WO2016152048A1 - エジェクタ式冷凍サイクル - Google Patents

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WO2016152048A1
WO2016152048A1 PCT/JP2016/001200 JP2016001200W WO2016152048A1 WO 2016152048 A1 WO2016152048 A1 WO 2016152048A1 JP 2016001200 W JP2016001200 W JP 2016001200W WO 2016152048 A1 WO2016152048 A1 WO 2016152048A1
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refrigerant
compressor
ejector
nozzle
gas
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PCT/JP2016/001200
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陽平 長野
西嶋　春幸
佳之 横山
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株式会社デンソー
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Publication date
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Priority to US15/551,047 priority patent/US10145588B2/en
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    • F25B2500/18—Optimization, e.g. high integration of refrigeration components

Definitions

  • the present disclosure relates to an ejector refrigeration cycle including an ejector.
  • An ejector refrigeration cycle which is a vapor compression refrigeration cycle apparatus equipped with an ejector as a refrigerant decompression unit, is known.
  • the refrigerant flowing out of the evaporator is sucked from the refrigerant suction port by the suction action of the high-speed jet refrigerant injected from the refrigerant passage (nozzle passage) in the nozzle. Then, the pressure of the mixed refrigerant of the injection refrigerant and the suction refrigerant is increased in the pressure increasing section (diffuser passage). Further, the refrigerant whose pressure is increased in the diffuser passage is caused to flow out to the suction side of the compressor.
  • the pressure of the suction refrigerant can be increased as compared with a normal refrigeration cycle apparatus in which the refrigerant evaporation pressure in the evaporator and the pressure of the suction refrigerant sucked into the compressor are substantially equal. Therefore, in the ejector-type refrigeration cycle, the power consumption of the compressor can be reduced and the coefficient of performance (COP) of the cycle can be improved as compared with a normal refrigeration cycle apparatus.
  • COP coefficient of performance
  • Patent Document 1 discloses an ejector including a swirl flow generation unit (swirl space) that generates a swirl flow in the refrigerant flowing into the nozzle passage.
  • a swirl flow generation unit swirl space
  • the refrigerant at the swirling center side is boiled under reduced pressure, and the refrigerant in a two-phase separated state in which the gas phase refrigerant is unevenly distributed at the swirling center side is obtained. It flows into the nozzle passage.
  • the ejector disclosed in Patent Document 1 promotes boiling of the refrigerant in the nozzle passage, and attempts to improve energy conversion efficiency when the pressure energy of the refrigerant is converted into kinetic energy in the nozzle passage. And, by improving the energy conversion efficiency, the pressure increase amount of the refrigerant in the diffuser passage is increased to further effectively improve the COP of the ejector refrigeration cycle.
  • an object of the present disclosure is to provide an ejector-type refrigeration cycle in which a refrigerant in which refrigeration oil is dissolved can circulate in the inside, which can sufficiently improve the coefficient of performance (COP).
  • COP coefficient of performance
  • the ejector refrigeration cycle of the present disclosure includes a compressor, a radiator, an ejector, a swirl flow generator, an evaporator, and an oil separator.
  • Compressor compresses and discharges refrigerant mixed with refrigeration oil.
  • the radiator dissipates the high-pressure refrigerant discharged from the compressor until it becomes a supercooled liquid phase refrigerant.
  • the ejector has a nozzle and a body. The nozzle depressurizes the refrigerant that has flowed out of the radiator.
  • the body is formed with a refrigerant suction port that sucks the refrigerant by the suction action of the high-speed jet refrigerant that is jetted from the nozzle, and a boosting unit that boosts the pressure by mixing the jetted refrigerant and the suction refrigerant sucked from the refrigerant suction port Has been.
  • the swirling flow generator causes the refrigerant flowing out of the radiator to generate a swirling flow around the central axis of the nozzle and to flow into the nozzle.
  • the evaporator evaporates the refrigerant and flows it out to the refrigerant suction port side.
  • the oil separation unit separates the refrigeration oil from the high-pressure refrigerant compressed by the compressor, and causes the separated refrigeration oil to flow out to the suction port side of the compressor.
  • the refrigerant on the swirling center side can be boiled under reduced pressure in the swirling flow generating section.
  • coolant produced by this decompression boiling can be supplied to the refrigerant
  • path in a nozzle is accelerated
  • the oil separator can separate the refrigerating machine oil from the refrigerant flowing into the swirl flow generator. Therefore, the vapor
  • the coefficient of performance (COP) of the ejector refrigeration cycle in which the refrigerant in which the refrigeration oil is dissolved circulates can be sufficiently improved.
  • the “high-pressure refrigerant compressed by the compressor” in the present disclosure refers to the refrigerant discharged from the compressor, for example, the refrigerant in the refrigerant flow path from the discharge port of the compressor to the inlet side of the swirl flow generation unit.
  • the high-pressure refrigerant inside the compressor is also included.
  • the “suction side of the compressor” is not limited to the refrigerant flow path of the refrigerant sucked into the compressor, for example, the refrigerant flow path from the outlet side of the boosting unit to the suction port of the compressor.
  • the refrigerant flow path through which the low-pressure refrigerant before compression flows is also included.
  • the ejector refrigeration cycle 10 of this embodiment shown in the overall configuration diagram of FIG. 1 is applied to a vehicle air conditioner, and cools air that is blown into a vehicle interior (indoor space) that is a space to be air-conditioned. Accordingly, the cooling target fluid of the ejector refrigeration cycle 10 is air blown into the passenger compartment.
  • the ejector refrigeration cycle 10 employs an HFC refrigerant (specifically, R134a) as a refrigerant, and constitutes a subcritical refrigeration cycle in which the high-pressure side refrigerant pressure does not exceed the refrigerant critical pressure. Further, refrigerating machine oil for lubricating the compressor 11 is mixed in the refrigerant. As this refrigerating machine oil, one having compatibility with the liquid phase refrigerant is adopted.
  • the compressor 11 sucks the refrigerant and discharges it until it becomes a high-pressure refrigerant.
  • 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, etc. (not shown).
  • a swash plate type variable displacement compressor configured such that the refrigerant discharge capacity can be adjusted by changing the discharge capacity is adopted as the compressor 11.
  • the compressor 11 has a discharge capacity control valve (not shown) for changing the discharge capacity.
  • the operation of the discharge capacity control valve is controlled by a control current output from an air conditioning control device 50 described later.
  • the discharge port of the compressor 11 is connected to the inlet side of an oil separator 15 that separates refrigeration oil from the high-pressure refrigerant discharged from the compressor 11.
  • the oil separator 15 is an oil separation unit that separates the refrigerating machine oil from the high-pressure refrigerant compressed by the compressor 11 and causes the separated refrigerating machine oil to flow out to the suction port side of the compressor 11.
  • the oil separator 15 is a centrifugal separation system that separates the gas-phase refrigerant and the refrigerating machine oil by the action of centrifugal force.
  • the oil separator 15 has a cylindrical member extending in the vertical direction, and the refrigerant discharged from the compressor 11 is swirled in a columnar space formed inside thereof, so that the gas phase refrigerant and Separated from refrigeration oil.
  • a gas-phase refrigerant outlet for letting out the gas-phase refrigerant from which the refrigeration oil is separated.
  • the refrigerant inlet side of the condenser 12a of the radiator 12 is connected to the gas-phase refrigerant outlet.
  • an oil storage part for storing the refrigeration oil separated from the gas-phase refrigerant and a refrigeration oil outlet for discharging the refrigeration oil stored in the oil storage part.
  • the suction port side of the compressor 11 is connected to the refrigerator oil outlet through a capillary tube 15a which is a fixed throttle.
  • 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 a so-called subcool type condenser having a condensing unit 12a, a receiver unit 12b, and a supercooling unit 12c.
  • the condensing unit 12a exchanges heat between the high-pressure gas-phase refrigerant discharged from the compressor 11 and the outside air blown from the cooling fan 12d, and radiates and condenses the high-pressure gas-phase refrigerant.
  • the receiver unit 12b separates the gas-liquid refrigerant flowing out of the condensing unit 12a and stores excess liquid-phase refrigerant.
  • the supercooling part 12c heat-exchanges the liquid phase refrigerant which flowed out from the receiver part 12b, and the external air ventilated from the cooling fan 12d, and supercools the liquid phase refrigerant.
  • the cooling fan 12d is an electric blower in which the rotation speed (the amount of air to be blown) is controlled by the control voltage output from the air conditioning control device 50.
  • the refrigerant inlet 31 a of the ejector 13 is connected to the refrigerant outlet side of the supercooling portion 12 c of the radiator 12.
  • the ejector 13 functions as a refrigerant decompression unit that decompresses the supercooled high-pressure liquid-phase refrigerant that has flowed out of the radiator 12 and flows it downstream.
  • the ejector 13 also functions as a refrigerant circulation section (refrigerant transport section) that sucks (transports) and circulates refrigerant that has flowed out of the evaporator 14 described later by the suction action of the refrigerant (refrigerant flow) injected at a high speed. Also fulfills.
  • the ejector 13 of the present embodiment also functions as a gas-liquid separation unit that separates the gas-liquid of the decompressed refrigerant. That is, the ejector 13 of the present embodiment is configured as an ejector with a gas-liquid separation function (ejector module).
  • FIG. 1 shows a sectional view of the ejector 13 in the axial direction.
  • the ejector 13 of this embodiment includes a body 30 configured by combining a plurality of constituent members.
  • the body 30 is formed in a prismatic shape or a cylindrical shape from metal or resin.
  • the body 30 is formed with a plurality of refrigerant inlets, a plurality of refrigerant outlets, a plurality of internal spaces, and the like.
  • a refrigerant inlet 31a As a plurality of refrigerant inlets and refrigerant outlets formed in the body 30, a refrigerant inlet 31a, a refrigerant suction port 31b, a liquid phase refrigerant outlet 31c, a gas phase refrigerant outlet 31d, and the like are formed.
  • the refrigerant inlet 31 a allows the refrigerant that has flowed out of the radiator 12 to flow into the body 30.
  • the refrigerant suction port 31b sucks the refrigerant that has flowed out of the evaporator 14.
  • the liquid-phase refrigerant outlet 31 c allows the liquid-phase refrigerant separated in the gas-liquid separation space 30 f formed inside the body 30 to flow out to the refrigerant inlet side of the evaporator 14.
  • the gas-phase refrigerant outlet 31d allows the gas-phase refrigerant separated in the gas-liquid separation space 30f to flow out to the suction side of the compressor 11.
  • a swirl space 30a As the internal space formed inside the body 30, a swirl space 30a, a decompression space 30b, a pressure increase space 30e, a gas-liquid separation space 30f, and the like are formed.
  • the swirling space 30a swirls the refrigerant that has flowed from the refrigerant inflow port 31a.
  • the decompression space 30b decompresses the refrigerant that has flowed out of the swirling space 30a.
  • the pressurization space 30e pressurizes the refrigerant that has flowed out of the decompression space 30b.
  • the gas / liquid separation space 30f separates the gas / liquid of the refrigerant that has flowed out of the pressure increasing space 30e.
  • 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.
  • a nozzle 32 is fixed inside the body 30 by a method such as press fitting.
  • the nozzle 32 is formed of a substantially conical metal (for example, stainless steel) cylindrical member that tapers in the refrigerant flow direction.
  • the swirling space 30 a is disposed above the nozzle 32, and the decompression space 30 b is disposed inside the nozzle 32.
  • 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. Thereby, the refrigerant that has flowed into the swirl space 30a from the refrigerant inflow passage 31e flows along the inner 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 in the swirling space 30a is set to the pressure that becomes the saturated liquid phase refrigerant, or the refrigerant boils under reduced pressure (causes cavitation).
  • the dimensions of the swirl space 30a and the like are set so that the pressure is reduced until the pressure is reached.
  • 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. Furthermore, the swirl flow velocity is adjusted by adjusting the dimensions such as the area ratio between the cross-sectional area of the refrigerant inflow passage and the cross-sectional area of the cross-section in the direction perpendicular to the axial direction of the swirl space 30a. Can do.
  • the swirling flow rate means the flow rate of the refrigerant in the swirling direction in the vicinity of the outermost peripheral portion of the swirling space 30a.
  • the part of the body 30 and the nozzle 32 that forms the swirl space 30a and the swirl space 30a are formed inside the nozzle 32 by causing a swirl flow in the refrigerant that has flowed out of the radiator 12.
  • the refrigerant passage formed inside the nozzle 32 is a nozzle passage 13a described later. That is, in the present embodiment, the ejector 13 and the swirl flow generator are integrally configured.
  • 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 is formed in the body 30. .
  • a resin-made passage forming member 35 is disposed inside the decompression space 30b and the pressure increase 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 coaxially arranged with the central axis of the decompression space 30b or the like. .
  • a refrigerant passage is formed between the inner peripheral surface of the part forming the decompression space 30b and the pressure increase space 30e of the body 30 and the side surface (conical side surface) in the direction perpendicular to the axial direction of the passage forming member 35.
  • the refrigerant passage has an annular shape in cross section in a direction perpendicular to the axial direction.
  • An annular shape is, for example, a donut shape excluding a small-diameter circular shape arranged coaxially from a circular shape.
  • the refrigerant passage is defined by the inner peripheral surface of the body 30 and the side surface of the passage forming member 35, and has a circular shape (donut shape) in a cross section perpendicular to the axial direction.
  • the refrigerant passage formed between the portion forming the decompression space 30b of the nozzle 32 and the portion on the top side of the side surface of the passage forming member 35 has a passage cross-sectional area toward the downstream side of the refrigerant flow. It is formed in a shape that can be squeezed small. Due to this shape, the refrigerant passage forms a nozzle passage 13a that functions as a nozzle 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 cross-sectional area (minimum cross-sectional area), and from the minimum cross-sectional area.
  • the cross-sectional area of the nozzle passage 13a is gradually enlarged toward the outlet side. That is, in the nozzle passage 13a of the present embodiment, the passage cross-sectional area (refrigerant passage cross-sectional area) changes as in the so-called Laval nozzle.
  • the refrigerant passage formed between the portion of the body 30 that forms the pressure increasing space 30e and the downstream portion of the side surface of the passage forming member 35 has a shape that gradually increases the cross-sectional area of the passage toward the downstream side of the refrigerant flow. Is formed. With this shape, the refrigerant passage forms a diffuser passage 13c that functions as a diffuser portion (a pressure increasing 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 is disposed as a driving unit (driving mechanism) that displaces the passage forming member 35 to change the passage sectional area of the minimum sectional area of the nozzle passage 13a. More specifically, the element 37 has a diaphragm 37a 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).
  • the diaphragm 37a is displaced in a direction (vertical lower side) in which the passage cross-sectional area of the minimum cross-sectional area of the nozzle passage 13a is enlarged as the temperature (superheat degree) of the refrigerant flowing out of the evaporator 14 increases. As the temperature (superheat degree) of the refrigerant flowing out of the evaporator 14 is lowered, the refrigerant is displaced in the direction of reducing the cross-sectional area of the minimum cross-sectional area portion of the nozzle passage 13a (upward in the vertical direction). The displacement of the diaphragm 37a is transmitted to the passage forming member 35 through the operating rod 37b.
  • the passage forming member 35 receives a load from the coil spring 40 which is an elastic member.
  • the coil spring 40 applies a load that urges the passage forming member 35 toward the side of reducing the passage sectional area of the minimum sectional area of the nozzle passage 13a.
  • the passage forming member 35 has an inlet-side load that is received by the pressure of the high-pressure refrigerant on the swirl space 30a side (the refrigerant on the inlet side of the nozzle passage 13a), and the low-pressure refrigerant on the gas-liquid separation space 30f side (the outlet side of the diffuser passage 13c).
  • the outlet side load received by the pressure of the refrigerant), the element load received from the element 37 via the operating rod 37b, and the elastic member side load received from the coil spring 40 are displaced so as to balance.
  • the passage forming member 35 is displaced so as to increase the passage sectional area of the minimum sectional area of the nozzle passage 13a as the temperature (superheat degree) of the refrigerant flowing out of the evaporator 14 increases. To do. On the other hand, as the temperature (superheat degree) of the refrigerant flowing out of the evaporator 14 decreases, the refrigerant is displaced so as to reduce the passage sectional area of the minimum sectional area of the nozzle passage 13a.
  • the passage-forming member 35 is displaced according to the degree of superheat of the refrigerant flowing out of the evaporator 14, so that the degree of superheat SH of the refrigerant on the outlet side of the evaporator 14 is a predetermined reference superheat.
  • the passage cross-sectional area of the minimum cross-sectional area portion of the nozzle passage 13a is adjusted so as to approach the degree KSH.
  • 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 such that even if a load fluctuation occurs in the cycle and the refrigerant circulation flow rate circulating in the cycle fluctuates, the surplus refrigerant cannot be substantially accumulated.
  • an orifice 31i serving as a pressure reducing unit 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 refrigerant inlet side of the evaporator 14 is connected to the liquid-phase refrigerant outlet 31c of the ejector 13.
  • the evaporator 14 heat-exchanges the low-pressure refrigerant decompressed by the ejector 13 and the air blown into the vehicle compartment from the blower fan 14a, thereby evaporating the low-pressure refrigerant and exerting an endothermic effect. It is.
  • the blower fan 14 a is an electric blower in which the rotation speed (the amount of air to be blown) is controlled by a control voltage output from the air conditioning control device 50.
  • the refrigerant suction port 31b side of the ejector 13 is connected to the refrigerant outlet of the evaporator 14. Further, the suction port side of the compressor 11 is connected to the gas-phase refrigerant outlet 31 d of the ejector 13.
  • the refrigerating machine oil separated by the oil separator 15 is returned to the suction port side of the compressor 11 through the capillary tube 15a. Specifically, the refrigerating machine oil is returned to the refrigerant passage from the gas-phase refrigerant outlet 31d of the ejector 13 to the inlet of the compressor 11 via the capillary tube 15a.
  • the oil separator 15 is connected so as to reduce the refrigeration oil concentration in the supercooled liquid phase refrigerant flowing into the swirling space 30a of the ejector 13.
  • the oil separation unit is arranged on the refrigerant flow upstream side of the swirl flow generation unit, and is connected to reduce the refrigeration oil concentration in the liquid phase refrigerant flowing into the swirl flow generation unit.
  • the air conditioning control device 50 includes a known microcomputer including a CPU, a ROM, a RAM, and the like and peripheral circuits thereof.
  • the air conditioning control device 50 performs various calculations and processes based on the control program stored in the ROM, and operates the compressor 11, the cooling fan 12d, the blower fan 14a, and the like. Control the operation of etc.
  • the air conditioning control device 50 is connected to a group of sensors for air conditioning control such as an inside air temperature sensor, an outside air temperature sensor, a solar radiation sensor, an evaporator temperature sensor, and a discharge refrigerant pressure sensor. Is entered.
  • the inside air temperature sensor detects a passenger compartment temperature (inside air temperature) Tr.
  • the outside air temperature sensor detects the outside air temperature Tam.
  • the solar radiation sensor detects the solar radiation amount As in the passenger compartment.
  • the evaporator temperature sensor detects the refrigerant evaporation temperature (evaporator temperature) Te in the evaporator 14.
  • the discharge refrigerant pressure sensor detects the pressure (discharge refrigerant pressure) Pd of the refrigerant discharged from the compressor 11.
  • an evaporator temperature sensor that detects the heat exchange fin temperature of the evaporator 14 is employed.
  • a temperature detector that detects the temperature of other parts of the evaporator 14 may be employed as the evaporator temperature sensor, and the temperature of the refrigerant flowing through the evaporator 14 or the refrigerant on the outlet side of the evaporator 14 may be determined. You may employ
  • an operation panel (not shown) disposed near the instrument panel in front of the passenger compartment is connected to the input side of the air conditioning control device 50, and operation signals from various operation switches provided on the operation panel are air-conditioned. Input to the control device 50.
  • an air conditioning operation switch that requires that the vehicle air conditioner performs air conditioning in the vehicle interior
  • a vehicle interior temperature setting switch that sets the vehicle interior temperature Tset, and the like are provided.
  • the air-conditioning control apparatus 50 of this embodiment is integrally configured with a control unit that controls the operation of various control target devices connected to the output side.
  • movement of each control object apparatus among the air-conditioning control apparatuses 50 comprises the control part of each control object apparatus.
  • operation of the discharge capacity control valve of the compressor 11 comprises the discharge capability control part 50a.
  • the discharge capacity control unit 50a may be configured as a separate control device with respect to the air conditioning control device 50.
  • the air conditioning control device 50 executes an air conditioning control program stored in advance.
  • the detection signal of the above-mentioned sensor group for air conditioning control and the operation signal of the operation panel are read. Then, based on the read detection signal and operation signal, a target blowing temperature TAO that is a target temperature of the air blown into the vehicle interior is calculated.
  • the target blowing temperature TAO is calculated based on the following formula F1.
  • TAO Kset ⁇ Tset ⁇ Kr ⁇ Tr ⁇ Kam ⁇ Tam ⁇ Ks ⁇ As + C (F1)
  • Tset is the passenger compartment temperature set by the temperature setting switch. Tr is the inside air temperature detected by the inside air temperature sensor. Tam is the outside air temperature detected by the outside air temperature sensor. As is the amount of solar radiation detected by the solar radiation sensor. Kset, Kr, Kam, and Ks are control gains, and C is a correction constant.
  • the operating states of various control target devices connected to the output side of the air conditioning control device 50 are determined based on the calculated target blowout temperature TAO and the detection signal of the sensor group.
  • a control signal, a control voltage, a control current, a control pulse, etc. that are output to various devices to be controlled are determined.
  • 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 as follows. First, the target evaporation temperature TEO of the refrigerant in the evaporator 14 is determined based on the target blowing temperature TAO with reference to a control map stored in advance in the storage circuit of the air conditioning controller 50.
  • the refrigerant evaporation temperature Te approaches the target evaporation temperature TEO using a feedback control method.
  • the control current output to the discharge capacity control valve of the compressor 11 is determined.
  • the discharge capacity control unit 50a increases as the temperature difference between the target evaporation temperature TEO and the refrigerant evaporation temperature Te increases, that is, the ejector refrigeration cycle 10
  • the discharge capacity (refrigerant discharge capacity) of the compressor 11 is controlled so that the circulating refrigerant flow rate circulating in the cycle increases.
  • the control voltage output to the ventilation fan 14a determines with reference to the control map previously memorize
  • the control voltage is determined so that the blowing capacity of the blowing fan 14a becomes substantially the maximum value. Further, the control voltage is determined so that the blowing capacity of the blowing fan 14a gradually decreases 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.
  • the air-conditioning control apparatus 50 outputs the determined control signal etc. to various control object apparatus. Thereafter, until the stop of the operation of the vehicle air conditioner is requested, the above detection signal and operation signal are read, the target blowout temperature TAO is calculated, the operation state of each control target device is determined, and the control signal, every predetermined control cycle. The control routine such as output is repeated.
  • the refrigerant condensed in the condensing unit 12a is gas-liquid separated in the receiver unit 12b.
  • the liquid phase refrigerant separated 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 (from point a in FIG. 2). b point).
  • the supercooled liquid phase refrigerant that has flowed out of the supercooling portion 12c of the radiator 12 is isentropically decompressed and injected in the nozzle passage 13a of the ejector 13 (from point b to point c in FIG. 2).
  • the element 37 of the ejector 13 displaces the passage forming member 35 so that the superheat degree SH of the refrigerant on the outlet side of the evaporator 14 (point h in FIG. 2) approaches a predetermined reference superheat degree KSH.
  • the refrigerant (point h in FIG. 2) flowing out from the evaporator 14 is sucked 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 from the refrigerant suction port 31b flow into the diffuser passage 13c and merge (from point c to point d and from point h2 to point d in FIG. 2).
  • the suction passage 13b of the present embodiment is formed in a shape in which the passage cross-sectional area gradually decreases in the refrigerant flow direction. For this reason, the suction refrigerant passing through the suction passage 13b increases the flow velocity while reducing its pressure (from the point h2 to the point h2 in FIG. 2). Thereby, the speed difference between the suction refrigerant and the injection refrigerant is reduced, and the energy loss (mixing loss) when the suction refrigerant and the injection refrigerant are mixed in the diffuser passage 13c is reduced.
  • the kinetic energy of the refrigerant is converted into pressure energy by increasing the passage sectional area (refrigerant passage sectional area).
  • the pressure of the mixed refrigerant rises while the injected refrigerant and the suction refrigerant are mixed (from point d to point e in FIG. 2).
  • the refrigerant flowing out of the diffuser passage 13c is gas-liquid separated in the gas-liquid separation space 30f (from point e to point f and point e to point g in FIG. 2).
  • the liquid-phase refrigerant separated in the gas-liquid separation space 30f is depressurized by the orifice 31i of the ejector 13 (from point g to point g2 in FIG. 2) and flows out from the liquid-phase refrigerant outlet 31c.
  • the liquid-phase refrigerant that has flowed out of the liquid-phase refrigerant outlet 31c flows into the evaporator 14, absorbs heat from the air blown by the blower fan 14a, and evaporates (from point g2 to point h in FIG. 2). Thereby, the air is cooled.
  • the gas-phase refrigerant separated in the gas-liquid separation space 30f is sucked into the compressor 11 and compressed again (from point f to point a in FIG. 2).
  • the ejector refrigeration cycle 10 of the present embodiment operates as described above, and can cool the air blown into the vehicle interior.
  • the refrigerant whose pressure has been increased in the diffuser passage 13c of the ejector 13 is sucked into the compressor 11. Therefore, according to the ejector-type refrigeration cycle 10, the power consumption of the compressor 11 can be reduced compared with the normal refrigeration cycle apparatus in which the refrigerant evaporation pressure in the evaporator and the pressure of the refrigerant sucked by the compressor are substantially equal. Coefficient of performance (COP) can be improved.
  • the ejector 13 of the present embodiment can displace the passage forming member 35 by the action of the element 37 or the like, the passage of the minimum cross-sectional area portion of the nozzle passage 13a according to the load fluctuation of the ejector refrigeration cycle 10.
  • the cross-sectional area can be adjusted. Therefore, the ejector 13 can be appropriately operated in accordance with the load fluctuation of the ejector refrigeration cycle 10.
  • the refrigerant pressure in the swirling space 30a that is the swirl space 30a, which is the swirling flow generating unit is changed to the pressure that becomes the saturated liquid phase refrigerant.
  • the pressure can be lowered to a pressure at which the refrigerant boils under reduced pressure (causes cavitation).
  • a columnar gas-phase refrigerant (air column) is present on the inner peripheral side of the swivel center axis, and the vicinity of the swirl center line in the swirl space 30a is a gas single phase and the surroundings are two phases of a liquid single phase. It can be in a separated state.
  • the refrigerant in the two-phase separation state in the swirling space 30a flows into the nozzle passage 13a.
  • the nozzle passage 13a an interface caused by boiling nuclei generated by wall surface boiling caused when the refrigerant is separated from the outer peripheral side wall surface of the annular refrigerant passage and by cavitation of the refrigerant on the central axis side of the annular refrigerant passage. Boiling promotes boiling of the refrigerant.
  • the refrigerant flowing into the minimum cross-sectional area portion of the nozzle passage 13a becomes a gas-liquid mixed state in which the gas phase and the liquid phase are uniformly mixed. Then, the flow of the refrigerant in the gas-liquid mixed state is clogged (choking) in the vicinity of the minimum cross-sectional area, and the gas-liquid mixed state refrigerant that has reached the speed of sound by this choking is accelerated and injected in the divergent portion.
  • the energy conversion efficiency in the nozzle passage 13a can be improved by efficiently accelerating the refrigerant in a gas-liquid mixed state to a sound speed or higher by promoting boiling by both wall surface boiling and interface boiling. And the improvement of this energy conversion efficiency can aim at the further improvement of COP of the ejector type refrigerating cycle 10 by increasing the pressure
  • the vapor pressure of the liquid phase refrigerant (solvent) in which the refrigerating machine oil (nonvolatile solute) is dissolved is lower than the vapor pressure of the liquid phase refrigerant in which the refrigerating machine oil is not dissolved. That is, the saturation pressure at which the liquid-phase refrigerant in which the refrigeration oil is dissolved starts boiling is lower than the saturation pressure at which the liquid-phase refrigerant in which the refrigeration oil is not dissolved starts boiling.
  • the liquid phase refrigerant is boiled under reduced pressure in the swirling space 30a.
  • path 13a cannot be fully promoted was discovered.
  • the pressure of the refrigerant in the swirling space 30a is lowered so that the boiling of the refrigerant flowing through the nozzle passage 13a can be sufficiently promoted, the refrigerant is used for accelerating the refrigerant at a speed higher than the sound velocity in the nozzle passage 13a.
  • the ejector refrigeration cycle 10 of the present embodiment includes the oil separator 15, the refrigeration oil can be separated from the refrigerant flowing into the swirling space 30a of the ejector 13. In other words, at least the refrigerating machine oil concentration in the supercooled liquid phase refrigerant flowing into the swirling space 30a of the ejector 13 can be reduced.
  • the COP can be sufficiently improved even if the refrigeration oil is dissolved in the refrigerant.
  • the discharge capacity control unit 50a of the air-conditioning control device 50 causes the refrigerant discharge capacity of the compressor 11 so that the refrigerant evaporation temperature Te in the evaporator 14 approaches the target evaporation temperature TEO. Is controlling. According to this, as shown in FIG. 3, the refrigerant evaporation temperature Te can be quickly brought close to the target evaporation temperature TEO.
  • the solid line in FIG. 3 shows the change in the refrigerant evaporation temperature Te when the ejector refrigeration cycle 10 of the present embodiment is started.
  • the broken line in FIG. 3 indicates that the compressor, the radiator, the expansion valve, and the evaporator are connected in an annular shape so that the refrigerant evaporation pressure in the evaporator and the pressure of the suction refrigerant sucked into the compressor are substantially equal.
  • coolant evaporation temperature Te at the time of starting of the refrigerating cycle apparatus is shown.
  • This normal refrigeration cycle apparatus also includes an oil separation unit similar to the oil separator 15 of the present embodiment.
  • the ejector refrigeration cycle 10 of the present embodiment includes the oil separator 15, so that the energy conversion efficiency in the nozzle passage 13a can be quickly improved even immediately after startup. And the refrigerant
  • the gas-liquid separation space 30f is formed inside the body 30, so that the ejector 13 and the gas-liquid separation unit are integrally configured. Thereby, size reduction as the whole ejector type refrigerating cycle can be achieved.
  • a Laval nozzle set so that the flow rate of the injected refrigerant injected from the refrigerant injection port is equal to or higher than the sonic speed during the normal operation of the ejector refrigeration cycle 10a is used as the nozzle 20a. It has been adopted. Of course, a tapered nozzle whose passage sectional area (refrigerant passage sectional area) gradually decreases may be adopted as the nozzle 20a.
  • a cylindrical portion 20c extending coaxially with the nozzle 20a is provided in the axial direction of the nozzle 20a.
  • a swirling space 20d that swirls the refrigerant that has flowed into the nozzle 20a is formed inside the cylindrical portion 20c.
  • the swirling space 20d is a substantially cylindrical space extending coaxially with the axial direction of the nozzle 20a.
  • the refrigerant inflow passage through which the refrigerant flows into the swirl space 20d from the outside of the ejector 20 extends in the tangential direction of the inner wall surface of the swirl space 20d when viewed from the central axis direction of the swirl space 20d.
  • the supercooled liquid phase refrigerant that has flowed out of the supercooling portion 12c of the radiator 12 and flowed into the swirling space 20d flows along the inner wall surface of the swirling space 20d as in the first embodiment, and the swirling space 20d. Swivel around the center axis.
  • the cylindrical portion 20c and the swirling space 20d constitute a swirling flow generating portion that swirls the supercooled liquid phase refrigerant flowing into the nozzle 20a around the axis of the nozzle 20a. That is, in the present embodiment, the ejector 20 (specifically, the nozzle 20a) and the swirl flow generating unit are integrally configured.
  • the body 20b is formed of a substantially cylindrical metal (for example, aluminum) or a resin, and functions as a fixing member that supports and fixes the nozzle 20a therein and forms an outer shell of the ejector 20. More specifically, the nozzle 20a is fixed by press-fitting so as to be housed inside the longitudinal end of the body 20b. Therefore, the refrigerant does not leak from the fixed portion (press-fit portion) between the nozzle 20a and the body 20b.
  • a refrigerant suction port 20e provided so as to penetrate the inside and outside of the outer peripheral surface of the body 20b and communicate with the refrigerant injection port of the nozzle 20a is formed in a portion corresponding to the outer peripheral side of the nozzle 20a.
  • the refrigerant suction port 20e is a through hole that sucks the refrigerant that has flowed out of the evaporator 14 from the outside to the inside of the ejector 20 by the suction action of the injection refrigerant injected from the nozzle 20a.
  • a suction passage and a diffuser portion 20f are formed inside the body 20b.
  • the suction passage guides the suction refrigerant sucked from the refrigerant suction port 20e to the refrigerant injection port side of the nozzle 20a.
  • the diffuser section 20f is a pressure increasing section that increases the pressure by mixing the suction refrigerant and the injection refrigerant that have flowed into the ejector 20 from the refrigerant suction port 20e.
  • the diffuser portion 20f is disposed so as to be continuous with the outlet of the suction passage, and is formed by a space that gradually enlarges the passage sectional area (refrigerant passage sectional area).
  • the refrigerant outlet side of the gas-liquid separator 21 is connected to the refrigerant outlet of the diffuser portion 20f.
  • the gas / liquid separator 21 is a gas / liquid separator that separates the gas / liquid of the refrigerant that has flowed out of the diffuser portion 20f of the ejector 20.
  • the gas-liquid separator 21 performs the same function as the gas-liquid separation space 30f described in the first embodiment.
  • a gas-liquid separator 21 having a relatively small internal volume is adopted so that the separated liquid-phase refrigerant flows out from the liquid-phase refrigerant outlet without substantially accumulating.
  • the suction port side of the compressor 11 is connected to the gas-phase refrigerant outlet of the gas-liquid separator 21.
  • the refrigerant inlet side of the evaporator 14 is connected to the liquid-phase refrigerant outlet of the gas-liquid separator 21 via a fixed throttle 22.
  • the fixed aperture 22 performs the same function as the orifice 31i described in the first embodiment. Specifically, an orifice, a capillary tube, or the like can be adopted as the fixed throttle 22.
  • an electric flow rate adjusting valve 23 as a refrigerant flow rate adjusting unit is provided in a refrigerant path from the outlet side of the supercooling unit 12c of the radiator 12 to the inlet side of the ejector 20.
  • the flow rate adjusting valve 23 includes a valve body configured to be able to change a passage sectional area (refrigerant passage sectional area), and an electric actuator that changes the passage sectional area by displacing the valve body.
  • the passage sectional area (refrigerant passage sectional area) of the flow rate adjusting valve 23 is sufficiently larger than the passage sectional area of the refrigerant passage (throttle passage) of the nozzle 20a of the ejector 20. Therefore, the flow rate adjusting valve 23 of the present embodiment can adjust the flow rate of the refrigerant flowing into the nozzle 20a with almost no refrigerant decompression effect. Further, the operation of the flow rate adjusting valve 23 is controlled by a control signal output from the air conditioning control device 50.
  • a superheat degree sensor 51 as a superheat degree detection unit that detects the superheat degree of the refrigerant on the outlet side of the evaporator 14 is connected to the input side of the air conditioning control device 50 of the present embodiment as a group of sensors for air conditioning control.
  • the superheat degree sensor 51 of this embodiment detects the superheat degree of the refrigerant flowing through the refrigerant passage from the refrigerant outlet of the evaporator 14 to the refrigerant suction port 20e of the ejector 20.
  • the evaporator outlet side temperature sensor which detects the temperature of the refrigerant
  • An evaporator outlet side pressure sensor may be employed.
  • the air-conditioning control apparatus 50 may calculate a superheat degree based on the detected value of an evaporator exit side temperature sensor and an evaporator exit side pressure sensor.
  • the air-conditioning control device 50 of the present embodiment is configured so that the detected value of the superheat degree sensor 51, specifically, the superheat degree SH of the refrigerant on the outlet side of the evaporator 14 approaches the reference superheat degree KSH. 23 is controlled.
  • operation of the flow regulating valve 23 among the air-conditioning control apparatuses 50 comprises the superheat degree control part 50b.
  • the ejector refrigeration cycle 10a of the present embodiment has a cycle configuration substantially equivalent to that of the ejector refrigeration cycle 10 described in the first embodiment, and operates in the same manner as the first embodiment.
  • the same effects as those of the first embodiment can be obtained. That is, according to the ejector-type refrigeration cycle 10a of the present embodiment, since the oil separator 15 is provided even if the refrigeration oil is dissolved in the refrigerant, the COP can be sufficiently improved as in the first embodiment. it can.
  • the high-pressure refrigerant compressed by the compressor 11 is collided with the collision plate to reduce the flow velocity, and further, the refrigeration oil having a higher specific gravity than the gas-phase refrigerant is dropped downward and stored by gravity.
  • a gas-liquid separator of the type may be adopted.
  • a surface tension type gas-liquid separator having an adhesion plate for adhering the liquid phase refrigerant by the surface tension of the liquid phase refrigerant may be employed in addition to the collision plate for causing the high pressure refrigerant to collide.
  • the oil separator 15 configured as a separate member from the compressor 11 or the radiator 12 has been described.
  • the oil separation unit may be integrated with the compressor 11 or the radiator 12.
  • the oil separation unit and the compressor 11 may be integrally configured by housing the oil separation unit in a housing that forms the outer shell of the compressor 11. Moreover, you may comprise an oil separation part and the compressor 11 integrally by joining an oil separation part to the housing of the compressor 11 via a bracket.
  • the radiator 12 a tank and tube type heat exchanger structure may be adopted.
  • the oil separation unit and the compressor 11 are integrally configured by joining the oil separation unit to a side plate or the like that is a protective member for protecting the tank or the heat exchange unit.
  • the gas / liquid separator 21 separates the gas / liquid refrigerant flowing out of the diffuser portion 20f of the ejector 20.
  • the separated liquid-phase refrigerant flows out to the refrigerant inlet side of the evaporator 14 through the decompression unit, and the separated gas-phase refrigerant flows out to the inlet side of the compressor 11.
  • the cycle configuration of the ejector refrigeration cycle according to the present disclosure is not limited to the cycle configuration of the second embodiment.
  • FIG. 1 For example, you may provide the branch part which branches the flow of the refrigerant
  • FIG. 1 one refrigerant branched in the branching portion flows into the nozzle 20a of the ejector 20, and the other branched refrigerant is supplied to the refrigerant suction port of the ejector 20 via the fixed throttle (decompression unit) and the evaporator 14. It flows out to the 20e side.
  • the ejector refrigeration cycle may include a compressor, a radiator, a branching unit, an ejector, a swirl flow generating unit, a decompressing unit, an evaporator, and an oil separating unit.
  • Compressor compresses and discharges refrigerant mixed with refrigeration oil.
  • the branching part dissipates heat from the high-pressure refrigerant discharged from the compressor until it becomes a supercooled liquid phase refrigerant.
  • a branch part branches the flow of the refrigerant
  • the ejector has a nozzle and a body. The nozzle depressurizes one of the refrigerants branched at the branching portion.
  • the body is formed with a refrigerant suction port that sucks the refrigerant by the suction action of the high-speed jet refrigerant that is jetted from the nozzle, and a boosting unit that boosts the pressure by mixing the jetted refrigerant and the suction refrigerant sucked from the refrigerant suction port Has been.
  • the swirling flow generator causes the refrigerant flowing out of the radiator to generate a swirling flow around the central axis of the nozzle and to flow into the nozzle.
  • the decompression unit decompresses the other refrigerant branched at the branching unit.
  • the evaporator evaporates the refrigerant decompressed by the decompression unit and causes the refrigerant to flow out to the refrigerant suction port side.
  • the oil separation unit separates the refrigeration oil from the high-pressure refrigerant compressed by the compressor, and causes the separated refrigeration oil to flow out to the suction port side of the compressor.
  • Each component device constituting the ejector refrigeration cycle 10, 10a is not limited to that disclosed in the above-described embodiment.
  • an engine-driven compressor is employed as the compressor 11
  • an electric compressor that includes a fixed capacity type compression mechanism and an electric motor and operates when supplied with electric power
  • the refrigerant discharge capacity can be controlled by adjusting the rotation speed of the electric motor.
  • a normal radiator including only the condensing unit 12a may be employed.
  • a receiver-integrated condenser that integrates a receiver (receiver) that separates the gas-liquid of the refrigerant radiated by this radiator and stores excess liquid phase refrigerant is adopted. Also good.
  • R134a or R1234yf or the like can be adopted as the refrigerant, but the refrigerant is not limited to this.
  • R600a, R410A, R404A, R32, R1234yf, R1234yfxf, R407C, and the like can be employed.
  • the ejector 20 may have a variable nozzle configured so that the passage sectional area of the minimum sectional area can be changed.
  • a needle-like or conical valve element tapering from the diffuser portion side toward the nozzle side is disposed in a refrigerant passage (nozzle passage) in the nozzle.
  • the passage cross-sectional area may be adjusted by displacing the valve body with an electric actuator or the like.
  • an internal heat exchanger for exchanging heat between the high-pressure refrigerant flowing out of the radiator 12 and the low-pressure refrigerant sucked into the compressor 11 may be added to the ejector refrigeration cycles 10 and 10a.
  • the ejector refrigeration cycle 10, 10a according to the present disclosure is applied to a vehicle air conditioner has been described, but the application of the ejector refrigeration cycle 10, 10a is not limited to this.
  • the present invention may be applied to a stationary air conditioner, a cold storage container, a cooling / heating device for a vending machine, and the like.
  • the radiator 12 of the ejector refrigeration cycle 10, 10a is an outdoor heat exchanger that exchanges heat between the refrigerant and the outside air
  • the evaporator 14 is a use-side heat exchanger that cools the air.
  • the evaporator 14 may be used as an outdoor heat exchanger that absorbs heat from a heat source such as outside air
  • the radiator 12 may be used as a use side heat exchanger that heats a heated fluid such as air or water.

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Abstract

　エジェクタ式冷凍サイクルは、圧縮機（１１）、放熱器（１２）、エジェクタ（１３、２０）、旋回流発生部（３０ａ、２０ｄ）、蒸発器（１４）、および油分離部（１５）を備える。エジェクタは、ノズル（３２、２０ａ）とボデー（３０、２０ｂ）を有する。ノズルは、放熱器から流出した冷媒を減圧させる。ボデーには、ノズル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、２０ｅ）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（１３ｃ、２０ｆ）が形成されている。旋回流発生部は、放熱器から流出した冷媒にノズルの中心軸周りの旋回流れを生じさせてノズルへ流入させる。油分離部は、圧縮機にて圧縮された高圧冷媒から冷凍機油を分離して、分離された冷凍機油を圧縮機の吸入口側へ流出させる。

Description

エジェクタ式冷凍サイクル 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、２０１５年３月２３日に出願された日本特許出願２０１５－０５９０９１号を基にしている。
　本開示は、エジェクタを備えるエジェクタ式冷凍サイクルに関する。
　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が知られている。
　この種のエジェクタ式冷凍サイクルに適用されるエジェクタでは、ノズル内の冷媒通路（ノズル通路）から噴射された高速度の噴射冷媒の吸引作用によって、蒸発器から流出した冷媒を冷媒吸引口から吸引し、噴射冷媒と吸引冷媒との混合冷媒を昇圧部（ディフューザ通路）にて昇圧させる。さらに、ディフューザ通路にて昇圧させた冷媒を圧縮機の吸入側へ流出させる。
　これにより、エジェクタ式冷凍サイクルでは、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。従って、エジェクタ式冷凍サイクルでは、通常の冷凍サイクル装置よりも、圧縮機の消費動力を低減させてサイクルの成績係数（ＣＯＰ）を向上させることができる。
　さらに、特許文献１には、ノズル通路へ流入する冷媒に旋回流れを生じさせる旋回流発生部（旋回空間）を備えるエジェクタが開示されている。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、旋回中心側に気相冷媒が偏在した二相分離状態の冷媒をノズル通路へ流入させている。
　これにより、特許文献１のエジェクタでは、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ようとしている。そして、このエネルギ変換効率の向上によって、ディフューザ通路における冷媒の昇圧量を増加させて、エジェクタ式冷凍サイクルのＣＯＰをより一層効果的に向上させようとしている。
特開２０１３－１７７８７９号公報
　特許文献１のエジェクタ式冷凍サイクルでは、冷媒中に圧縮機を潤滑するための冷凍機油が混入されている。この種の冷凍機油としては、一般的に、液相冷媒に相溶性を有するものが採用されている。
　本開示は上記点に鑑み、成績係数（ＣＯＰ）を充分に向上させることが可能な、冷凍機油が溶け込んだ冷媒が内部を循環するエジェクタ式冷凍サイクルを提供することを目的とする。
　本開示のエジェクタ式冷凍サイクルは、圧縮機、放熱器、エジェクタ、旋回流発生部、蒸発器、および油分離部を備える。
　圧縮機は、冷凍機油が混入した冷媒を圧縮して吐出する。放熱器は、圧縮機から吐出された高圧冷媒を過冷却液相冷媒となるまで放熱させる。エジェクタは、ノズルとボデーを有している。ノズルは、放熱器から流出した冷媒を減圧させる。ボデーには、ノズル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ている。旋回流発生部は、放熱器から流出した冷媒にノズルの中心軸周りの旋回流れを生じさせてノズルへ流入させる。蒸発器は、冷媒を蒸発させて、冷媒吸引口側へ流出させる。油分離部は、圧縮機にて圧縮された高圧冷媒から冷凍機油を分離して、分離された冷凍機油を圧縮機の吸入口側へ流出させる。
　これによれば、旋回流発生部において、旋回中心側の冷媒を減圧沸騰させることができる。そして、この減圧沸騰によって生じた気相冷媒を、ノズル内の冷媒通路を流通する冷媒に沸騰核として供給することができる。これにより、ノズル内の冷媒通路を流通する冷媒の沸騰を促進して、ノズル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ることができる。
　さらに、油分離部において、旋回流発生部へ流入する冷媒から冷凍機油を分離することができる。これにより、旋回流発生部へ流入する冷媒の蒸気圧降下を抑制することができ、ノズル内の冷媒通路におけるエネルギ変換効率を充分に向上させることができる。
　その結果、冷凍機油が溶け込んだ冷媒が循環するエジェクタ式冷凍サイクルの成績係数（ＣＯＰ）を充分に向上させることができる。
　ここで、本開示における“圧縮機にて圧縮された高圧冷媒”は、圧縮機から吐出された冷媒、例えば、圧縮機の吐出口から旋回流発生部の入口側へ至る冷媒流路内の冷媒に限定されず、圧縮機の内部の高圧冷媒も含まれる意味である。
　また、“圧縮機の吸入口側”は、圧縮機へ吸入される冷媒の冷媒流路、例えば、昇圧部の出口側から圧縮機の吸入口へ至る冷媒流路に限定されず、圧縮機の内部の圧縮前の低圧冷媒が流通する冷媒流路も含まれる意味である。
　本開示についての上記目的およびその他の目的、特徴や利点は、添付の図面を参照しながら下記の詳細な記述により、より明確になる。
第１実施形態のエジェクタ式冷凍サイクルの全体構成図である。 第１実施形態のエジェクタ式冷凍サイクルにおける冷媒の状態を示すモリエル線図である。 第１実施形態のエジェクタ式冷凍サイクルの蒸発器における冷媒蒸発温度の変化を示すグラフである。 第２実施形態のエジェクタ式冷凍サイクルの全体構成図である。
　以下に、図面を参照しながら本開示を実施するための複数の実施形態を説明する。各実施形態において先行する実施形態で説明した事項に対応する部分には同一の参照符号を付して重複する説明を省略する場合がある。各実施形態において構成の一部のみを説明している場合は、構成の他の部分については先行して説明した実施形態と同様とする。各実施形態で具体的に説明している部分の組合せばかりではなく、特に組合せに支障が生じなければ、実施形態同士を部分的に組み合せることも可能である。
　（第１実施形態）
　以下、図１から図３を用いて、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１０は、車両用空調装置に適用されており、空調対象空間である車室内（室内空間）へ送風される空気を冷却する。従って、エジェクタ式冷凍サイクル１０の冷却対象流体は、車室内へ送風される空気である。
　また、エジェクタ式冷凍サイクル１０では、冷媒としてＨＦＣ系冷媒（具体的には、Ｒ１３４ａ）を採用しており、高圧側冷媒圧力が冷媒の臨界圧力を超えない亜臨界冷凍サイクルを構成している。さらに、冷媒には圧縮機１１を潤滑するための冷凍機油が混入されており、この冷凍機油としては、液相冷媒に相溶性を有するものが採用されている。
　圧縮機１１は、エジェクタ式冷凍サイクル１０において、冷媒を吸入して高圧冷媒となるまで昇圧して吐出する。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、図示しないプーリ、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斜板式の可変容量型圧縮機を採用している。この圧縮機１１では、吐出容量を変化させるための図示しない吐出容量制御弁を有している。吐出容量制御弁は、後述する空調制御装置５０から出力される制御電流によって、その作動が制御される。
　圧縮機１１の吐出口には、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒から冷凍機油を分離するオイルセパレータ１５の入口側が接続されている。オイルセパレータ１５は、圧縮機１１にて圧縮された高圧冷媒から冷凍機油を分離して、分離された冷凍機油を圧縮機１１の吸入口側へ流出させる油分離部である。
　より具体的には、本実施形態では、オイルセパレータ１５は、遠心力の作用によって気相冷媒と冷凍機油とを分離する遠心分離方式である。具体的には、オイルセパレータ１５は、鉛直方向に延びる筒状部材を有し、その内部に形成された円柱状の空間内で圧縮機１１から吐出された冷媒を旋回させて、気相冷媒と冷凍機油とを分離する。
　オイルセパレータ１５の上方側には、冷凍機油が分離された気相冷媒を流出させる気相冷媒流出口が設けられている。この気相冷媒流出口には、放熱器１２の凝縮部１２ａの冷媒入口側が接続されている。
　一方、オイルセパレータ１５の下方側には、気相冷媒から分離された冷凍機油を貯める貯油部、および貯油部に貯められた冷凍機油を流出させる冷凍機油流出口が設けられている。この冷凍機油流出口には、固定絞りであるキャピラリチューブ１５ａを介して圧縮機１１の吸入口側が接続されている。
　放熱器１２は、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒と冷却ファン１２ｄにより送風される車室外空気（外気）を熱交換させることによって、高圧冷媒を放熱させて冷却する放熱用熱交換器である。
　より具体的には、放熱器１２は、凝縮部１２ａ、レシーバ部１２ｂ、過冷却部１２ｃを有する、いわゆるサブクール型の凝縮器である。凝縮部１２ａ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。レシーバ部１２ｂは、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。過冷却部１２ｃは、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。
　冷却ファン１２ｄは、空調制御装置５０から出力される制御電圧によって回転数（送風する空気量）が制御される電動式送風機である。
　放熱器１２の過冷却部１２ｃの冷媒出口側には、エジェクタ１３の冷媒流入口３１ａが接続されている。エジェクタ１３は、放熱器１２から流出した過冷却状態の高圧液相冷媒を減圧させて下流側へ流出させる冷媒減圧部としての機能を果たす。エジェクタ１３はまた、高速度で噴射される冷媒（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）としての機能も果たす。
　さらに、本実施形態のエジェクタ１３は、減圧させた冷媒の気液を分離する気液分離部としての機能も果たす。つまり、本実施形態のエジェクタ１３は、気液分離機能付きエジェクタ（エジェクタモジュール）として構成されている。
　なお、図１における上下の各矢印は、エジェクタ１３を車両に搭載した状態における上下の各方向を示している。従って、他のエジェクタ式冷凍サイクル１０の構成機器を車両に搭載した状態における上下の各方向は、これに限定されるものではない。また、図１では、エジェクタ１３の軸方向の断面図を図示している。
　本実施形態のエジェクタ１３は、図１に示すように、複数の構成部材を組み合わせることによって構成されたボデー３０を備えている。ボデー３０は、金属あるいは樹脂によって、角柱状あるいは円柱状に形成されている。このボデー３０には、複数の冷媒流入口、複数の冷媒流出口、および複数の内部空間等が形成されている。
　ボデー３０に形成された複数の冷媒流入口および冷媒流出口としては、冷媒流入口３１ａ、冷媒吸引口３１ｂ、液相冷媒流出口３１ｃ、気相冷媒流出口３１ｄ等が形成されている。冷媒流入口３１ａは、放熱器１２から流出した冷媒をボデー３０の内部へ流入させる。冷媒吸引口３１ｂは、蒸発器１４から流出した冷媒を吸引する。液相冷媒流出口３１ｃは、ボデー３０の内部に形成された気液分離空間３０ｆにて分離された液相冷媒を蒸発器１４の冷媒入口側へ流出させる。気相冷媒流出口３１ｄは、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。
　ボデー３０の内部に形成された内部空間としては、旋回空間３０ａ、減圧空間３０ｂ、昇圧空間３０ｅ、気液分離空間３０ｆ等が形成されている。旋回空間３０ａは、冷媒流入口３１ａから流入した冷媒を旋回させる。減圧空間３０ｂは、旋回空間３０ａから流出した冷媒を減圧させる。昇圧空間３０ｅは、減圧空間３０ｂから流出した冷媒を昇圧させる。気液分離空間３０ｆは、昇圧空間３０ｅから流出した冷媒の気液を分離する。
　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。減圧空間３０ｂおよび昇圧空間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。
　また、ボデー３０の内部には、圧入等の方法によって、ノズル３２が固定されている。ノズル３２は、冷媒流れ方向に先細る略円錐形状の金属製（例えば、ステンレス合金）の筒状部材で形成されている。そして、旋回空間３０ａは、ノズル３２の上方側に配置されており、減圧空間３０ｂはノズル３２の内部に配置されている。
　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の内壁面に沿って流れ、旋回空間３０ａの中心軸周りに旋回する。
　ここで、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）圧力となるまで低下させるように、旋回空間３０ａ等の寸法諸元を設定している。
　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、冷媒流入通路の通路断面積と旋回空間３０ａの軸方向と垂直な方向における断面の断面積との面積比等の寸法諸元を調整すること等によって行うことができる。なお、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。
　従って、本実施形態では、ボデー３０およびノズル３２のうち旋回空間３０ａを形成する部位、および旋回空間３０ａが、放熱器１２から流出した冷媒に旋回流れを生じさせて、ノズル３２の内部に形成される冷媒通路へ流入させる旋回流発生部を構成している。ノズル３２の内部に形成される冷媒通路は、後述するノズル通路１３ａである。つまり、本実施形態では、エジェクタ１３と旋回流発生部が一体的に構成されている。
　さらに、ボデー３０の内部には、冷媒吸引口３１ｂから吸引された冷媒を、減圧空間３０ｂの冷媒流れ下流側であって昇圧空間３０ｅの冷媒流れ上流側へ導く吸引用通路１３ｂが形成されている。
　また、減圧空間３０ｂおよび昇圧空間３０ｅの内部には、樹脂製の通路形成部材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の中心軸も減圧空間３０ｂ等の中心軸と同軸上に配置されている。
　そして、ボデー３０の減圧空間３０ｂおよび昇圧空間３０ｅを形成する部位の内周面と通路形成部材３５の軸方向と垂直な方向における側面（円錐状側面）との間には、冷媒通路が形成されている。冷媒通路は、軸方向と垂直な方向における断面の形状が円環状を有している。円環状とは、例えば、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である。つまり、冷媒通路は、ボデー３０の当該内周面と通路形成部材３５の側面により画定され、軸方向と垂直な断面において円形状（ドーナツ形状）を有している。
　この冷媒通路のうち、ノズル３２の減圧空間３０ｂを形成する部位と通路形成部材３５の側面の頂部側の部位との間に形成される冷媒通路は、冷媒流れ下流側に向かって通路断面積を小さく絞る形状に形成されている。この形状により、この冷媒通路は、冷媒を等エントロピ的に減圧させて噴射するノズルとして機能するノズル通路１３ａを形成している。
　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の入口側から最小断面積部（最小通路断面積部）へ向かって通路断面積を徐々に縮小させ、最小断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通路断面積（冷媒通路断面積）が変化する。
　ボデー３０の昇圧空間３０ｅを形成する部位と通路形成部材３５の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を形成している。
　また、ボデー３０の内部には、通路形成部材３５を変位させてノズル通路１３ａの最小断面積部の通路断面積を変化させる駆動部（駆動機構）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から流出する冷媒）の温度および圧力に応じて変位するダイヤフラム３７ａを有している。
　ダイヤフラム３７ａは、蒸発器１４から流出する冷媒の温度（過熱度）が上昇するに伴って、ノズル通路１３ａの最小断面積部の通路断面積を拡大させる方向（鉛直方向下方側）に変位し、蒸発器１４から流出する冷媒の温度（過熱度）が低下するに伴って、ノズル通路１３ａの最小断面積部の通路断面積を縮小させる方向（鉛直方向上方側）に変位する。このダイヤフラム３７ａの変位は、作動棒３７ｂを介して、通路形成部材３５へ伝達される。
　また、通路形成部材３５は、弾性部材であるコイルバネ４０からの荷重を受けている。コイルバネ４０は、通路形成部材３５に対して、ノズル通路１３ａの最小断面積部の通路断面積を縮小する側に付勢する荷重をかけている。
　このため、通路形成部材３５は、旋回空間３０ａ側の高圧冷媒（ノズル通路１３ａの入口側の冷媒）の圧力によって受ける入口側荷重、気液分離空間３０ｆ側の低圧冷媒（ディフューザ通路１３ｃの出口側の冷媒）の圧力によって受ける出口側荷重、作動棒３７ｂを介してエレメント３７から受けるエレメント荷重、およびコイルバネ４０から受ける弾性部材側の荷重が釣り合うように変位する。
　より具体的には、通路形成部材３５は、蒸発器１４から流出する冷媒の温度（過熱度）が上昇するに伴って、ノズル通路１３ａの最小断面積部の通路断面積を拡大させるように変位する。一方、蒸発器１４から流出する冷媒の温度（過熱度）が低下するに伴って、ノズル通路１３ａの最小断面積部の通路断面積を縮小させるように変位する。
　本実施形態では、上述したように蒸発器１４から流出する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の出口側の冷媒の過熱度ＳＨが予め定めた基準過熱度ＫＳＨに近づくように、ノズル通路１３ａの最小断面積部の通路断面積を調整している。
　次に、気液分離空間３０ｆは、通路形成部材３５の下方側に配置されている。この気液分離空間３０ｆは、ディフューザ通路１３ｃから流出した冷媒を中心軸周りに旋回させて、遠心力の作用によって冷媒の気液を分離する遠心分離方式の気液分離部を構成している。
　さらに、この気液分離空間３０ｆの内容積は、サイクルに負荷変動が生じてサイクルを循環する冷媒循環流量が変動しても、実質的に余剰冷媒を溜めることができない程度の容積になっている。また、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部としてのオリフィス３１ｉが配置されている。
　エジェクタ１３の液相冷媒流出口３１ｃには、蒸発器１４の冷媒流入口側が接続されている。蒸発器１４は、エジェクタ１３にて減圧された低圧冷媒と送風ファン１４ａから車室内へ送風される空気とを熱交換させることによって、低圧冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる吸熱用熱交換器である。送風ファン１４ａは、空調制御装置５０から出力される制御電圧によって回転数（送風する空気量）が制御される電動式送風機である。
　蒸発器１４の冷媒流出口には、エジェクタ１３の冷媒吸引口３１ｂ側が接続されている。また、エジェクタ１３の気相冷媒流出口３１ｄには、圧縮機１１の吸入口側が接続されている。
　さらに、前述の如く、オイルセパレータ１５にて分離された冷凍機油は、キャピラリチューブ１５ａを介して、圧縮機１１の吸入口側へ戻される。具体的には、当該冷凍機油は、キャピラリチューブ１５ａを介して、エジェクタ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通路へ戻される。
　つまり、オイルセパレータ１５は、エジェクタ１３の旋回空間３０ａへ流入する過冷却液相冷媒における冷凍機油濃度を低減させるように接続されている。換言すると、油分離部は、旋回流発生部の冷媒流れ上流側に配置されて、旋回流発生部へ流入する液相冷媒における冷凍機油濃度を低減させるように接続されている。
　次に、本実施形態の電気制御部の概要について説明する。空調制御装置５０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。この空調制御装置５０は、そのＲＯＭ内に記憶された制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行って、圧縮機１１、冷却ファン１２ｄ、および送風ファン１４ａ等を作動させる上述の各種電気式のアクチュエータ等の作動を制御する。
　また、空調制御装置５０には、内気温センサ、外気温センサ、日射センサ、蒸発器温度センサ、吐出冷媒圧力センサ等の空調制御用のセンサ群が接続されており、これらのセンサ群の検出値が入力される。内気温センサは、車室内温度（内気温）Ｔｒを検出する。外気温センサは、外気温Ｔａｍを検出する。日射センサは、車室内の日射量Ａｓを検出する。蒸発器温度センサは、蒸発器１４における冷媒蒸発温度（蒸発器温度）Ｔｅを検出する。吐出冷媒圧力センサは、圧縮機１１吐出冷媒の圧力（吐出冷媒圧力）Ｐｄを検出する。
　なお、本実施形態では、蒸発器温度センサとして、蒸発器１４の熱交換フィン温度を検出するものを採用している。しかしながら、蒸発器温度センサとして、蒸発器１４のその他の部位の温度を検出する温度検出部を採用してもよいし、蒸発器１４を流通する冷媒あるいは蒸発器１４の出口側の冷媒の温度を検出する温度検出部を採用してもよい。
　さらに、空調制御装置５０の入力側には、車室内前部の計器盤付近に配置された図示しない操作パネルが接続されており、この操作パネルに設けられた各種操作スイッチからの操作信号が空調制御装置５０へ入力される。操作パネルに設けられた各種操作スイッチとしては、車両用空調装置が車室内空調を行うことを要求する空調作動スイッチ、車室内温度Ｔｓｅｔを設定する車室内温度設定スイッチ等が設けられている。
　なお、本実施形態の空調制御装置５０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的に構成されている。空調制御装置５０のうち、各制御対象機器の作動を制御する構成（ハードウェアおよびソフトウェア）が、各制御対象機器の制御部を構成している。
　例えば、本実施形態では、圧縮機１１の吐出容量制御弁の作動を制御することによって、圧縮機１１の冷媒吐出能力を制御する構成が吐出能力制御部５０ａを構成している。吐出能力制御部５０ａを空調制御装置５０に対して、別体の制御装置で構成してもよい。
　次に、上記構成における本実施形態の作動について説明する。本実施形態の車両用空調装置では、操作パネルの空調作動スイッチが投入（ＯＮ）されると、空調制御装置５０が予め記憶している空調制御プログラムを実行する。
　この空調制御プログラムでは、上述の空調制御用のセンサ群の検出信号および操作パネルの操作信号を読み込む。そして、読み込まれた検出信号および操作信号に基づいて、車室内へ吹き出す空気の目標温度である目標吹出温度ＴＡＯを算出する。
　目標吹出温度ＴＡＯは、以下の数式Ｆ１に基づいて算出される。
　ＴＡＯ＝Ｋｓｅｔ×Ｔｓｅｔ－Ｋｒ×Ｔｒ－Ｋａｍ×Ｔａｍ－Ｋｓ×Ａｓ＋Ｃ…（Ｆ１）
　なお、Ｔｓｅｔは温度設定スイッチによって設定された車室内温度である。Ｔｒは内気温センサによって検出された内気温である。Ｔａｍは外気温センサによって検出された外気温である。Ａｓは日射センサ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。
　さらに、空調制御プログラムでは、算出された目標吹出温度ＴＡＯおよびセンサ群の検出信号に基づいて、空調制御装置５０の出力側に接続された各種制御対象機器の作動状態を決定する。換言すると、各種制御対象機器へ出力される制御信号、制御電圧、制御電流、制御パルス等を決定する。
　例えば、圧縮機１１の冷媒吐出能力、すなわち圧縮機１１の吐出容量制御弁に出力される制御電流については、以下のように決定される。まず、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予め空調制御装置５０の記憶回路に記憶されている制御マップを参照して、蒸発器１４における冷媒の目標蒸発温度ＴＥＯを決定する。
　そして、蒸発器温度センサによって検出された冷媒蒸発温度Ｔｅと目標蒸発温度ＴＥＯとの偏差（ＴＥＯ－Ｔｅ）に基づいて、フィードバック制御手法を用いて冷媒蒸発温度Ｔｅが目標蒸発温度ＴＥＯに近づくように、圧縮機１１の吐出容量制御弁に出力される制御電流が決定される。
　より具体的には、本実施形態の空調制御プログラムでは、吐出能力制御部５０ａが、目標蒸発温度ＴＥＯと冷媒蒸発温度Ｔｅとの温度差が拡大するに伴って、すなわち、エジェクタ式冷凍サイクル１０の熱負荷が高くなるに伴って、サイクルを循環する循環冷媒流量が増加するように、圧縮機１１の吐出容量（冷媒吐出能力）を制御する。
　また、送風ファン１４ａの送風能力、すなわち送風ファン１４ａへ出力される制御電圧については、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予め空調制御装置５０の記憶回路に記憶されている制御マップを参照して決定する。
　より具体的には、この制御マップでは、目標吹出温度ＴＡＯが極低温域あるいは極高温域となっている際に、送風ファン１４ａの送風能力が略最大値となるように制御電圧を決定する。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、送風ファン１４ａの送風能力が略最大値から徐々に減少するように制御電圧を決定する。
　そして、空調制御装置５０は、決定された制御信号等を各種制御対象機器へ出力する。その後、車両用空調装置の作動停止が要求されるまで、所定の制御周期毎に、上述の検出信号および操作信号の読み込み、目標吹出温度ＴＡＯの算出、各種制御対象機器の作動状態決定、制御信号等の出力といった制御ルーチンが繰り返される。
　これにより、通常運転時のエジェクタ式冷凍サイクル１０では、図１の太実線矢印に示すように冷媒が流れる。そして、図２のモリエル線図に示すように冷媒の状態が変化する。
　より詳細には、圧縮機１１から吐出された高温高圧冷媒（図２のａ点）は、放熱器１２の凝縮部１２ａへ流入し、冷却ファン１２ｄから送風された外気と熱交換し、放熱して凝縮する。凝縮部１２ａにて凝縮した冷媒は、レシーバ部１２ｂにて気液分離される。レシーバ部１２ｂにて分離された液相冷媒は、過冷却部１２ｃにて冷却ファン１２ｄから送風された外気と熱交換し、さらに放熱して過冷却液相冷媒となる（図２のａ点からｂ点）。
　放熱器１２の過冷却部１２ｃから流出した過冷却液相冷媒は、エジェクタ１３のノズル通路１３ａにて等エントロピ的に減圧されて噴射される（図２のｂ点からｃ点）。この際、エジェクタ１３のエレメント３７が、蒸発器１４の出口側の冷媒（図２のｈ点）の過熱度ＳＨが予め定めた基準過熱度ＫＳＨに近づくように、通路形成部材３５を変位させる。
　そして、ノズル通路１３ａから噴射された噴射冷媒の吸引作用によって、蒸発器１４から流出した冷媒（図２のｈ点）が、冷媒吸引口３１ｂから吸引される。ノズル通路１３ａから噴射された噴射冷媒および冷媒吸引口３１ｂから吸引された吸引冷媒は、ディフューザ通路１３ｃへ流入して合流する（図２のｃ点からｄ点、ｈ２点からｄ点）。
　ここで、本実施形態の吸引用通路１３ｂは、冷媒流れ方向に向かって通路断面積が徐々に縮小する形状に形成されている。このため、吸引用通路１３ｂを通過する吸引冷媒は、その圧力を低下させながら（図２のｈ点からｈ２点）、流速を増加させる。これにより、吸引冷媒と噴射冷媒との速度差を縮小し、ディフューザ通路１３ｃにて吸引冷媒と噴射冷媒が混合する際のエネルギ損失（混合損失）を減少させている。
　ディフューザ通路１３ｃでは、通路断面積（冷媒通路断面積）の拡大により、冷媒の運動エネルギが圧力エネルギに変換される。これにより、噴射冷媒と吸引冷媒が混合されながら混合冷媒の圧力が上昇する（図２のｄ点からｅ点）。ディフューザ通路１３ｃから流出した冷媒は気液分離空間３０ｆにて気液分離される（図２のｅ点からｆ点、ｅ点からｇ点）。
　気液分離空間３０ｆにて分離された液相冷媒は、エジェクタ１３のオリフィス３１ｉにて減圧されて（図２のｇ点からｇ２点）、液相冷媒流出口３１ｃから流出する。液相冷媒流出口３１ｃから流出した液相冷媒は、蒸発器１４へ流入し、送風ファン１４ａによって送風された空気から吸熱して蒸発する（図２のｇ２点からｈ点）。これにより、当該空気が冷却される。
　一方、気液分離空間３０ｆにて分離された気相冷媒は、圧縮機１１へ吸入され再び圧縮される（図２のｆ点からａ点）。
　本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル１０は、以上の如く作動して、車室内へ送風される空気を冷却することができる。
　この際、本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル１０では、エジェクタ１３のディフューザ通路１３ｃにて昇圧された冷媒を圧縮機１１へ吸入させている。従って、エジェクタ式冷凍サイクル１０によれば、蒸発器における冷媒蒸発圧力と圧縮機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、圧縮機１１の消費動力を低減させて、サイクルの成績係数（ＣＯＰ）を向上させることができる。
　また、本実施形態のエジェクタ１３は、エレメント３７等の作用によって通路形成部材３５を変位させることができるので、エジェクタ式冷凍サイクル１０の負荷変動に応じて、ノズル通路１３ａの最小断面積部の通路断面積を調整することができる。従って、エジェクタ式冷凍サイクル１０の負荷変動に応じて、エジェクタ１３を適切に作動させることができる。
　また、本実施形態のエジェクタ１３によれば、旋回流発生部である旋回空間３０ａにて冷媒を旋回させることで、旋回空間３０ａ内の旋回中心側の冷媒圧力を、飽和液相冷媒となる圧力、あるいは、冷媒が減圧沸騰する（キャビテーションを生じる）圧力まで低下させることができる。
　これにより、旋回中心軸の内周側に柱状の気相冷媒（気柱）が存在するようにして、旋回空間３０ａ内の旋回中心線近傍はガス単相、その周りは液単相の二相分離状態とすることができる。
　そして、旋回空間３０ａ内で二相分離状態となった冷媒がノズル通路１３ａへ流入する。その結果、ノズル通路１３ａ内では、円環状の冷媒通路の外周側壁面から冷媒が剥離する際に生じる壁面沸騰、および円環状の冷媒通路の中心軸側の冷媒のキャビテーションによって生じた沸騰核による界面沸騰によって冷媒の沸騰が促進される。
　これにより、ノズル通路１３ａの最小断面積部へ流入する冷媒が、気相と液相が均質に混合した気液混合状態となる。そして、最小断面積部の近傍で気液混合状態の冷媒の流れに閉塞（チョーキング）が生じ、このチョーキングによって音速に到達した気液混合状態の冷媒が末広部にて加速されて噴射される。
　このように、壁面沸騰および界面沸騰の双方による沸騰促進によって、気液混合状態の冷媒を音速以上となるまで効率よく加速できることで、ノズル通路１３ａにおけるエネルギ変換効率を向上させることができる。そして、このエネルギ変換効率の向上によって、ディフューザ通路１３ｃにおける冷媒の昇圧量を増加させて、エジェクタ式冷凍サイクル１０のＣＯＰのより一層の向上を狙うことができる。
　ところが、ラウールの法則によれば、冷凍機油（不揮発性の溶質）が溶け込んだ液相冷媒（溶媒）の蒸気圧は、冷凍機油が溶け込んでいない液相冷媒の蒸気圧よりも降下する。つまり、冷凍機油が溶け込んだ液相冷媒が沸騰を開始する飽和圧力は、冷凍機油が溶け込んでいない液相冷媒が沸騰を開始する飽和圧力よりも低くなる。
　本開示の発明者らの詳細な検討の結果、本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル１０のように液相冷媒に冷凍機油が溶け込んでいると、旋回空間３０ａにて液相冷媒を減圧沸騰させることができず、ノズル通路１３ａを流通する冷媒の沸騰を充分に促進することができないという課題を見出した。逆に、ノズル通路１３ａを流通する冷媒の沸騰を充分に促進できるように、旋回空間３０ａ内の冷媒の圧力を低下させてしまうと、ノズル通路１３ａにて冷媒を音速以上に加速するために利用可能な冷媒の圧力エネルギが減少してしまうという課題も見出した。
　つまり、本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル１０のように冷媒中に冷凍機油が溶け込んでいると、ラウールの法則により、液相冷媒が沸騰を開始する飽和圧力が低くなってしまう蒸気圧降下が生じる。
　液相冷媒の蒸気圧降下が生じると、ノズル通路１３ａにおけるエネルギ変換効率を充分に向上させにくくなり、エジェクタ式冷凍サイクルのＣＯＰを充分に向上させることができなくなってしまうおそれがある。
　そこで、本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル１０では、オイルセパレータ１５を備えているので、エジェクタ１３の旋回空間３０ａへ流入する冷媒から冷凍機油を分離することができる。換言すると、少なくともエジェクタ１３の旋回空間３０ａへ流入する過冷却液相冷媒における冷凍機油濃度を低減させることができる。
　これにより、旋回空間３０ａへ流入する冷媒の蒸気圧降下を抑制することができ、ノズル通路１３ａにおけるエネルギ変換効率を充分に向上させることができる。その結果、本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル１０によれば、冷媒に冷凍機油が溶け込んでいても、ＣＯＰを充分に向上させることができる。
　また、本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル１０では、空調制御装置５０の吐出能力制御部５０ａが、蒸発器１４における冷媒蒸発温度Ｔｅが目標蒸発温度ＴＥＯに近づくように、圧縮機１１の冷媒吐出能力を制御している。これによれば、図３に示すように、冷媒蒸発温度Ｔｅを速やかに目標蒸発温度ＴＥＯに近づけることができる。
　ここで、図３の実線は、本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル１０の起動時における冷媒蒸発温度Ｔｅの変化を示している。また、図３の破線は、圧縮機、放熱器、膨張弁、および蒸発器が環状に接続されて、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の起動時における冷媒蒸発温度Ｔｅの変化を示している。なお、この通常の冷凍サイクル装置も本実施形態のオイルセパレータ１５と同様の油分離部を備えている。
　図３に示すように、本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル１０では、オイルセパレータ１５を備えているので、起動直後であってもノズル通路１３ａにおけるエネルギ変換効率を速やかに向上させることができる。そして、蒸発器１４における冷媒蒸発温度Ｔｅを速やかに低下させることができる。その結果、冷媒蒸発温度Ｔｅと目標蒸発温度ＴＥＯとの偏差（ＴＥＯ－Ｔｅ）を速やかに縮小することができ、圧縮機１１の消費動力をより一層低減することができる。
　また、本実施形態のエジェクタ１３では、ボデー３０の内部に気液分離空間３０ｆが形成されていることによって、エジェクタ１３と気液分離部が一体的に構成されている。これにより、エジェクタ式冷凍サイクル全体としての小型化を図ることができる。
　（第２実施形態）
　本実施形態では、図４の全体構成図に示すように、互いに別の構成部材として構成されたエジェクタ２０および気液分離器２１を備えるエジェクタ式冷凍サイクル１０ａについて説明する。なお、図４では、第１実施形態と同一もしくは均等部分には同一の符号を付している。
　より詳細には、本実施形態のエジェクタ２０では、ノズル２０ａとして、エジェクタ式冷凍サイクル１０ａの通常運転時に、冷媒噴射口から噴射される噴射冷媒の流速が音速以上となるように設定されたラバールノズルが採用されている。もちろん、ノズル２０ａとして、通路断面積（冷媒通路断面積）が徐々に縮小する先細ノズルを採用してもよい。
　また、ノズル２０ａの冷媒流れ上流側には、ノズル２０ａの軸線方向に、ノズル２０ａと同軸上に延びる筒状部２０ｃが設けられている。この筒状部２０ｃの内部には、ノズル２０ａの内部へ流入した冷媒を旋回させる旋回空間２０ｄが形成されている。旋回空間２０ｄは、ノズル２０ａの軸線方向と同軸上に延びる略円柱状の空間である。
　さらに、エジェクタ２０の外部から旋回空間２０ｄへ冷媒を流入させる冷媒流入通路は、旋回空間２０ｄの中心軸方向から見たときに旋回空間２０ｄの内壁面の接線方向に延びている。これにより、放熱器１２の過冷却部１２ｃから流出して旋回空間２０ｄへ流入した過冷却液相冷媒は、第１実施形態と同様に、旋回空間２０ｄの内壁面に沿って流れ、旋回空間２０ｄの中心軸周りに旋回する。
　従って、本実施形態では、筒状部２０ｃおよび旋回空間２０ｄが、ノズル２０ａへ流入する過冷却液相冷媒をノズル２０ａの軸周りに旋回させる旋回流発生部を構成している。つまり、本実施形態では、エジェクタ２０（具体的には、ノズル２０ａ）と旋回流発生部が一体的に構成されている。
　ボデー２０ｂは、略円筒状の金属（例えば、アルミニウム）あるいは樹脂で形成されており、内部にノズル２０ａを支持固定する固定部材として機能するとともに、エジェクタ２０の外殻を形成する。より具体的には、ノズル２０ａは、ボデー２０ｂの長手方向一端側の内部に収容されるように圧入にて固定されている。従って、ノズル２０ａとボデー２０ｂとの固定部（圧入部）から冷媒が漏れることはない。
　また、ボデー２０ｂの外周面のうち、ノズル２０ａの外周側に対応する部位には、その内外を貫通してノズル２０ａの冷媒噴射口と連通するように設けられた冷媒吸引口２０ｅが形成されている。この冷媒吸引口２０ｅは、ノズル２０ａから噴射される噴射冷媒の吸引作用によって、蒸発器１４から流出した冷媒をエジェクタ２０の外部から内部へ吸引する貫通穴である。
　さらに、ボデー２０ｂの内部には、吸引通路およびディフューザ部２０ｆが形成されている。吸引通路は、冷媒吸引口２０ｅから吸引された吸引冷媒をノズル２０ａの冷媒噴射口側へ導く。ディフューザ部２０ｆは、冷媒吸引口２０ｅからエジェクタ２０の内部へ流入した吸引冷媒と噴射冷媒とを混合させて昇圧させる昇圧部である。
　ディフューザ部２０ｆは、吸引通路の出口に連続するように配置されて、通路断面積（冷媒通路断面積）を徐々に拡大させる空間によって形成されている。これにより、噴射冷媒と吸引冷媒とを混合させながら、その流速を減速させて噴射冷媒と吸引冷媒との混合冷媒の圧力を上昇させる機能、すなわち、混合冷媒の速度エネルギを圧力エネルギに変換する機能を果たす。
　ディフューザ部２０ｆの冷媒出口には、気液分離器２１の冷媒入口側が接続されている。気液分離器２１は、エジェクタ２０のディフューザ部２０ｆから流出した冷媒の気液を分離する気液分離部である。気液分離器２１は、第１実施形態で説明した気液分離空間３０ｆと同様の機能を果たす。
　さらに、本実施形態では、気液分離器２１として、分離された液相冷媒を殆ど蓄えることなく液相冷媒流出口から流出させるように比較的内容積の小さいものを採用している。もちろん、サイクル内の余剰液相冷媒を蓄える貯液部としての機能を有するものを採用してもよい。
　気液分離器２１の気相冷媒流出口には、圧縮機１１の吸入口側が接続されている。気液分離器２１の液相冷媒流出口には、固定絞り２２を介して、蒸発器１４の冷媒入口側が接続されている。固定絞り２２は、第１実施形態で説明したオリフィス３１ｉと同様の機能を果たす。固定絞り２２としては、具体的には、オリフィス、キャピラリチューブ等を採用することができる。
　さらに、本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル１０ａには放熱器１２の過冷却部１２ｃの出口側からエジェクタ２０の入口側へ至る冷媒通路に、冷媒流量調整部としての電気式の流量調整弁２３が配置されている。流量調整弁２３は、通路断面積（冷媒通路断面積）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て通路断面積を変化させる電動アクチュエータを有している。
　この流量調整弁２３の通路断面積（冷媒通路断面積）は、エジェクタ２０のノズル２０ａの冷媒通路（絞り通路）の通路断面積に対して充分に大きい。従って、本実施形態の流量調整弁２３では、冷媒減圧作用を殆ど発揮することなく、ノズル２０ａへ流入する冷媒の流量を調整することができる。さらに、流量調整弁２３は、空調制御装置５０から出力される制御信号によって、その作動が制御される。
　また、本実施形態の空調制御装置５０の入力側には、空調制御用のセンサ群として、蒸発器１４の出口側の冷媒の過熱度を検出する過熱度検出部としての過熱度センサ５１が接続されている。より具体的には、本実施形態の過熱度センサ５１は、蒸発器１４の冷媒出口からエジェクタ２０の冷媒吸引口２０ｅへ至る冷媒通路を流通する冷媒の過熱度を検出する。
　なお、過熱度検出部として、過熱度センサ５１に代えて、蒸発器１４の出口側の冷媒の温度を検出する蒸発器出口側温度センサ、および蒸発器１４の出口側の冷媒の圧力を検出する蒸発器出口側圧力センサを採用してもよい。そして、空調制御装置５０が、蒸発器出口側温度センサおよび蒸発器出口側圧力センサの検出値に基づいて、過熱度を算定するようになっていてもよい。
　さらに、本実施形態の空調制御装置５０は、過熱度センサ５１の検出値、具体的には、蒸発器１４の出口側の冷媒の過熱度ＳＨが基準過熱度ＫＳＨに近づくように、流量調整弁２３の作動を制御する。また、本実施形態では、空調制御装置５０のうち、流量調整弁２３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）が過熱度制御部５０ｂを構成している。
　その他のエジェクタ式冷凍サイクル１０ａの構成および作動は、第１実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル１０と同様である。つまり、本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル１０ａは、第１実施形態で説明したエジェクタ式冷凍サイクル１０と実質的に同等のサイクル構成になっており、第１実施形態と同様に作動する。
　従って、本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル１０ａによれば、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。すなわち、本実施形態のエジェクタ式冷凍サイクル１０ａによれば、冷媒に冷凍機油が溶け込んでいても、オイルセパレータ１５を備えているので、第１実施形態と同様に、ＣＯＰを充分に向上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。上記実施形態の構造は、あくまで例示であって、本開示の範囲はこれらの記載の範囲に限定されるものではない。本開示の範囲は、本開示における記載と均等の意味及び範囲内での全ての変更を含む。
　（１）上述の実施形態では、油分離部として、遠心分離方式のオイルセパレータ１５を採用した例を説明した。しかしながら、油分離部は、この例に限定されない。
　例えば、圧縮機１１にて圧縮された高圧冷媒を衝突板に衝突させて流速を低下させ、さらに、重力の作用によって気相冷媒よりも比重の高い冷凍機油を下方側に落下させて貯める、衝突方式の気液分離器を採用してもよい。この他にも、高圧冷媒を衝突させる衝突板に加えて、液相冷媒の表面張力によって液相冷媒を付着させる付着板を有する、表面張力式の気液分離器を採用してもよい。
　また、上述の実施形態では、圧縮機１１あるいは放熱器１２と別部材で構成されたオイルセパレータ１５について説明した。しかしながら、油分離部を圧縮機１１あるいは放熱器１２と一体化させてもよい。
　例えば、油分離部を圧縮機１１の外殻を形成するハウジングの内部に収容することによって、油分離部と圧縮機１１とを一体的に構成してもよい。また、油分離部をブラケット等を介して圧縮機１１のハウジングに接合することによって、油分離部と圧縮機１１とを一体的に構成してもよい。
　さらに、放熱器１２として、タンクアンドチューブ型の熱交換器構造のものを採用してもよい。この場合、油分離部をタンクあるいは熱交換部を保護する保護部材であるサイドプレート等に接合することによって、油分離部と圧縮機１１とを一体的に構成する。
　（２）上述の第２実施形態では、気液分離器２１にて、エジェクタ２０のディフューザ部２０ｆから流出した冷媒の気液を分離している。分離された液相冷媒は減圧部を介して蒸発器１４の冷媒流入口側へ流出し、分離された気相冷媒は圧縮機１１の吸入口側へ流出する。しかしながら、本開示に係るエジェクタ式冷凍サイクルのサイクル構成は第２実施形態のサイクル構成に限定されない。
　例えば、放熱器１２から流出した冷媒の流れを分岐する分岐部を設けてもよい。この場合、分岐部にて分岐された一方の冷媒をエジェクタ２０のノズル２０ａへ流入させ、分岐された他方の冷媒を固定絞り（減圧部）および蒸発器１４を介して、エジェクタ２０の冷媒吸引口２０ｅ側へ流出させる。
　すなわち、エジェクタ式冷凍サイクルは、圧縮機、放熱器、分岐部、エジェクタ、旋回流発生部、減圧部、蒸発器、および油分離部を備えていてもよい。
　圧縮機は、冷凍機油が混入した冷媒を圧縮して吐出する。分岐部は、圧縮機から吐出された高圧冷媒を過冷却液相冷媒となるまで放熱させる。分岐部は、放熱器から流出した冷媒の流れを分岐する。エジェクタは、ノズルおよびボデーを有する。ノズルは、分岐部にて分岐された一方の冷媒を減圧させる。ボデーには、ノズル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ている。旋回流発生部は、放熱器から流出した冷媒にノズルの中心軸周りの旋回流れを生じさせてノズルへ流入させる。減圧部は、分岐部にて分岐された他方の冷媒を減圧させる。蒸発器は、減圧部にて減圧された冷媒を蒸発させて、冷媒吸引口側へ流出させる。油分離部は、圧縮機にて圧縮された高圧冷媒から冷凍機油を分離して、分離された冷凍機油を圧縮機の吸入口側へ流出させる。
　（３）エジェクタ式冷凍サイクル１０、１０ａ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、エンジン駆動式の圧縮機を採用した例を説明した。しかしながら、圧縮機１１として、固定容量型圧縮機構と電動モータとを備え、電力を供給されることによって作動する電動圧縮機を採用してもよい。電動圧縮機では、電動モータの回転数を調整することによって、冷媒吐出能力を制御することができる。
　また、上述の実施形態では、放熱器１２として、サブクール型の熱交換器を採用した例を説明したが、凝縮部１２ａのみからなる通常の放熱器を採用してもよい。さらに、通常の放熱器とともに、この放熱器にて放熱した冷媒の気液を分離して余剰液相冷媒を蓄える受液器（レシーバ）を一体化させたレシーバ一体型の凝縮器を採用してもよい。
　また、上述の実施形態では、冷媒としてＲ１３４ａあるいはＲ１２３４ｙｆ等を採用可能であることを説明したが、冷媒はこれに限定されない。例えば、Ｒ６００ａ、Ｒ４１０Ａ、Ｒ４０４Ａ、Ｒ３２、Ｒ１２３４ｙｆ、Ｒ１２３４ｙｆｘｆ、Ｒ４０７Ｃ等を採用することができる。または、これらの冷媒のうち複数種を混合させた混合冷媒等を採用してもよい。
　また、上述の第２実施形態では、エジェクタ２０として、最小断面積部の通路断面積が変化しない固定ノズルを有するものを採用した例を説明した。しかしながら、エジェクタ２０として、最小断面積部の通路断面積を変更可能に構成された可変ノズルを有するものを採用してもよい。
　このような可変ノズルとしては、ノズル内の冷媒通路（ノズル通路）内にディフューザ部側からノズル側へ向かって先細るニードル状あるいは円錐状の弁体が配置される。この弁体を電気式のアクチュエータ等によって変位させることによって、通路断面積を調整すればよい。
　また、エジェクタ式冷凍サイクル１０、１０ａに、放熱器１２から流出した高圧側冷媒と圧縮機１１へ吸入される低圧側冷媒とを熱交換させる内部熱交換器を追加してもよい。
　（４）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１０、１０ａを、車両用空調装置に適用した例を説明したが、エジェクタ式冷凍サイクル１０、１０ａの適用はこれに限定されない。例えば、据置型空調装置、冷温保存庫、自動販売機用冷却加熱装置等に適用してもよい。
　また、上述の実施形態では、エジェクタ式冷凍サイクル１０、１０ａの放熱器１２を冷媒と外気とを熱交換させる室外側熱交換器とし、蒸発器１４を空気を冷却する利用側熱交換器としている。これに対して、蒸発器１４を外気等の熱源から吸熱する室外側熱交換器として用い、放熱器１２を空気あるいは水等の被加熱流体を加熱する利用側熱交換器として用いてもよい。

 

Claims (5)

  1. 　冷凍機油が混入した冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）と、
    　前記圧縮機（１１）から吐出された高圧冷媒を過冷却液相冷媒となるまで放熱させる放熱器（１２）と、
    　前記放熱器（１２）から流出した冷媒を減圧させるノズル（３２、２０ａ）、並びに、前記ノズル（３２、２０ａ）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、２０ｅ）および前記噴射冷媒と前記冷媒吸引口（３１ｂ、２０ｅ）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、２０ｆ）が形成されたボデー（３０、２０ｂ）を有するエジェクタ（１３、２０）と、
    　前記放熱器（１２）から流出した冷媒に前記ノズル（３２、２０ａ）の中心軸周りの旋回流れを生じさせて前記ノズル（３２、２０ａ）へ流入させる旋回流発生部（３０ａ、２０ｄ）と、
    　冷媒を蒸発させて、前記冷媒吸引口（３１ｂ、２０ｅ）側へ流出させる蒸発器（１４）と、
    　前記圧縮機（１１）にて圧縮された高圧冷媒から前記冷凍機油を分離して、分離された前記冷凍機油を前記圧縮機（１１）の吸入口側へ流出させる油分離部（１５）と、を備えるエジェクタ式冷凍サイクル。
  2. 　前記ボデー（３０）には、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空間（３０ｆ）が形成されており、
    　前記気液分離空間（３０ｆ）にて分離された液相冷媒を、前記蒸発器（１４）の流入口側へ流出させ、
    　前記気液分離空間（３０ｆ）にて分離された気相冷媒を、前記圧縮機（１１）の吸入口側へ流出させる請求項１に記載のエジェクタ式冷凍サイクル。
  3. 　前記エジェクタ（２０）から流出した冷媒の気液を分離する気液分離部（２１）をさらに備え、
    　前記気液分離部（２１）にて分離された液相冷媒を、前記蒸発器（１４）の流入口側へ流出させ、
    　前記気液分離部（２１）にて分離された気相冷媒を、前記圧縮機（１１）の吸入口側へ流出させる請求項１に記載のエジェクタ式冷凍サイクル。
  4. 　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（５０ａ）をさらに備え、
    　前記吐出能力制御部（５０ａ）は、前記蒸発器（１４）における冷媒蒸発温度（Ｔｅ）が目標蒸発温度（ＴＥＯ）に近づくように、前記圧縮機（１１）の冷媒吐出能力を制御する請求項１ないし３のいずれか１つに記載のエジェクタ式冷凍サイクル。
  5. 　冷凍機油が混入した冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）と、
    　前記圧縮機（１１）から吐出された高圧冷媒を過冷却液相冷媒となるまで放熱させる放熱器（１２）と、
    　前記放熱器（１２）から流出した冷媒を減圧させるノズル（３２、２０ａ）、並びに、前記ノズル（３２、２０ａ）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、２０ｅ）および前記噴射冷媒と前記冷媒吸引口（３１ｂ、２０ｅ）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、２０ｆ）が形成されたボデー（３０、２０ｂ）を有するエジェクタ（１３、２０）と、
    　前記放熱器（１２）から流出した冷媒に前記ノズル（３２、２０ａ）の中心軸周りの旋回流れを生じさせて前記ノズル（３２、２０ａ）へ流入させる旋回流発生部（３０ａ、２０ｄ）と、
    　冷媒を蒸発させて、前記冷媒吸引口（３１ｂ、２０ｅ）側へ流出させる蒸発器（１４）と、
    　前記圧縮機（１１）にて圧縮された高圧冷媒から前記冷凍機油を分離する油分離部（１５）と、を備えるエジェクタ式冷凍サイクル。

     
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