ファイアウォール５０よりも車室内側に配置してもよい。
　さらに、エジェクタモジュール１３を、ファイアウォール５０の貫通穴５０ａの内周側に配置してもよい。この場合は、エジェクタモジュール１３の一部がエンジンルーム側に配置され、別の一部が車室内側に配置される。従って、エジェクタモジュール１３の外周側と貫通穴５０ａの開口縁部の隙間には、第１実施形態と同様の機能を果たすパッキンを配置することが望ましい。
　（６）上述の実施形態では、本開示に係るエジェクタ式冷凍サイクル装置１０を、車両用空調装置１に適用した例を説明したが、本開示に係るエジェクタ式冷凍サイクル装置１０の適用はこれに限定されない。例えば、車両用の冷凍冷蔵装置に適用してもよい。さらに、車両用に限定されることなく、据置型空調装置、冷温保存庫等に適用してもよい。

 

Claims (7)

  1. 　冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）と、
    　前記圧縮機（１１）から吐出された冷媒を放熱させる放熱器（１２）と、
    　前記放熱器（１２）から流出した冷媒に旋回流れを生じさせる旋回流発生部（３０ａ、３１ｅ）と、
    　前記旋回流発生部（３０ａ、３１ｅ）から流出した冷媒を減圧させるノズル部（１３ａ）、並びに、前記ノズル部（１３ａ）から噴射される高速度の噴射冷媒の吸引作用によって冷媒を吸引する冷媒吸引口（３１ｂ）、および前記噴射冷媒と前記冷媒吸引口（３１ｂ）から吸引された吸引冷媒とを混合させて昇圧させる昇圧部（１３ｃ）が形成されたボデー部（３０）を有するエジェクタ（１３）と、
    　冷媒を蒸発させて前記冷媒吸引口（３１ｂ）へ流出させる蒸発器（１４）と、
    　前記圧縮機（１１）の冷媒吐出能力を制御する吐出能力制御部（６０ａ）と、を備え、
    　前記旋回流発生部は、回転体形状に形成された旋回空間（３０ａ）を形成する部位、および前記旋回空間（３０ａ）の外周側壁面に沿って流れるように冷媒を流入させる冷媒流入通路（３１ｅ）を形成する部位を有して構成されており、
    　前記吐出能力制御部（６０ａ）は、前記圧縮機（１１）の起動時に、前記圧縮機（１１）の前記冷媒吐出能力の所定時間あたりの増加量が、予め定めた基準能力増加量より低くなるように、前記冷媒吐出能力を増加させるエジェクタ式冷凍サイクル装置。
  2. 　前記基準能力増加量は、前記圧縮機（１１）が所定時間あたりに増加させることのできる最大能力増加量である請求項１に記載のエジェクタ式冷凍サイクル装置。
  3. 　冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）と、
    　前記圧縮機（１１）から吐出された冷媒を放熱させる放熱器（１２）と、
    　前記放熱器（１２）から流出した冷媒に旋回流れを生じさせる旋回流発生部（３０ａ、３１ｅ）と、
    　前記旋回流発生部（３０ａ、３１ｅ）から流出した冷媒を減圧させるノズル部（１３ａ）、並びに、前記ノズル部（１３ａ）から噴射される高速度の噴射冷媒の吸引作用によって冷媒を吸引する冷媒吸引口（３１ｂ）、および前記噴射冷媒と前記冷媒吸引口（３１ｂ）から吸引された吸引冷媒とを混合させて昇圧させる昇圧部（１３ｃ）が形成されたボデー部（３０）を有するエジェクタ（１３）と、
    　冷媒を蒸発させて前記冷媒吸引口（３１ｂ）へ流出させる蒸発器（１４）と、
    　前記旋回流発生部（３０ａ、３１ｅ）へ流入する流入冷媒流量を調整する流入流量調整部（１６）と、を備え、
    　前記旋回流発生部は、回転体形状に形成された旋回空間（３０ａ）を形成する部位、および前記旋回空間（３０ａ）の外周側壁面に沿って流れるように冷媒を流入させる冷媒流入通路（３１ｅ）を形成する部位を有して構成されており、
    　前記流入流量調整部（１６）は、前記圧縮機（１１）の起動時に、前記流入冷媒流量の所定時間あたりの増加量が、予め定めた基準流量増加量より低くなるように、前記流入冷媒流量を増加させるエジェクタ式冷凍サイクル装置。
  4. 　前記基準流量増加量は、前記流入流量調整部（１６）が所定時間あたりに増加させることが可能な最大流量増加量である請求項３に記載のエジェクタ式冷凍サイクル装置。
  5. 　前記流入流量調整部（１６）は、前記放熱器（１２）の冷媒出口から前記旋回流発生部（３０ａ、３１ｅ）の入口へ至る冷媒流路に配置されている請求項３または４に記載のエジェクタ式冷凍サイクル装置。
  6. 　前記昇圧部（１３ｃ）から流出した冷媒の気液を分離する気液分離部（３０ｆ）を備え、
    　前記流入流量調整部（１６）は、前記気液分離部（３０ｆ）の気相冷媒流出口（３１ｄ）から前記圧縮機（１１）の吸入口へ至る冷媒流路に配置されている請求項３または４に記載のエジェクタ式冷凍サイクル装置。
  7. 　前記流入流量調整部は、電気式の流量調整弁（１６）によって構成されている請求項３ないし６のいずれか１つに記載のエジェクタ式冷凍サイクル装置。

     
PCT/JP2015/004094 2014-10-24 2015-08-18 エジェクタ式冷凍サイクル装置 WO2016063442A1 (ja)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN201580053233.0A CN106796059B (zh) 2014-10-24 2015-08-18 喷射器式制冷循环装置
DE112015004790.5T DE112015004790T5 (de) 2014-10-24 2015-08-18 Ejektorkältekreislaufvorrichtung
US15/513,469 US20170307259A1 (en) 2014-10-24 2015-08-18 Ejector-type refrigeration cycle device

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2014217455A JP6319042B2 (ja) 2014-10-24 2014-10-24 エジェクタ式冷凍サイクル
JP2014-217455 2014-10-24

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2016063442A1 true WO2016063442A1 (ja) 2016-04-28

Family

ID=55760506

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2015/004094 WO2016063442A1 (ja) 2014-10-24 2015-08-18 エジェクタ式冷凍サイクル装置

Country Status (5)

Country Link
US (1) US20170307259A1 (ja)
JP (1) JP6319042B2 (ja)
CN (1) CN106796059B (ja)
DE (1) DE112015004790T5 (ja)
WO (1) WO2016063442A1 (ja)

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2004177076A (ja) * 2002-11-29 2004-06-24 Denso Corp エジェクタサイクル
JP2008002759A (ja) * 2006-06-23 2008-01-10 Matsushita Electric Ind Co Ltd 二元冷凍システムおよび保冷庫
JP2009097786A (ja) * 2007-10-16 2009-05-07 Denso Corp 冷凍サイクル
JP2013177879A (ja) * 2012-02-02 2013-09-09 Denso Corp エジェクタ
WO2014162764A1 (ja) * 2013-04-02 2014-10-09 三菱電機株式会社 冷凍サイクル装置

Family Cites Families (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2004036943A (ja) * 2002-07-01 2004-02-05 Denso Corp 蒸気圧縮式冷凍機
CN1291196C (zh) * 2004-02-18 2006-12-20 株式会社电装 具有多蒸发器的喷射循环

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2004177076A (ja) * 2002-11-29 2004-06-24 Denso Corp エジェクタサイクル
JP2008002759A (ja) * 2006-06-23 2008-01-10 Matsushita Electric Ind Co Ltd 二元冷凍システムおよび保冷庫
JP2009097786A (ja) * 2007-10-16 2009-05-07 Denso Corp 冷凍サイクル
JP2013177879A (ja) * 2012-02-02 2013-09-09 Denso Corp エジェクタ
WO2014162764A1 (ja) * 2013-04-02 2014-10-09 三菱電機株式会社 冷凍サイクル装置

Also Published As

Publication number Publication date
CN106796059B (zh) 2019-01-11
DE112015004790T5 (de) 2017-07-13
CN106796059A (zh) 2017-05-31
US20170307259A1 (en) 2017-10-26
JP2016084965A (ja) 2016-05-19
JP6319042B2 (ja) 2018-05-09

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP5729359B2 (ja) 冷凍サイクル装置
JP6384374B2 (ja) エジェクタ式冷凍サイクル
JP4832458B2 (ja) 蒸気圧縮式冷凍サイクル
WO2014076903A1 (ja) エジェクタ
JP6610313B2 (ja) エジェクタ、エジェクタの製造方法、およびエジェクタ式冷凍サイクル
JP5083106B2 (ja) 膨張弁及びそれを備えた蒸気圧縮式冷凍サイクル
WO2016063441A1 (ja) エジェクタ式冷凍サイクル装置
WO2016143300A1 (ja) エジェクタ、エジェクタの製造方法、およびエジェクタ式冷凍サイクル
JP6720934B2 (ja) エジェクタモジュール
WO2016143292A1 (ja) エジェクタ式冷凍サイクル
JP6459807B2 (ja) エジェクタ式冷凍サイクル
JP6319041B2 (ja) エジェクタ式冷凍サイクル
JP6319043B2 (ja) エジェクタ式冷凍サイクル
JP6511873B2 (ja) エジェクタ、およびエジェクタ式冷凍サイクル
JP6319042B2 (ja) エジェクタ式冷凍サイクル
WO2016181639A1 (ja) 冷凍サイクル装置
WO2016031157A1 (ja) エジェクタ式冷凍サイクル
WO2018159321A1 (ja) エジェクタモジュール
WO2016031155A1 (ja) エジェクタ式冷凍サイクル
JP2020029983A (ja) 冷凍サイクル装置

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 15852779

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 15513469

Country of ref document: US

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 112015004790

Country of ref document: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 15852779

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1