JP2006017444A - Ejector cycle and its control method - Google Patents

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Mika Saito
美歌 齋藤
Hirotsugu Takeuchi
裕嗣 武内
Haruyuki Nishijima
春幸 西嶋
Takayuki Sugiura
崇之 杉浦
Hiroshi Oshitani
洋 押谷
Makoto Ikegami
真 池上
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide an ejector cycle capable of reducing the increase in cost and mounting space and improving the efficiency of a cycle. <P>SOLUTION: The ejector cycle employs an ejector 13 having a nozzle having one gular section having a minimized refrigerant passage area as a refrigerant decompression means and a refrigerant circulation means in a freezing cycle. A heater 17 is arranged in a part between a radiator 12 and the ejector 13, the enthalpy of the refrigerant is increased by a predetermined amount, and the refrigerant is made to flow into the nozzle in a two-phase state of liquid and vapor. <P>COPYRIGHT: (C)2006,JPO&NCIPI

Description

本発明は、流体を減圧する減圧手段であるとともに、高速で噴出する作動流体の巻き込み作用によって流体輸送を行う運動量輸送式ポンプであるエジェクタを、冷凍サイクルにおける冷媒減圧手段および冷媒循環手段として使用したエジェクタサイクルに関するとともに、そのエジェクタサイクルの制御方法に関するものである。   The present invention uses an ejector, which is a decompression means for decompressing a fluid, and a momentum transporting pump that transports fluid by an entrainment action of a working fluid ejected at high speed, as a refrigerant decompression means and a refrigerant circulation means in a refrigeration cycle. The present invention relates to an ejector cycle and a method for controlling the ejector cycle.

従来、車両用空調装置（冷凍サイクル装置）において、凝縮後の冷媒を減圧する手段としてエジェクタを備える冷凍サイクル（以下エジェクタサイクルと称す）が広く知られている。エジェクタは、冷媒凝縮器の下流に配置されており、冷媒凝縮器から導かれる冷媒を高速で噴出させるノズルや、このノズルから噴出した冷媒を拡散させるディフューザ等で構成されている。ここで、ノズル入口に導かれる冷媒が過冷却液相冷媒の場合には、ノズル効率が低下してしまう。   2. Description of the Related Art Conventionally, in a vehicle air conditioner (refrigeration cycle apparatus), a refrigeration cycle (hereinafter referred to as an ejector cycle) including an ejector as means for reducing the pressure of condensed refrigerant is widely known. The ejector is disposed downstream of the refrigerant condenser, and includes a nozzle that ejects the refrigerant guided from the refrigerant condenser at a high speed, a diffuser that diffuses the refrigerant ejected from the nozzle, and the like. Here, when the refrigerant led to the nozzle inlet is a supercooled liquid phase refrigerant, the nozzle efficiency is lowered.

この問題を解決するために、ノズルに２つの喉部を形成したエジェクタを備えるエジェクタサイクルが特許文献１にて知られている（以下従来例と称す）。この図１３の従来例のエジェクタ１３内に配置されるノズル１３ａには、冷媒流れ上流側から上流喉部１３ｊ、下流喉部１３ｋの２つの喉部１３ｊ、１３ｋが形成されている。   In order to solve this problem, an ejector cycle including an ejector in which two throats are formed in a nozzle is known from Patent Document 1 (hereinafter referred to as a conventional example). The nozzle 13a disposed in the ejector 13 of the conventional example of FIG. 13 is formed with two throat portions 13j and 13k, an upstream throat portion 13j and a downstream throat portion 13k from the upstream side of the refrigerant flow.

これによると、まず上流喉部１３ｊがノズル内部に流入する液相冷媒を気液二相流状態にする。さらに、２つの喉部１３ｊ、１３ｋの間で冷媒通路の断面積を拡大して、冷媒を細かい気泡を含んだ状態で再凝縮させているため、下流喉部１３ｋで冷媒が沸騰しやすくなる。したがって、下流喉部１３ｋから噴出口１３ｈまでの冷媒流れの液滴が微粒化されて、より気液の速度差が低減した均質流に近づくため、ノズル効率を向上することができる。
特許第３３３１６０４号 According to this, first, the upstream throat 13j changes the liquid-phase refrigerant flowing into the nozzle into a gas-liquid two-phase flow state. Furthermore, since the cross-sectional area of the refrigerant passage is enlarged between the two throat portions 13j and 13k and the refrigerant is recondensed in a state including fine bubbles, the refrigerant is likely to boil at the downstream throat portion 13k. Accordingly, the droplets of the refrigerant flow from the downstream throat portion 13k to the jet outlet 13h are atomized and approach a homogeneous flow in which the gas-liquid speed difference is further reduced, so that the nozzle efficiency can be improved.
Japanese Patent No. 3331604

しかし、特許文献１のエジェクタでは、ノズル１３ａに２つの喉部１３ｊ、１３ｋが形成されるためエジェクタの構造が複雑になる、言い換えると加工が難しくコストが高くなるという問題がある。さらに、冷媒流れ方向に直列的に２つの喉部１３ｊ、１３ｋが配置されるため、エジェクタ本体の体格が大きくなるという問題もある。   However, the ejector of Patent Document 1 has a problem that the structure of the ejector is complicated because the two throat portions 13j and 13k are formed in the nozzle 13a, in other words, the processing is difficult and the cost is increased. Furthermore, since the two throat portions 13j and 13k are arranged in series in the refrigerant flow direction, there is a problem that the size of the ejector body is increased.

本発明は、上記点に鑑み、簡単な構造のエジェクタを冷媒減圧手段および冷媒循環手段として使用したエジェクタサイクルにおいて、エジェクタサイクルの効率を向上することを目的とする。   An object of the present invention is to improve the efficiency of an ejector cycle in an ejector cycle in which an ejector having a simple structure is used as a refrigerant decompression unit and a refrigerant circulation unit.

上記目的を達成するため、請求項１に記載の発明では、エジェクタサイクルにおいて、冷媒を高圧状態にする圧縮機（１１）と、圧縮機（１１）から吐出した高圧冷媒の熱を放熱する放熱器（１２）と、液相冷媒を蒸発させて吸熱する蒸発器（１６）と、冷媒通路
面積が最も縮小する１つの喉部（１３ｅ）を有し、放熱器（１２）から流出した高圧冷媒が

喉部（１３ｅ）を通過して等エントロピ的に減圧膨張するノズル（１３ａ）と、ノズル（１３ａ）から噴出する高い速度の冷媒流により蒸発器（１６）にて蒸発した気相冷媒が内部に吸引される気相冷媒流入口（１３ｂ）と、冷媒通路断面積を拡大して冷媒の圧力を昇圧するディフューザ（１３ｄ）とを有するエジェクタ（１３）とを備え、エジェクタ（１３）から流出した気相冷媒は圧縮機（１１）に吸引され、エジェクタ（１３）から流出した液相冷媒は蒸発器（１６）へ流入するようになっており、放熱器（１２）から流出した高圧冷媒が気液２相状態でノズル（１３ａ）に流入するようになっていることを特徴としている。 In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, in the ejector cycle, the compressor (11) for bringing the refrigerant into a high-pressure state, and the radiator for radiating the heat of the high-pressure refrigerant discharged from the compressor (11) (12), an evaporator (16) that absorbs heat by evaporating the liquid-phase refrigerant, and one throat portion (13e) that has the smallest refrigerant passage area, and the high-pressure refrigerant that has flowed out of the radiator (12)

A nozzle (13a) that is isentropically decompressed and expanded through the throat (13e), and a vapor-phase refrigerant evaporated in the evaporator (16) by the high-speed refrigerant flow ejected from the nozzle (13a) An ejector (13) having a gas-phase refrigerant inlet (13b) to be sucked and a diffuser (13d) for increasing the pressure of the refrigerant by expanding the cross-sectional area of the refrigerant passage, and the gas flowing out from the ejector (13) The phase refrigerant is sucked into the compressor (11), the liquid refrigerant flowing out of the ejector (13) flows into the evaporator (16), and the high pressure refrigerant flowing out of the radiator (12) is gas-liquid. It is characterized by flowing into the nozzle (13a) in a two-phase state.

これによると、放熱器（１２）から流出した高圧冷媒が気液２相状態でノズル（１３ａ）に流入するようになっているため、従来例（図１３）と同様の理由によりノズル（１３ａ）の喉部（１３ｅ）で冷媒が沸騰しやすくなる。これにより、ノズル（１３ａ）から噴出する冷媒流れの液滴が微粒化されて気液の速度差が低減した均質流に近づくため、ノズル効率を向上することができる。   According to this, since the high-pressure refrigerant flowing out from the radiator (12) flows into the nozzle (13a) in a gas-liquid two-phase state, the nozzle (13a) has the same reason as in the conventional example (FIG. 13). The refrigerant tends to boil at the throat (13e). Thereby, since the droplet of the refrigerant | coolant flow which ejects from a nozzle (13a) is atomized and it approaches the homogeneous flow with which the speed difference of the gas-liquid was reduced, nozzle efficiency can be improved.

本発明では、上述の効果を１つの喉部（１３ｅ）を有するノズル（１３ａ）を備えるエジェクタ（１３）、つまり従来例（図１３）に比べて簡単な構造のエジェクタ（１３）で発揮させることができるため、エジェクタ（１３）の加工がしやすい。したがって、エジェクタ（１３）のコストを低減することができる。また、喉部（１３ｅ）が１つであるため、従来例（図１３）に比べて、特にエジェクタ本体の冷媒流れ方向の体格を小さくすることができる。つまり、従来例に比べてエジェクタサイクルの搭載空間が減少するため、搭載性能を向上することができる。   In the present invention, the above-described effects can be exhibited by an ejector (13) having a nozzle (13a) having one throat (13e), that is, an ejector (13) having a simpler structure than the conventional example (FIG. 13). Therefore, it is easy to process the ejector (13). Therefore, the cost of the ejector (13) can be reduced. Moreover, since there is one throat portion (13e), the physique in the refrigerant flow direction of the ejector body can be particularly reduced as compared with the conventional example (FIG. 13). That is, since the mounting space for the ejector cycle is reduced as compared with the conventional example, the mounting performance can be improved.

ところで、ノズル（１３ａ）の入口圧力と出口圧力を一定として考えると、ノズル（１３ａ）入口でのエンタルピが大きい時の方が断熱熱落差（冷媒のノズル（１３ａ）入口でのエンタルビからノズル（１３ａ）出口でのエンタルピを引いたもの）が大きくなる。これは、等エントロピ線はエンタルピが大きくなるほど傾きが大きくなり、ノズル（１３ａ）での冷媒の減圧膨張は等エントロピ的に行われるからである。   By the way, when the inlet pressure and outlet pressure of the nozzle (13a) are considered to be constant, when the enthalpy at the inlet of the nozzle (13a) is larger, the adiabatic heat drop (from the enthalpy at the inlet of the refrigerant nozzle (13a) to the nozzle (13a ) Minus the enthalpy at the exit). This is because the slope of the isentropic line increases as the enthalpy increases, and the decompression and expansion of the refrigerant at the nozzle (13a) is performed isentropically.

したがって、ノズル（１３ａ）入口において冷媒が液相の時よりも、本発明のように液相よりもエンタルピが大きい気液２相状態の時の方が断熱熱落差は大きくなる。断熱熱落差は、エジェクタ（１３）の入力エネルギとしてノズル（１３ａ）で速度エネルギに変換され、この速度エネルギがディフューザ（１３ｄ）で圧力エネルギに変換される。したがって、断熱熱落差が増加することにより、ディフューザ（１３ｄ）での冷媒圧力の昇圧量が増加、つまり圧縮機（１１）の吸引側圧力が増加するため、エジェクタサイクルの効率を高めることができる。   Therefore, the adiabatic heat drop is larger in the gas-liquid two-phase state where the enthalpy is larger than the liquid phase as in the present invention, rather than when the refrigerant is in the liquid phase at the nozzle (13a) inlet. The adiabatic heat drop is converted to velocity energy by the nozzle (13a) as input energy of the ejector (13), and this velocity energy is converted to pressure energy by the diffuser (13d). Accordingly, the increase in the adiabatic heat drop increases the amount of pressure increase of the refrigerant pressure in the diffuser (13d), that is, the suction side pressure of the compressor (11) increases, so that the efficiency of the ejector cycle can be enhanced.

また、請求項２に記載の発明のように、請求項１に記載のエジェクタサイクルにおいて、エジェクタ（１３）にノズル（１３ａ）の開度を増減する弁手段（１３ｆ）を配置し、弁手段（１３ｆ）にノズル（１３ａ）の開度を増減してサイクルを循環する冷媒流量を調節すれば、具体的に放熱器（１２）から流出する高圧冷媒を気液２相状態にすることができる。そして、この２相冷媒をノズル（１３ａ）に流入させれば請求項１で述べた効果を有するエジェクタサイクルを具体的に構成することができる。   Further, as in the invention according to claim 2, in the ejector cycle according to claim 1, valve means (13f) for increasing or decreasing the opening degree of the nozzle (13a) is arranged in the ejector (13), and the valve means ( If the flow rate of the refrigerant circulating in the cycle is adjusted by increasing / decreasing the opening of the nozzle (13a) to 13f), the high-pressure refrigerant flowing out of the radiator (12) can be made into a gas-liquid two-phase state. If this two-phase refrigerant flows into the nozzle (13a), an ejector cycle having the effect described in claim 1 can be specifically configured.

また、請求項３に記載の発明のように、請求項１または２に記載のエジェクタサイクルにおいて、放熱器（１２）へ高圧冷媒と熱交換する空気を送風する送風機（１２ａ）を備え、送風機（１２ａ）が送風量を増減すれば、放熱器（１２）で冷媒が受ける熱負荷が変化し、具体的に放熱器（１２）から流出する高圧冷媒を気液２相状態にすることができる。そして、この２相冷媒をノズル（１３ａ）に流入させれば請求項１で述べた効果を有するエジェクタサイクルを具体的に構成することができる。   Further, as in the invention described in claim 3, in the ejector cycle described in claim 1 or 2, the radiator (12) is provided with a blower (12a) that blows air to exchange heat with the high-pressure refrigerant. If 12a) increases / decreases the air flow rate, the heat load received by the refrigerant in the radiator (12) changes, and specifically, the high-pressure refrigerant flowing out of the radiator (12) can be in a gas-liquid two-phase state. If this two-phase refrigerant flows into the nozzle (13a), an ejector cycle having the effect described in claim 1 can be specifically configured.

また、請求項４に記載の発明のように、請求項１に記載のエジェクタサイクルにおいて、圧縮機（１１）から吐出した高圧冷媒を放熱器（１２）にて過冷却して過冷却液相冷媒とし、この過冷却液相冷媒のエンタルピを所定量増加させて高圧冷媒を気液２相状態にし、この２相冷媒をノズル（１３ａ）に流入させれば請求項１で述べた効果を有するエジェクタサイクルを構成することができる。   Further, as in the invention according to claim 4, in the ejector cycle according to claim 1, the high-pressure refrigerant discharged from the compressor (11) is supercooled by the radiator (12) to be a supercooled liquid phase refrigerant. If the enthalpy of the supercooled liquid-phase refrigerant is increased by a predetermined amount to bring the high-pressure refrigerant into a gas-liquid two-phase state and this two-phase refrigerant flows into the nozzle (13a), the ejector having the effect described in claim 1 A cycle can be configured.

また、請求項５に記載の発明のように、請求項４に記載のエジェクタサイクルにおいて、放熱器（１２）とエジェクタ（１３）との間の部位に配置される加熱手段（１７）を備え、加熱手段（１７）が過冷却液相冷媒を加熱することにより、過冷却液相冷媒のエンタルピを所定量増加させれば、具体的に請求項４で述べた効果を有するエジェクタサイクルを構成できる。   Moreover, like the invention of Claim 5, in the ejector cycle of Claim 4, the heating means (17) arrange | positioned in the site | part between a radiator (12) and an ejector (13) is provided, If the enthalpy of the supercooled liquid phase refrigerant is increased by a predetermined amount by heating the supercooled liquid phase refrigerant by the heating means (17), an ejector cycle having the effect described in claim 4 can be configured.

また、請求項６に記載の発明のように、請求項５に記載のエジェクタサイクルにおいて、加熱手段を作動により発熱する発熱体（１１、１３ｇ）の熱を過冷却液相冷媒に放熱させる発熱体放熱部（２０）としてもよい。   Further, as in the invention described in claim 6, in the ejector cycle described in claim 5, the heating element for radiating the heat of the heating element (11, 13g) that generates heat by operating the heating means to the supercooled liquid phase refrigerant. It is good also as a thermal radiation part (20).

また、請求項７に記載の発明のように、請求項５に記載のエジェクタサイクルにおいて、加熱手段を圧縮機（１１）から吐出された高温冷媒の熱を過冷却冷媒に放熱させる吐出冷媒放熱部（２１）としてもよい。   Further, as in the invention according to claim 7, in the ejector cycle according to claim 5, the discharge refrigerant heat dissipating part for radiating the heat of the high-temperature refrigerant discharged from the compressor (11) to the supercooling refrigerant as the heating means. (21) may be used.

また、請求項８に記載の発明では、請求項４ないし７のいずれか１つに記載のエジェクタサイクルにおいて、放熱器（１２）とエジェクタ（１３）との間の部位に冷媒圧力を減圧する減圧手段（２２）を備えることを特徴としている。   According to an eighth aspect of the present invention, in the ejector cycle according to any one of the fourth to seventh aspects, a depressurization for reducing the refrigerant pressure at a portion between the radiator (12) and the ejector (13). Means (22) are provided.

過冷却液相冷媒は、同一のエンタルピの場合には、圧力が低い方が気液２相状態になりやすい傾向がある。したがって、減圧手段（２２）による減圧でエジェクタ（１３）に流入する冷媒を確実に気液二相化することができる。また、過冷却液相冷媒に与えるエンタルピを少なくすることができる。   When the supercooled liquid refrigerant has the same enthalpy, the lower pressure tends to be in a gas-liquid two-phase state. Therefore, the refrigerant flowing into the ejector (13) by the decompression by the decompression means (22) can be reliably gas-liquid two-phased. Moreover, the enthalpy given to the supercooled liquid phase refrigerant can be reduced.

また、請求項９に記載の発明のように、請求項１ないし８のいずれか１つに記載のエジェクタサイクルにおいて、冷媒としてフロン系冷媒、ＨＣ系冷媒、ＣＯ２冷媒のいずれか１つを使用してもよい。 Further, as in the ninth aspect of the invention, in the ejector cycle according to any one of the first to eighth aspects, any one of a freon refrigerant, an HC refrigerant, and a CO 2 refrigerant is used as the refrigerant. May be.

なお、ここでフロンとは炭素、フッ素、塩素、水素からなる有機化合物の総称であり、冷媒として広く使用されているものである。フロン系冷媒には、ＨＣＦＣ（ハイドロ・クロロ・フルオロ・カーボン）系冷媒、ＨＦＣ（ハイドロ・フルオロ・カーボン）系冷媒等が含まれており、これらはオゾン層を破壊しないため代替フロンと呼ばれる冷媒である。   Here, chlorofluorocarbon is a general term for organic compounds composed of carbon, fluorine, chlorine, and hydrogen, and is widely used as a refrigerant. Fluorocarbon refrigerants include HCFC (hydro-chloro-fluoro-carbon) refrigerants, HFC (hydro-fluoro-carbon) refrigerants, etc. These are refrigerants called substitute chlorofluorocarbons because they do not destroy the ozone layer. is there.

また、ＨＣ（炭化水素）系冷媒とは、水素、炭素を含み、自然界に存在する冷媒物質のことである。このＨＣ系冷媒には、Ｒ６００ａ（イソブタン）、Ｒ２９０（プロパン）などがある。   The HC (hydrocarbon) refrigerant is a refrigerant substance that contains hydrogen and carbon and exists in nature. Examples of the HC refrigerant include R600a (isobutane) and R290 (propane).

二酸化炭素冷媒を冷媒として使用する場合には、二酸化炭素が高圧側で臨界点を超えない場合に請求項１ないし８の請求項で述べた効果を発揮させることができる。   When the carbon dioxide refrigerant is used as the refrigerant, the effects described in the claims 1 to 8 can be exhibited when the carbon dioxide does not exceed the critical point on the high pressure side.

請求項１０に記載の発明のように、請求項１に記載のエジェクタサイクルの制御方法において、ノズル（１３ａ）に流入する際の高圧冷媒の乾き度をノズル入口乾き度としたとき、ノズル入口乾き度を目標値に制御することを特徴とする。   As in the invention according to claim 10, in the method for controlling the ejector cycle according to claim 1, when the dryness of the high-pressure refrigerant flowing into the nozzle (13a) is defined as the nozzle inlet dryness, the nozzle inlet dryness The degree is controlled to a target value.

これによると、請求項１の発明の効果、すなわちノズル効率の向上効果やエジェクタサイクルの効率向上効果を確実に発揮させることができる。   According to this, the effect of the invention of claim 1, that is, the effect of improving the nozzle efficiency and the effect of improving the efficiency of the ejector cycle can be surely exhibited.

請求項１１に記載の発明のように、喉部（１３ｅ）の冷媒通路面積、喉部（１３ｅ）を通過する高圧冷媒の流量、および前記ノズル（１３ａ）における冷媒出入口間の圧力差に基づいて前記ノズル入口乾き度を算出し、ノズル入口乾き度の算出結果に基づいてノズル入口乾き度に影響を及ぼす因子のうち１つ以上の因子を調整することにより、請求項１０に記載の発明を実行することができる。   As in the invention described in claim 11, based on the refrigerant passage area of the throat (13e), the flow rate of the high-pressure refrigerant passing through the throat (13e), and the pressure difference between the refrigerant inlets and outlets in the nozzle (13a). 11. The invention according to claim 10, wherein the nozzle inlet dryness is calculated, and one or more factors among the factors affecting the nozzle inlet dryness are adjusted based on the calculation result of the nozzle inlet dryness. can do.

なお、喉部（１３ｅ）の冷媒通路面積、喉部（１３ｅ）を通過する高圧冷媒の流量、および前記ノズル（１３ａ）における冷媒出入口間の圧力差の各物理量については、それらを直接的に検出したものであってもよいし、或いはそれらの物理量を推定可能な代替物理量から求めたものでもよい。   In addition, about each physical quantity of the pressure difference between the refrigerant | coolant passage area of a throat part (13e), the flow volume of the high pressure refrigerant | coolant which passes a throat part (13e), and the refrigerant | coolant inlet / outlet in the said nozzle (13a), these are detected directly. Or may be obtained from alternative physical quantities whose physical quantities can be estimated.

請求項１２に記載の発明のように、冷媒が非共沸性冷媒または擬似共沸性冷媒の場合、ノズル（１３ａ）の冷媒入口側の冷媒圧力、およびノズル（１３ａ）の冷媒入口側の冷媒温度に基づいてノズル入口乾き度を算出し、ノズル入口乾き度の算出結果に基づいてノズル入口乾き度に影響を及ぼす因子のうち１つ以上の因子を調整することにより、請求項１０に記載の発明を実行することができる。   When the refrigerant is a non-azeotropic refrigerant or a pseudo-azeotropic refrigerant as in the invention described in claim 12, the refrigerant pressure on the refrigerant inlet side of the nozzle (13a) and the refrigerant on the refrigerant inlet side of the nozzle (13a) The nozzle inlet dryness is calculated based on the temperature, and one or more factors among the factors affecting the nozzle inlet dryness are adjusted based on the calculation result of the nozzle inlet dryness. The invention can be carried out.

なお、ノズル（１３ａ）の冷媒入口側の冷媒圧力、およびノズル（１３ａ）の冷媒入口側の冷媒温度の各物理量については、それらを直接的に検出したものであってもよいし、或いはそれらの物理量を推定可能な代替物理量から求めたものでもよい。   In addition, about each physical quantity of the refrigerant | coolant pressure by the side of the refrigerant | coolant inlet of a nozzle (13a), and the refrigerant | coolant temperature of the refrigerant | coolant inlet side of a nozzle (13a), they may be detected directly, or those The physical quantity may be obtained from an alternative physical quantity that can be estimated.

なお、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示すものである。   In addition, the code | symbol in the bracket | parenthesis of each said means shows the correspondence with the specific means as described in embodiment mentioned later.

（第１実施形態）
本実施形態は、本発明に係るエジェクタサイクルを車両用空調装置の冷凍サイクルに適用したものであり、図１は本実施形態に係る冷凍サイクルの模式図である。図１中、１１は冷媒を吸入圧縮する圧縮機１１である。この圧縮機１１で高圧状態となった冷媒は放熱器１２に流入する。放熱器１２では高圧冷媒が室外空気へ放熱する、言い換えると冷媒が室外空気により冷却され、凝縮して液相となる。 (First embodiment)
In the present embodiment, the ejector cycle according to the present invention is applied to a refrigeration cycle of a vehicle air conditioner, and FIG. 1 is a schematic diagram of the refrigeration cycle according to the present embodiment. In FIG. 1, 11 is a compressor 11 that sucks and compresses refrigerant. The refrigerant that has become a high pressure state by the compressor 11 flows into the radiator 12. In the radiator 12, the high-pressure refrigerant radiates heat to the outdoor air, in other words, the refrigerant is cooled by the outdoor air and condensed into a liquid phase.

液相状態となった高圧冷媒は、エジェクタ１３に流入する。エジェクタ１３は放熱器１２から流出する冷媒を減圧膨張させて後述する蒸発器１６にて蒸発した気相冷媒を吸引するとともに、膨張エネルギを圧力エネルギに変換して圧縮機１１の吸入圧を上昇させている。このエジェクタ１３についての詳細は後述する。   The high-pressure refrigerant that has entered the liquid phase flows into the ejector 13. The ejector 13 decompresses and expands the refrigerant flowing out of the radiator 12 and sucks the gas-phase refrigerant evaporated in the evaporator 16 described later, and converts the expansion energy into pressure energy to increase the suction pressure of the compressor 11. ing. Details of the ejector 13 will be described later.

エジェクタ１３から流出した冷媒は、気液分離器１４に流入する。気液分離器１４では、流入した冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離して冷媒を蓄えており、分離された気相冷媒は圧縮機１１に吸引されて再び圧縮され、一方、分離された液相冷媒は蒸発器１６側に吸引される。   The refrigerant that has flowed out of the ejector 13 flows into the gas-liquid separator 14. In the gas-liquid separator 14, the refrigerant that has flowed is separated into a gas-phase refrigerant and a liquid-phase refrigerant and stored, and the separated gas-phase refrigerant is sucked into the compressor 11 and compressed again. The liquid refrigerant thus drawn is sucked to the evaporator 16 side.

蒸発器１６は、液相冷媒が室内に吹き出す空気と熱交換して蒸発することにより冷房能力を発揮するものである。なお、気液分離器１４と蒸発器１６との間に配置される第１減圧器１５は、気液分離器１４から蒸発器１６側に吸引される液相冷媒を減圧する絞り（減圧）手段であり、この第１減圧器１５により蒸発器１６内の圧力（蒸発圧力）を確実に低下させている。また、本実施形態では放熱器１２とエジェクタ１３との間の部位に冷媒を加熱するヒータ１７が配置されている。   The evaporator 16 exhibits cooling capability by heat-exchanging the liquid-phase refrigerant with the air blown into the room and evaporating. The first decompressor 15 disposed between the gas-liquid separator 14 and the evaporator 16 is a throttle (decompression) means for decompressing the liquid-phase refrigerant sucked from the gas-liquid separator 14 to the evaporator 16 side. The pressure in the evaporator 16 (evaporation pressure) is reliably reduced by the first decompressor 15. In the present embodiment, a heater 17 that heats the refrigerant is disposed at a portion between the radiator 12 and the ejector 13.

エジェクタ１３は、図２に示すように、流入する高圧冷媒の圧力エネルギを速度エネルギに変換して冷媒を減圧膨張させるノズル１３ａと、ノズル１３ａから噴出する高い速度の冷媒流により蒸発器１６にて蒸発した気相冷媒が吸引される気相冷媒流入口１３ｂと、吸引された気相冷媒とノズル１３ａから噴射する冷媒流とを混合する混合部１３ｃと、ノズル１３ａから噴出する冷媒と蒸発器１６から吸引した冷媒とを混合させながら速度エネルギを圧力エネルギに変換して冷媒の圧力を昇圧させるディフューザ１３ｄ等からなるものである。   As shown in FIG. 2, the ejector 13 uses a nozzle 13 a that converts the pressure energy of the high-pressure refrigerant flowing into velocity energy to decompress and expand the refrigerant, and a high-speed refrigerant flow ejected from the nozzle 13 a in the evaporator 16. A gas-phase refrigerant inlet 13b through which the evaporated gas-phase refrigerant is sucked, a mixing unit 13c that mixes the sucked gas-phase refrigerant and the refrigerant flow ejected from the nozzle 13a, a refrigerant jetted from the nozzle 13a, and the evaporator 16 It comprises a diffuser 13d and the like for increasing the pressure of the refrigerant by converting the velocity energy into pressure energy while mixing with the refrigerant sucked from.

なお、本実施形態では、ノズル１３ａとして冷媒通路途中に冷媒通路面積が最も縮小した１つの喉部１３ｅを有する末広ノズルを使用している。また、図２中の左右方向に変位することにより喉部１３ｅの開度を増減する弁手段としてニードル弁１３ｆが配置されている。このニードル弁１３ｆの変位は変位手段が行っており、本実施形態では変位手段としてソレノイドコイル１３ｇ（図１参照）への通電による磁力でニードル弁１３ｆを変位させるソレノイドを使用している。   In the present embodiment, a divergent nozzle having one throat portion 13e having the smallest refrigerant passage area in the middle of the refrigerant passage is used as the nozzle 13a. Further, a needle valve 13f is arranged as a valve means for increasing or decreasing the opening degree of the throat portion 13e by displacing in the left-right direction in FIG. The displacement of the needle valve 13f is performed by a displacement means. In the present embodiment, a solenoid that displaces the needle valve 13f by a magnetic force generated by energizing the solenoid coil 13g (see FIG. 1) is used as the displacement means.

また、混合部１３ｃにおいては、ノズル１３ａから噴射する冷媒流の運動量と、蒸発器１６からエジェクタ１３に吸引される冷媒流の運動量との和が保存されるように混合するので、混合部１３ｃにおいても冷媒の静圧が上昇する。一方、ディフューザ１３ｄにおいて、冷媒通路断面積が徐々に拡大するため、冷媒の動圧が静圧に変換される。   In the mixing unit 13c, the mixing is performed so that the sum of the momentum of the refrigerant flow injected from the nozzle 13a and the momentum of the refrigerant flow sucked from the evaporator 16 to the ejector 13 is preserved. However, the static pressure of the refrigerant increases. On the other hand, in the diffuser 13d, the refrigerant passage cross-sectional area gradually increases, so that the dynamic pressure of the refrigerant is converted into a static pressure.

なお、本実施形態の圧縮機１１、ヒータ１７、ソレノイド１３ｇの作動は図示しない制御装置からの制御信号で制御されている。   The operations of the compressor 11, the heater 17, and the solenoid 13g according to the present embodiment are controlled by a control signal from a control device (not shown).

次に、上記構成において本実施形態の作動を図３のｐ−ｈ線図に基づいて説明する。ここで、図１中の点Ａ１〜Ａ９は、図３中の点Ａ１〜Ａ９に対応している。圧縮機１１が起動すると、気液分離器１４から気相冷媒が圧縮機１１に吸入され、圧縮された冷媒が放熱器１２に吐出される（Ａ７Ｇ→Ａ１）。そして、放熱器１２に流入した冷媒は空気へ放熱する、つまり空気により冷却される。本実施形態では冷媒が飽和液線を超えて過冷却される（Ａ１→Ａ２）。   Next, the operation of the present embodiment in the above configuration will be described based on the ph diagram of FIG. Here, points A1 to A9 in FIG. 1 correspond to points A1 to A9 in FIG. When the compressor 11 is started, the gas-phase refrigerant is sucked into the compressor 11 from the gas-liquid separator 14, and the compressed refrigerant is discharged to the radiator 12 (A7G → A1). The refrigerant flowing into the radiator 12 radiates heat to the air, that is, is cooled by the air. In the present embodiment, the refrigerant is supercooled beyond the saturated liquid line (A1 → A2).

放熱器１２から流出した冷媒は、ヒータ１７により加熱される。つまりヒータ１７によりエンタルピが増加して気液２相状態となる（Ａ２→Ａ３）。２相状態の冷媒は、エジェクタ１３のノズル１３ａに流入し、喉部１３ｅを通過して噴出口１３ｈから噴出して等エントロピ的に減圧膨張する（Ａ３→Ａ４）。この時、高速度で噴出する冷媒流の巻き込み作用により、蒸発器１６で蒸発した気相冷媒が気相冷媒流入口１３ｂから吸引される。   The refrigerant flowing out of the radiator 12 is heated by the heater 17. That is, the enthalpy is increased by the heater 17 and a gas-liquid two-phase state is obtained (A2 → A3). The refrigerant in the two-phase state flows into the nozzle 13a of the ejector 13, passes through the throat portion 13e, is ejected from the ejection port 13h, and isentropically decompressed and expanded (A3 → A4). At this time, the gas-phase refrigerant evaporated by the evaporator 16 is sucked from the gas-phase refrigerant inlet 13b by the entrainment effect of the refrigerant flow ejected at a high speed.

次に、蒸発器１６から吸引された冷媒とノズル１３ａから噴出冷媒とが混合部１３ｃで混合し（Ａ４→Ａ５、Ａ９→Ａ５）、ディフィーザ１３ｄにてその動圧が静圧に変換されて気液分離器１４に流入する。気液分離器１４の気相冷媒は圧縮機１１に吸引されて再びサイクルを循環する（Ａ７Ｇ→Ａ１）。なお、点Ａ７Ｇが飽和蒸気線上に位置しないのは気液分離器１４から圧縮機１１までの配管で吸熱するからである。   Next, the refrigerant sucked from the evaporator 16 and the refrigerant jetted from the nozzle 13a are mixed in the mixing unit 13c (A4 → A5, A9 → A5), and the dynamic pressure is converted into static pressure by the diffuser 13d. It flows into the liquid separator 14. The gas-phase refrigerant in the gas-liquid separator 14 is sucked into the compressor 11 and circulates through the cycle again (A7G → A1). The reason why the point A7G is not located on the saturated vapor line is that heat is absorbed by the pipe from the gas-liquid separator 14 to the compressor 11.

一方、エジェクタ１３にて蒸発器１６内の冷媒が吸引されるため、蒸発器１６には気液分離器１４から液相冷媒が流入し、その流入した冷媒は室内に吹き出す空気から吸熱して蒸発する（Ａ７Ｌ→Ａ９）。   On the other hand, since the refrigerant in the evaporator 16 is sucked by the ejector 13, the liquid-phase refrigerant flows into the evaporator 16 from the gas-liquid separator 14, and the refrigerant that flows in absorbs heat from the air blown into the room and evaporates. (A7L → A9).

また、ソレノイド１３ｇによるニードル弁１３ｆの変位、つまりノズル１３ａの開度は制御装置（図示せず）からの制御信号で制御される。これによると、例えば圧縮機１１が高回転、つまりエジェクタ１３に流入する冷媒が多い時にはノズル１３ａの開度を大きくして、ノズル１３ａ（エジェクタ１３）を通過する冷媒量を増やすことができる。したがって、エジェクタ１３の冷媒流れ下流側の蒸発器１６を流れる冷媒量が増えるため、冷凍（冷房）能力を向上することができる。   Further, the displacement of the needle valve 13f by the solenoid 13g, that is, the opening degree of the nozzle 13a is controlled by a control signal from a control device (not shown). According to this, for example, when the compressor 11 rotates at a high speed, that is, when there is a large amount of refrigerant flowing into the ejector 13, the opening degree of the nozzle 13a can be increased to increase the amount of refrigerant passing through the nozzle 13a (ejector 13). Therefore, since the amount of refrigerant flowing through the evaporator 16 on the downstream side of the refrigerant flow of the ejector 13 increases, the refrigeration (cooling) capacity can be improved.

次に、第１実施形態による作用効果を述べると、（１）気液２相状態の冷媒をノズル１３ａに流入させるため、ノズル効率が向上し、エジェクタサイクルのサイクル効率を向上できる。   Next, the operational effects of the first embodiment will be described. (1) Since the refrigerant in the gas-liquid two-phase state is caused to flow into the nozzle 13a, the nozzle efficiency is improved and the cycle efficiency of the ejector cycle can be improved.

より詳細に述べると、本実施形態では放熱器１２から流出した高圧冷媒がヒータ１７で加熱され、つまりエンタルピが増加されて気液２相状態でノズル１３ａに流入する。したがって、ノズル１３ａの喉部１３ｅで冷媒が沸騰しやすくなる。これにより、喉部１３ｅ通過後の冷媒流れの液滴が微粒化されて気液の速度差が低減した均質流に近づく。つまり、ノズル１３ａ入口での冷媒のエネルギ（入力ネルギ）を速度エネルギへ変換するノズル効率が高くなる。これにより、エジェクタサイクルのサイクル効率を向上できる。   More specifically, in this embodiment, the high-pressure refrigerant that has flowed out of the radiator 12 is heated by the heater 17, that is, the enthalpy is increased and flows into the nozzle 13a in a gas-liquid two-phase state. Therefore, the refrigerant is likely to boil at the throat 13e of the nozzle 13a. Thereby, the droplet of the refrigerant | coolant flow after passing through the throat part 13e is atomized, and it approaches the homogeneous flow in which the gas-liquid speed difference is reduced. That is, the nozzle efficiency for converting the refrigerant energy (input energy) at the inlet of the nozzle 13a into velocity energy is increased. Thereby, the cycle efficiency of the ejector cycle can be improved.

（２）上述の作用効果（１）を１つの喉部１３ｅを有するノズル１３ａを搭載したエジェクタ１３を使用したため、エジェクタ１３のコストを低減でき、さらにエジェクタ１３の体格を小さくすることができる。   (2) Since the ejector 13 equipped with the nozzle 13a having one throat portion 13e is used for the above-described operational effect (1), the cost of the ejector 13 can be reduced, and the size of the ejector 13 can be further reduced.

本実施形態では、１つの喉部１３ｅを有するノズル１３ａを備えるエジェクタ１３、つまり従来例（図１３）に比べて簡単な構造のエジェクタ１３で作用効果（１）を発揮させることができる。当然に、エジェクタ１３の加工が容易となるため、エジェクタ１３のコストを低減することができる。また、喉部１３ｅが１つであるため、従来例（図１３）のように喉部１３ｊ、１３ｋが直列的に並んでいる場合に比べて、特にエジェクタ本体の冷媒流れ方向の体格を小さくすることができる。つまり、従来例に比べてエジェクタサイクルの搭載空間が減少するため、搭載性能を向上することができる。   In the present embodiment, the effect (1) can be exhibited by the ejector 13 including the nozzle 13a having one throat portion 13e, that is, the ejector 13 having a simple structure as compared with the conventional example (FIG. 13). Naturally, since the processing of the ejector 13 becomes easy, the cost of the ejector 13 can be reduced. Moreover, since there is one throat portion 13e, the physique of the ejector body in the refrigerant flow direction is particularly reduced as compared with the case where the throat portions 13j and 13k are arranged in series as in the conventional example (FIG. 13). be able to. That is, since the mounting space for the ejector cycle is reduced as compared with the conventional example, the mounting performance can be improved.

（３）より断熱熱落差が大きい気液２相状態の冷媒をエジェクタ１３（ノズル１３ａ）に流入させるため、エジェクタ１３から流出する冷媒圧力、つまり圧縮機１１の吸入圧力を高くすることができる。   (3) Since the refrigerant in the gas-liquid two-phase state having a larger adiabatic heat drop is caused to flow into the ejector 13 (nozzle 13a), the refrigerant pressure flowing out from the ejector 13, that is, the suction pressure of the compressor 11 can be increased.

ここで、図１４に示すような過冷却度を有するエジェクタサイクル（以下比較例と称す）と本実施形態のｐ−ｈ線図（図３）を使用してサイクル効率を考える。ノズル１３ａの入口圧力と出口圧力を一定として考えると、ノズル１３ａ入口でのエンタルピが大きい時の方が断熱熱落差（冷媒のノズル１３ａ入口でのエンタルビからノズル１３ａ出口でのエンタルピを引いたもの）が大きくなる。これは、等エントロピ線はエンタルピが大きくなるほど傾きが大きくなり、ノズル１３ａでの冷媒の減圧膨張は等エントロピ的に行われるからである。   Here, the cycle efficiency is considered using an ejector cycle having a supercooling degree as shown in FIG. 14 (hereinafter referred to as a comparative example) and a ph diagram (FIG. 3) of the present embodiment. Assuming that the inlet pressure and outlet pressure of the nozzle 13a are constant, the adiabatic heat drop is greater when the enthalpy at the inlet of the nozzle 13a is larger (the enthalpy at the inlet of the nozzle 13a minus the enthalpy at the outlet of the nozzle 13a). Becomes larger. This is because the slope of the isentropic line increases as the enthalpy increases, and the decompression and expansion of the refrigerant in the nozzle 13a is performed isentropically.

したがって、ノズル１３ａ入口において冷媒が液相の時よりも、本発明のように液相よりもエンタルピが大きい気液２相状態の時の方が断熱熱落差は大きくなる。本実施形態の断熱熱落差Δｈは、従来例の断熱熱落差Δｈ’よりも大きくなっている。   Therefore, the adiabatic heat drop is larger in the gas-liquid two-phase state where the enthalpy is larger than the liquid phase as in the present invention, rather than when the refrigerant is in the liquid phase at the nozzle 13a inlet. The adiabatic heat drop Δh ′ of the present embodiment is larger than the adiabatic heat drop Δh ′ of the conventional example.

断熱熱落差Δｈ、Δｈ’は、エジェクタ１３の入力エネルギとしてノズル１３ａで速度エネルギに変換され、この速度エネルギがディフューザ１３ｄで圧力エネルギに変換される。したがって、断熱熱落差が大きいほどディフューザ１３ｄでの冷媒圧力の昇圧量が増加、つまり圧縮機１１の吸引側圧力が増加するため、エジェクタサイクルの効率を高めることができる。   The adiabatic heat drop Δh, Δh ′ is converted into velocity energy by the nozzle 13a as input energy of the ejector 13, and this velocity energy is converted into pressure energy by the diffuser 13d. Accordingly, the larger the heat insulation heat difference, the greater the amount of pressure increase of the refrigerant pressure in the diffuser 13d, that is, the suction side pressure of the compressor 11 is increased. Therefore, the efficiency of the ejector cycle can be increased.

したがって、断熱熱落差が大きい本実施形態のエジェクタ１３での昇圧量ΔＰの方が従来例のエジェクタ１３での昇圧量ΔＰ’よりも大きくなるため、エジェクタサイクルの効率が高くなる。図４は、ノズル１３ａ入口の冷媒状態以外（例えば冷媒循環量など）を同一とした場合のサイクル効率の変化を示したものである。上述したように気液２相状態でノズル１３ａに流入させた場合の方がサイクル効率が高くなることが確認されている。   Therefore, since the pressure increase ΔP in the ejector 13 of the present embodiment having a large adiabatic heat drop is larger than the pressure increase ΔP ′ in the ejector 13 of the conventional example, the efficiency of the ejector cycle is increased. FIG. 4 shows changes in cycle efficiency when the state other than the refrigerant state at the inlet of the nozzle 13a is the same (for example, the refrigerant circulation amount). As described above, it has been confirmed that the cycle efficiency is higher in the case of flowing into the nozzle 13a in the gas-liquid two-phase state.

（第２実施形態）
図５の本実施形態は、第１実施形態とほぼ同構成であるが、第１実施形態におけるヒータ１７に換えて発熱体である変位手段（ソレノイドコイル１３ｇ）の熱で放熱器１２から流出した冷媒を加熱する発熱体放熱部２０を備えている。 (Second Embodiment)
This embodiment of FIG. 5 has substantially the same configuration as that of the first embodiment, but instead of the heater 17 in the first embodiment, it flows out of the radiator 12 by the heat of the displacement means (solenoid coil 13g) that is a heating element. A heating element heat dissipating section 20 for heating the refrigerant is provided.

これによると、ヒータ１７を備えなくてもよいため、より簡単な構成で第１実施形態で述べた作用効果（１）〜（３）を有するエジェクタサイクルを構成できる。   According to this, since it is not necessary to provide the heater 17, an ejector cycle having the operational effects (1) to (3) described in the first embodiment can be configured with a simpler configuration.

（第３実施形態）
図６の本実施形態は、第１実施形態とほぼ同構成であるが、第１実施形態におけるヒータ１７に換えて圧縮機１１から吐出される高温高圧冷媒の熱で放熱器１２から流出した冷媒を加熱する吐出冷媒放熱部２１を備えている。 (Third embodiment)
The present embodiment in FIG. 6 has substantially the same configuration as the first embodiment, but the refrigerant that has flowed out of the radiator 12 by the heat of the high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from the compressor 11 instead of the heater 17 in the first embodiment. The discharge refrigerant heat dissipating part 21 is provided.

これによっても、ヒータ１７を備えなくてもよいため、より簡単な構成で第１実施形態で述べた作用効果（１）〜（３）を有するエジェクタサイクルを構成できる。   Also by this, since the heater 17 does not need to be provided, the ejector cycle having the effects (1) to (3) described in the first embodiment can be configured with a simpler configuration.

（第４実施形態）
図７の本実施形態は、第１実施形態とほぼ同構成であるが、ヒータ１７の冷媒流れ下流側部位に冷媒の圧力を減圧する減圧手段である第２減圧器２２が配置されている。図８のｐ−ｈ線図を使用して説明すると、ヒータ１７で加熱された冷媒は、第２減圧器２２での減圧により気液２相状態となる（Ａ３→Ａ３１）。 (Fourth embodiment)
This embodiment of FIG. 7 has substantially the same configuration as that of the first embodiment, but a second pressure reducer 22 that is a pressure reducing means for reducing the pressure of the refrigerant is disposed at the refrigerant flow downstream side portion of the heater 17. If it demonstrates using the ph diagram of FIG. 8, the refrigerant | coolant heated with the heater 17 will be in a gas-liquid two-phase state by the pressure_reduction | reduced_pressure in the 2nd pressure reduction device 22 (A3-> A31).

これにより、エジェクタ１３に流入する冷媒を確実に気液二相化することができる。さらに、ヒータ１７が冷媒に与える熱量を少なくすることができる。   Thereby, the refrigerant flowing into the ejector 13 can be reliably gas-liquid two-phased. Furthermore, the amount of heat given to the refrigerant by the heater 17 can be reduced.

なお、本実施形態においても第１実施形態で述べた作用効果（１）〜（３）を発揮することができる。   In this embodiment, the effects (1) to (3) described in the first embodiment can be exhibited.

（第５実施形態）
図９の本実施形態は、第１実施形態とほぼ同構成であるが、第１実施形態におけるヒータ１７を廃止したものである。そして、本実施形態の圧縮機１１、エジェクタ１３の開度を増減するニードル弁１３ｆを変位させるソレノイドコイル１３ｇ、および放熱器１２へ空気を送風する送風機１２ａは、電子制御装置（ＥＣＵ図示せず）からの制御信号で制御されている。さらに、この電子制御装置には、放熱器１２下流側の冷媒圧力、温度などがセンサ等から入力されている。 (Fifth embodiment)
The present embodiment in FIG. 9 has substantially the same configuration as the first embodiment, but the heater 17 in the first embodiment is eliminated. And the compressor 11 of this embodiment, the solenoid coil 13g which displaces the needle valve 13f which increases / decreases the opening degree of the ejector 13, and the air blower 12a which blows air to the heat radiator 12 are electronic control apparatuses (ECU not shown). It is controlled by the control signal from Furthermore, the refrigerant pressure, temperature, etc. downstream of the radiator 12 are input to this electronic control device from a sensor or the like.

そして、電子制御装置は放熱器１２下流側の冷媒圧力、温度などが予め与えられている冷媒が気液２相となる領域の圧力、温度となるように、圧縮機１１の作動、送風機１２ａの送風量（放熱器１２への熱負荷）、エジェクタ１３の開度（エジェクタ１３を通過する冷媒流量）を制御している。   The electronic control unit operates the compressor 11 and the blower 12a so that the refrigerant pressure, temperature, etc., on the downstream side of the radiator 12 are the pressure and temperature in the region where the refrigerant is in the gas-liquid two phase. The amount of air blown (heat load on the radiator 12) and the opening of the ejector 13 (flow rate of refrigerant passing through the ejector 13) are controlled.

これにより、第１実施形態に比べて、より簡単な構成で第１実施形態で述べた作用効果（１）〜（３）を有するエジェクタサイクルを構成できる。   Thereby, compared with 1st Embodiment, the ejector cycle which has the effect (1)-(3) described in 1st Embodiment with a simpler structure can be comprised.

（第６実施形態）
図１１に示す第６実施形態は、第１実施形態におけるヒータ１７を廃止し、圧縮機１１の吸入側と放熱器１２の出口側との間に内部熱交換器２３を設けている。この内部熱交換器２３により、放熱器１２出口側の高圧液冷媒を低温の低圧冷媒で冷却して、放熱器１２出口側の高圧液冷媒の過冷却度を増大させるようにしている。 (Sixth embodiment)
In the sixth embodiment shown in FIG. 11, the heater 17 in the first embodiment is eliminated, and an internal heat exchanger 23 is provided between the suction side of the compressor 11 and the outlet side of the radiator 12. The internal heat exchanger 23 cools the high-pressure liquid refrigerant on the outlet side of the radiator 12 with a low-temperature low-pressure refrigerant, thereby increasing the degree of supercooling of the high-pressure liquid refrigerant on the outlet side of the radiator 12.

そして、圧縮機１１の作動やエジェクタ１３の開度（エジェクタ１３を通過する冷媒流量）を制御して、エジェクタ１３に流入する冷媒を気液２相化する。   Then, the operation of the compressor 11 and the opening of the ejector 13 (the refrigerant flow rate passing through the ejector 13) are controlled to make the refrigerant flowing into the ejector 13 into a gas-liquid two-phase.

（第７実施形態）
図１２に示す第７実施形態は、気液分離器１４を廃止したエジェクタサイクルに本発明を適用した例を示すものである。 (Seventh embodiment)
The seventh embodiment shown in FIG. 12 shows an example in which the present invention is applied to an ejector cycle in which the gas-liquid separator 14 is eliminated.

本実施形態は、図１２に示すように、放熱器１２の出口側の冷媒通路は２つに分岐されており、一方の冷媒通路は第１減圧器１５および蒸発器１６を介してエジェクタ１３における気相冷媒流入口１３ｂに接続され、他方の冷媒通路はエジェクタ１３におけるノズル１３ａに直接接続されている。   In the present embodiment, as shown in FIG. 12, the refrigerant passage on the outlet side of the radiator 12 is branched into two, and one refrigerant passage is formed in the ejector 13 via the first decompressor 15 and the evaporator 16. The other refrigerant passage is directly connected to the nozzle 13a in the ejector 13 and is connected to the gas-phase refrigerant inlet 13b.

また、エジェクタ１３の出口側には、気液分離器１４に代えて第２蒸発器２４が設けられている。この第２蒸発器２４は、冷媒と室内に吹き出す空気とを熱交換させて冷媒を蒸発（吸熱）させることにより冷房能力を発揮するものである。そして、第２蒸発器２４から流出した冷媒は圧縮機１１に吸引され、圧縮される。   Further, a second evaporator 24 is provided on the outlet side of the ejector 13 instead of the gas-liquid separator 14. The second evaporator 24 exhibits cooling capability by exchanging heat between the refrigerant and the air blown into the room to evaporate the refrigerant (heat absorption). Then, the refrigerant flowing out from the second evaporator 24 is sucked into the compressor 11 and compressed.

因みに、本実施形態によると、２つの蒸発器１６、２４の冷凍能力を異ならせて、車室内の任意の２ヶ所の冷却、または別々の２つの車室をそれぞれ最適な温度で冷却することができる。   Incidentally, according to the present embodiment, the cooling capacity of the two evaporators 16 and 24 can be made different to cool any two locations in the passenger compartment or two separate passenger compartments at optimum temperatures. it can.

（第８実施形態）
本実施形態は、ノズル１３ａに流入する際の高圧冷媒の乾き度（以下、ノズル入口乾き度という）の制御方法を示すものである。 (Eighth embodiment)
The present embodiment shows a method for controlling the dryness of the high-pressure refrigerant when flowing into the nozzle 13a (hereinafter referred to as nozzle inlet dryness).

まず、ノズル１３ａにおける喉部１３ｅの冷媒通路面積、喉部１３ｅを通過する高圧冷媒の流量、およびノズル１３ａにおける冷媒出入口間の圧力差を検出し、それらの物理量に基づいてノズル入口乾き度をエネルギ保存則から演算する。   First, the refrigerant passage area of the throat portion 13e in the nozzle 13a, the flow rate of the high-pressure refrigerant passing through the throat portion 13e, and the pressure difference between the refrigerant inlet and outlet in the nozzle 13a are detected, and the dryness of the nozzle inlet is determined based on their physical quantities. Calculate from the conservation law.

次に、ノズル入口乾き度の演算結果とノズル入口乾き度の目標値とを比較し、ノズル入口乾き度に影響を及ぼす制御因子（すなわち、喉部１３ｅの冷媒通路面積、喉部１３ｅを通過する高圧冷媒の流量、ノズル１３ａにおける冷媒出入口間の圧力差）のうちどれかひとつ以上の因子を調節して、ノズル入口乾き度を目標値に制御する。   Next, the calculation result of the nozzle inlet dryness is compared with the target value of the nozzle inlet dryness, and a control factor that influences the nozzle inlet dryness (that is, the refrigerant passage area of the throat 13e and the throat 13e are passed through). The nozzle inlet dryness is controlled to a target value by adjusting one or more factors of the flow rate of the high-pressure refrigerant and the pressure difference between the refrigerant inlet and outlet of the nozzle 13a.

このように、ノズル入口乾き度を目標値に制御することにより、ノズル効率の向上効果やエジェクタサイクルの効率向上効果を確実に発揮させることができる。   Thus, by controlling the nozzle inlet dryness to the target value, the effect of improving the nozzle efficiency and the effect of improving the efficiency of the ejector cycle can be surely exhibited.

なお、ノズル入口乾き度を演算する際の、喉部１３ｅの冷媒通路面積、喉部１３ｅを通過する高圧冷媒の流量、ノズル１３ａにおける冷媒出入口間の圧力差の各物理量については、それらを直接的に検出したものであってもよいし、或いは以下詳述するように、それらの物理量を推定可能な代替物理量から求めたものでもよい。   It should be noted that the physical quantities of the refrigerant passage area of the throat portion 13e, the flow rate of the high-pressure refrigerant passing through the throat portion 13e, and the pressure difference between the refrigerant inlets and outlets of the nozzle 13a when calculating the nozzle inlet dryness are directly calculated. Or may be obtained from an alternative physical quantity that can be estimated as described in detail below.

例えば図２に示すような、喉部１３ｅの開度をニードル弁１３ｆにて増減する可変ノズルの場合は、ニードル弁１３ｆの位置情報から喉部１３ｅの冷媒通路面積を推定してもよい。   For example, in the case of a variable nozzle that increases or decreases the opening degree of the throat 13e with the needle valve 13f as shown in FIG. 2, the refrigerant passage area of the throat 13e may be estimated from the position information of the needle valve 13f.

喉部１３ｅを通過する高圧冷媒の流量は、圧縮機１１の回転数、圧縮機１１の１回転当たりの吐出容量、圧縮機１１に吸入される冷媒の密度、圧縮機１１の体積効率から演算してもよい。また、圧縮機１１に吸入される冷媒の密度は、圧縮機１１の吸入圧力或いはそれに準ずる低圧系圧力、および低圧系圧力を推定可能な温度（低圧２相域温度）で代用してもよい。   The flow rate of the high-pressure refrigerant passing through the throat 13e is calculated from the number of revolutions of the compressor 11, the discharge capacity per revolution of the compressor 11, the density of refrigerant sucked into the compressor 11, and the volume efficiency of the compressor 11. May be. In addition, the density of the refrigerant sucked into the compressor 11 may be substituted with the suction pressure of the compressor 11 or a low pressure system pressure corresponding to the suction pressure, and a temperature (low pressure two-phase region temperature) at which the low pressure system pressure can be estimated.

ノズル１３ａにおける冷媒出入口間の圧力差は、ノズル１３ａにおける冷媒入口圧力或いはそれに準ずる高圧系圧力、および高圧系圧力を推定可能な温度（高圧２相域温度）で代用したもののいずれか１つ以上の因子と、ノズル１３ａにおける冷媒出口圧力或いはそれに準ずる低圧系圧力、および低圧系圧力を推定可能な温度（低圧２相域温度）で代用したもののいずれか１つ以上の因子の差分として検出してよい。   The pressure difference between the refrigerant inlet and outlet in the nozzle 13a is any one or more of the refrigerant inlet pressure in the nozzle 13a or a high pressure system pressure equivalent thereto, and a temperature that can estimate the high pressure system pressure (high pressure two-phase region temperature). It may be detected as a difference between any one or more of a factor, a refrigerant outlet pressure in the nozzle 13a or a low-pressure system pressure equivalent thereto, and a temperature (low-pressure two-phase region temperature) that can estimate the low-pressure system pressure. .

また、ノズル入口乾き度を目標値に制御するための調整方法としては、以下詳述するように、上記制御因子を直接調整してもよいし、或いは間接的に調節する方法でもよい。   Further, as an adjustment method for controlling the nozzle inlet dryness to the target value, as described in detail below, the control factor may be adjusted directly or a method of adjusting it indirectly.

例えば図２に示すような、喉部１３ｅの開度をニードル弁１３ｆにて増減する可変ノズルの場合は、ニードル弁１３ｆの位置を調節して喉部１３ｅの冷媒通路面積を制御する。   For example, in the case of a variable nozzle that increases or decreases the opening of the throat 13e with the needle valve 13f as shown in FIG. 2, the refrigerant passage area of the throat 13e is controlled by adjusting the position of the needle valve 13f.

喉部１３ｅを通過する高圧冷媒の流量は、圧縮機１１の回転数、可変容量圧縮機１１の場合の吐出容量、サイクル中（例えばノズル１３ａの上流側）に設けた流量調節弁の開度を調整してもよい。   The flow rate of the high-pressure refrigerant passing through the throat 13e is determined by the number of revolutions of the compressor 11, the discharge capacity in the case of the variable capacity compressor 11, and the opening of the flow rate adjusting valve provided in the cycle (for example, upstream of the nozzle 13a) You may adjust.

ノズル１３ａにおける冷媒出入口間の圧力差は、冷凍サイクルの圧力バランスを変動させる因子を調節する。具体的には、例えば放熱器１２の冷却風量、放熱器１２の冷媒流量、蒸発器１６の冷却風量、蒸発器１６の冷媒流量、内部熱交換器２３の冷媒流量等を調節する。   The pressure difference between the refrigerant inlet and outlet in the nozzle 13a adjusts a factor that fluctuates the pressure balance of the refrigeration cycle. Specifically, for example, the cooling air volume of the radiator 12, the refrigerant flow rate of the radiator 12, the cooling air volume of the evaporator 16, the refrigerant flow rate of the evaporator 16, the refrigerant flow rate of the internal heat exchanger 23, and the like are adjusted.

因みに、放熱器１２、蒸発器１６、および内部熱交換器２３に対してバイパス回路を設け、そのバイパス回路を開閉することにより、放熱器１２の冷媒流量、蒸発器１６の冷媒流量、内部熱交換器２３の冷媒流量を調節することができる。   Incidentally, by providing a bypass circuit for the radiator 12, the evaporator 16, and the internal heat exchanger 23 and opening and closing the bypass circuit, the refrigerant flow rate of the radiator 12, the refrigerant flow rate of the evaporator 16, and the internal heat exchange are provided. The refrigerant flow rate of the vessel 23 can be adjusted.

なお、上気したノズル入口乾き度の算出に必要な因子および目標値への調整因子は一例であり、各制御因子を変動させるはたらきをもつ検出因子および調整因子であればよい。   Note that the factors necessary for calculating the above-described dryness of the nozzle inlet and the adjustment factors for the target value are merely examples, and any detection factors and adjustment factors may be used as long as each control factor is varied.

また、ノズル入口乾き度の目標値に関しては、各冷媒およびシステム毎に異なるが、物理的には乾き度０（飽和液状態）から乾き度１（飽和ガス状態）まで制御可能である。   Further, the target value of the nozzle inlet dryness differs depending on each refrigerant and system, but physically it can be controlled from the dryness 0 (saturated liquid state) to the dryness 1 (saturated gas state).

また、具体的な制御方法として、検出した物理量の信号を入力して演算してノズル入口乾き度を算出する方法でもよいが、予めそのシステムにおける検出信号に対する出力値をマップ化しておく方法でもよい。また、別の方法であっても検出因子および調整因子が含有されれば本発明の意図しているところと等価である。   Further, as a specific control method, a method of calculating a nozzle inlet dryness by inputting a signal of a detected physical quantity may be used, or a method of mapping an output value for a detection signal in the system in advance may be used. . Moreover, even if it is another method, if a detection factor and an adjustment factor are contained, it is equivalent to what the present invention intends.

他の実施形態
上述の実施形態では、ノズル１３ａに末広ノズルを使用した例を示したが、ノズル１３ａは１つの喉部１３ｅを有するものであれば、先細ノズル、ラバールノズルなど種々適用可能である。 Other Embodiments In the above-described embodiment, an example in which a divergent nozzle is used as the nozzle 13a has been shown. However, as long as the nozzle 13a has one throat portion 13e, various applications such as a tapered nozzle and a Laval nozzle are applicable.

また、上述の第２実施形態では、発熱体放熱部２０において、発熱体であるソレノイドコイル１３ｇが放熱器１２から流出した過冷却冷媒に放熱した例を示したが、発熱体はエジェクタサイクル中の圧縮機であってもよいし、サイクル外の発熱体、例えばエンジンなどであってもよい。   In the second embodiment described above, in the heating element heat radiating section 20, the solenoid coil 13g that is a heating element radiates heat to the supercooled refrigerant that has flowed out of the radiator 12, but the heating element is in the ejector cycle. It may be a compressor or a heating element outside the cycle, such as an engine.

また、上述の第４実施形態では、第２減圧器２２がヒータ１７で加熱された後の冷媒を減圧した例を示したが、第２減圧器２２をヒータ１７の上流に配置して加熱前の冷媒を減圧してもよいし、加熱中の冷媒を減圧してもよい。   Further, in the above-described fourth embodiment, the example in which the refrigerant after the second decompressor 22 is heated by the heater 17 is depressurized has been described. However, the second decompressor 22 is disposed upstream of the heater 17 before heating. The refrigerant may be decompressed, or the refrigerant being heated may be decompressed.

また、上述の第５実施形態では、電子制御装置が圧縮機１１の作動、送風機１２ａの送風量、エジェクタ１３の開度を同時に制御した例を示したが、これらの制御は独立して行うことが可能であるため、いずれか１つの制御のみを行ってもよい。また、例えは送風量とエジェクタ開度のように、任意の２つの制御を行うものであってもよい。   In the fifth embodiment described above, the electronic control device controls the operation of the compressor 11, the blower amount of the blower 12 a, and the opening degree of the ejector 13 at the same time. However, these controls are performed independently. Therefore, only one of the controls may be performed. Further, for example, two arbitrary controls may be performed, such as an air flow rate and an ejector opening degree.

また、上述の実施形態では本発明を車両用空調装置に適用した例を示したが、本発明を車両用空調装置に限らず、給湯器用のヒートポンプサイクルなどの蒸気圧縮式サイクルに適用してもよい。また、設置場所は車両のような移動体に限られるものではなく定置固定されていてもよいのは当然である。   Moreover, although the example which applied this invention to the vehicle air conditioner was shown in the above-mentioned embodiment, even if this invention is applied not only to a vehicle air conditioner but to vapor compression-type cycles, such as a heat pump cycle for water heaters. Good. Also, the installation location is not limited to a moving body such as a vehicle, and it may be fixed.

また、上述の実施形態では冷媒の種類を限定していないが冷媒は、フロン系冷媒、ＨＣ系冷媒、ＣＯ２冷媒などが適用可能である。なお、二酸化炭素冷媒を冷媒として使用する場合には、二酸化炭素が高圧側で臨界点を超えない場合に上述した作用効果を発揮させることができる。 The refrigerant is not limited to the type of refrigerant in the above embodiments, the fluorocarbon refrigerant, HC-based refrigerant, CO, etc. 2 refrigerant is applicable. When carbon dioxide refrigerant is used as the refrigerant, the above-described effects can be exhibited when carbon dioxide does not exceed the critical point on the high pressure side.

また、冷媒として非共沸性冷媒（Ｒ４０４Ａ等）または擬似共沸冷媒（Ｒ４１０Ａ等）を用いる場合は、２相域においても圧力と温度の間に１対１の関係が成立することから、ノズル１３ａの冷媒入口側の冷媒圧力とノズル１３ａの冷媒入口側の冷媒温度とに基づいてノズル入口乾き度を算出してもよい。そして、そのノズル入口乾き度の算出結果に基づいてノズル入口乾き度に影響を及ぼす因子のうち１つ以上の因子を調整することにより、ノズル入口乾き度を目標値に制御するようにしてもよい。   Further, when a non-azeotropic refrigerant (R404A or the like) or a pseudo-azeotropic refrigerant (R410A or the like) is used as the refrigerant, a one-to-one relationship is established between the pressure and the temperature even in the two-phase region. The nozzle inlet dryness may be calculated based on the refrigerant pressure on the refrigerant inlet side of 13a and the refrigerant temperature on the refrigerant inlet side of the nozzle 13a. The nozzle inlet dryness may be controlled to a target value by adjusting one or more factors among the factors affecting the nozzle inlet dryness based on the calculation result of the nozzle inlet dryness. .

なお、ノズル１３ａの冷媒入口側の冷媒圧力、およびノズル１３ａの冷媒入口側の冷媒温度の各物理量については、それらを直接的に検出したものであってもよいし、或いはそれらの物理量を推定可能な代替物理量から求めたものでもよい。   The physical quantities of the refrigerant pressure on the refrigerant inlet side of the nozzle 13a and the refrigerant temperature on the refrigerant inlet side of the nozzle 13a may be detected directly, or the physical quantities can be estimated. It may be obtained from an alternative physical quantity.

また、上述の第１〜第６実施形態では、気液分離器１４で分離された液相冷媒を、１つの蒸発器１６にて蒸発させてエジェクタ１３における気相冷媒流入口１３ｂに供給させる例を示したが、気液分離器１４で分離された液相冷媒を、複数の蒸発器１６にて蒸発させてエジェクタ１３における気相冷媒流入口１３ｂに供給させるようにしたエジェクタサイクルにも、本発明は適用することができる。   In the first to sixth embodiments described above, an example in which the liquid-phase refrigerant separated by the gas-liquid separator 14 is evaporated by one evaporator 16 and is supplied to the gas-phase refrigerant inlet 13 b in the ejector 13. In the ejector cycle in which the liquid-phase refrigerant separated by the gas-liquid separator 14 is evaporated by the plurality of evaporators 16 and supplied to the gas-phase refrigerant inlet 13b in the ejector 13. The invention can be applied.

本発明を車両用空調装置の冷凍サイクルに適用した第１実施形態を示す模式図である。1 is a schematic diagram showing a first embodiment in which the present invention is applied to a refrigeration cycle of a vehicle air conditioner. 本発明の第１実施形態に係るエジェクタの断面図である。It is sectional drawing of the ejector which concerns on 1st Embodiment of this invention. 第１実施形態および比較例のｐ−ｈ線図である。It is a ph diagram of a 1st embodiment and a comparative example. エジェクタ入口の冷媒状態とサイクル性能との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between the refrigerant | coolant state of an ejector inlet, and cycle performance. 本発明の第２実施形態に係るエジェクタサイクルの模式図である。It is a schematic diagram of the ejector cycle which concerns on 2nd Embodiment of this invention. 発明の第３実施形態に係るエジェクタサイクルの模式図である。It is a schematic diagram of the ejector cycle which concerns on 3rd Embodiment of invention. 本発明の第４実施形態に係るエジェクタサイクルの模式図である。It is a schematic diagram of the ejector cycle which concerns on 4th Embodiment of this invention. 第４実施形態のｐ−ｈ線図である。It is a ph diagram of the fourth embodiment. 本発明の第５実施形態に係るエジェクタサイクルの模式図である。It is a schematic diagram of the ejector cycle which concerns on 5th Embodiment of this invention. 第５実施形態のｐ−ｈ線図である。It is a ph diagram of the fifth embodiment. 本発明の第６実施形態に係るエジェクタサイクルの模式図である。It is a schematic diagram of the ejector cycle which concerns on 6th Embodiment of this invention. 本発明の第７実施形態に係るエジェクタサイクルの模式図である。It is a schematic diagram of the ejector cycle which concerns on 7th Embodiment of this invention. 特許文献１に係るエジェクタの断面図である。It is sectional drawing of the ejector which concerns on patent document 1. FIG. 比較例のエジェクタサイクルを示す模式図である。It is a schematic diagram which shows the ejector cycle of a comparative example.

符号の説明Explanation of symbols

１１…圧縮機発熱体、１２…放熱器、１２ａ…送風機、１３…エジェクタ、１３ａ…ノズル、１３ｂ…気相冷媒流入口、１３ｄ…ディフューザ、１３ｅ…喉部、１３ｆ…ニードル弁弁手段、１３ｇ…ソレノイドコイル発熱体、１４…気液分離器、１６…蒸発器、１７…ヒータ加熱手段、２０…発熱体放熱部、２１…吐出冷媒放熱部、２２…第２減圧器減圧手段。
DESCRIPTION OF SYMBOLS 11 ... Compressor heating element, 12 ... Radiator, 12a ... Blower, 13 ... Ejector, 13a ... Nozzle, 13b ... Gas-phase refrigerant inlet, 13d ... Diffuser, 13e ... Throat, 13f ... Needle valve valve means, 13g ... Solenoid coil heating element, 14 ... gas-liquid separator, 16 ... evaporator, 17 ... heater heating means, 20 ... heating element heat radiation part, 21 ... discharged refrigerant heat radiation part, 22 ... second decompressor pressure reduction means.

Claims (13)

冷媒を高圧状態にする圧縮機（１１）と、
前記圧縮機（１１）から吐出した前記高圧冷媒の熱を放熱する放熱器（１２）と、
液相冷媒を蒸発させて吸熱する蒸発器（１６）と、
冷媒通路面積が最も縮小する１つの喉部（１３ｅ）を有し、前記放熱器（１２）から流出した前記高圧冷媒が前記喉部（１３ｅ）を通過して等エントロピ的に減圧膨張するノズル（１３ａ）と、前記ノズル（１３ａ）から噴出する高い速度の冷媒流により前記蒸発器（１６）にて蒸発した気相冷媒が内部に吸引される気相冷媒流入口（１３ｂ）と、冷媒通路断面積を拡大して冷媒の圧力を昇圧するディフューザ（１３ｄ）とを有するエジェクタ（１３）とを備え、
前記エジェクタ（１３）から流出した気相冷媒は前記圧縮機（１１）に吸引され、前記エジェクタ（１３）から流出した液相冷媒は前記蒸発器（１６）へ流入するようになっており、
前記放熱器（１２）から流出した前記高圧冷媒は、気液２相状態で前記ノズル（１３ａ）に流入するようになっていることを特徴とするエジェクタサイクル。 A compressor (11) for bringing the refrigerant into a high pressure state;
A radiator (12) for radiating heat of the high-pressure refrigerant discharged from the compressor (11);
An evaporator (16) that absorbs heat by evaporating the liquid-phase refrigerant;
A nozzle having one throat portion (13e) in which the refrigerant passage area is reduced most, and the high-pressure refrigerant flowing out of the radiator (12) passes through the throat portion (13e) and isentropically decompressed and expanded ( 13a), a gas-phase refrigerant inlet (13b) into which the vapor-phase refrigerant evaporated in the evaporator (16) by the high-speed refrigerant flow ejected from the nozzle (13a) is sucked into the refrigerant passage, An ejector (13) having a diffuser (13d) for expanding the area and increasing the pressure of the refrigerant,
The gas-phase refrigerant that has flowed out of the ejector (13) is sucked into the compressor (11), and the liquid-phase refrigerant that has flowed out of the ejector (13) flows into the evaporator (16),
The ejector cycle characterized in that the high-pressure refrigerant that has flowed out of the radiator (12) flows into the nozzle (13a) in a gas-liquid two-phase state. 前記エジェクタ（１３）において、前記ノズル（１３ａ）の開度を増減する弁手段（１３ｆ）を備え、
前記弁手段（１３ｆ）が前記ノズル（１３ａ）の開度を増減することにより、前記放熱器（１２）から流出した前記高圧冷媒が気液２相状態で前記ノズル（１３ａ）に流入するようになっていることを特徴とする請求項１に記載のエジェクタサイクル。 The ejector (13) includes valve means (13f) for increasing or decreasing the opening of the nozzle (13a),
The valve means (13f) increases or decreases the opening of the nozzle (13a) so that the high-pressure refrigerant flowing out of the radiator (12) flows into the nozzle (13a) in a gas-liquid two-phase state. The ejector cycle according to claim 1, wherein: 前記放熱器（１２）へ前記高圧冷媒と熱交換する空気を送風する送風機（１２ａ）を備え、
前記送風機（１２ａ）が送風量を増減することにより、前記放熱器（１２）から流出した前記高圧冷媒が気液２相状態で前記ノズル（１３ａ）に流入するようになっていることを特徴とする請求項１または２に記載のエジェクタサイクル。 A fan (12a) for blowing air to exchange heat with the high-pressure refrigerant to the radiator (12),
The high-pressure refrigerant that has flowed out of the radiator (12) flows into the nozzle (13a) in a gas-liquid two-phase state when the blower (12a) increases or decreases the amount of blown air. The ejector cycle according to claim 1 or 2. 前記圧縮機（１１）から吐出した前記高圧冷媒は、前記放熱器（１２）にて過冷却されて過冷却液相冷媒となり、前記過冷却液相冷媒はエンタルピが所定量増加されることにより気液２相状態となって前記ノズル（１３ａ）に流入するようになっていることを特徴とする請求項１に記載のエジェクタサイクル。 The high-pressure refrigerant discharged from the compressor (11) is supercooled by the radiator (12) to become a supercooled liquid phase refrigerant, and the supercooled liquid phase refrigerant is gasified by increasing the enthalpy by a predetermined amount. The ejector cycle according to claim 1, wherein the ejector cycle is in a liquid two-phase state and flows into the nozzle (13a). 前記放熱器（１２）と前記エジェクタ（１３）との間の部位に配置される加熱手段（１７）を備え、
前記加熱手段（１７）が前記過冷却液相冷媒を加熱することにより、前記過冷却液相冷媒のエンタルピを所定量増加させることを特徴とする請求項４に記載のエジェクタサイクル。 Heating means (17) disposed at a portion between the radiator (12) and the ejector (13);
The ejector cycle according to claim 4, wherein the heating means (17) increases the enthalpy of the supercooled liquid phase refrigerant by a predetermined amount by heating the supercooled liquid phase refrigerant. 前記加熱手段は、作動により発熱する発熱体（１１、１３ｇ）の熱を前記過冷却液相冷媒に放熱させる発熱体放熱部（２０）であることを特徴とする請求項５に記載のエジェクタサイクル。 6. The ejector cycle according to claim 5, wherein the heating means is a heating element heat radiating section (20) for radiating heat of the heating element (11, 13g) that generates heat upon operation to the supercooled liquid phase refrigerant. . 前記加熱手段は、前記圧縮機（１１）から吐出された高温冷媒の熱を前記過冷却冷媒に放熱させる吐出冷媒放熱部（２１）であることを特徴とする請求項５に記載のエジェクタサイクル。 The ejector cycle according to claim 5, wherein the heating means is a discharge refrigerant heat radiating section (21) for radiating heat of the high-temperature refrigerant discharged from the compressor (11) to the supercooled refrigerant. 前記放熱器（１２）と前記エジェクタ（１３）との間の部位に冷媒圧力を減圧する減圧手段（２２）を備えることを特徴とする請求項４ないし７のいずれか１つに記載のエジェクタサイクル。 The ejector cycle according to any one of claims 4 to 7, further comprising a decompression means (22) for decompressing a refrigerant pressure at a portion between the radiator (12) and the ejector (13). . 前記冷媒は、フロン系冷媒、ＨＣ系冷媒、ＣＯ２冷媒のいずれか１つであることを特徴とする請求項１ないし８のいずれか１つに記載のエジェクタサイクル。 The refrigerant, chlorofluorocarbon refrigerants, HC-based refrigerant, an ejector cycle according to any one of claims 1 to 8, characterized in that any one of the CO 2 refrigerant. 前記ノズル（１３ａ）に流入する際の前記高圧冷媒の乾き度をノズル入口乾き度としたとき、前記ノズル入口乾き度を目標値に制御することを特徴とする請求項１に記載のエジェクタサイクルの制御方法。 2. The ejector cycle according to claim 1, wherein when the dryness of the high-pressure refrigerant when flowing into the nozzle (13 a) is defined as a nozzle inlet dryness, the nozzle inlet dryness is controlled to a target value. 3. Control method. 前記喉部（１３ｅ）の冷媒通路面積、前記喉部（１３ｅ）を通過する前記高圧冷媒の流量、および前記ノズル（１３ａ）における冷媒出入口間の圧力差に基づいて前記ノズル入口乾き度を算出し、
前記ノズル入口乾き度の算出結果に基づいて前記ノズル入口乾き度に影響を及ぼす因子のうち１つ以上の因子を調整することを特徴とする請求項１０に記載のエジェクタサイクルの制御方法。 The nozzle inlet dryness is calculated based on the refrigerant passage area of the throat (13e), the flow rate of the high-pressure refrigerant passing through the throat (13e), and the pressure difference between the refrigerant inlets and outlets of the nozzle (13a). ,
The method for controlling an ejector cycle according to claim 10, wherein one or more factors affecting the nozzle inlet dryness are adjusted based on the calculation result of the nozzle inlet dryness. 前記冷媒は、非共沸性冷媒または擬似共沸性冷媒であり、
前記ノズル（１３ａ）の冷媒入口側の冷媒圧力、および前記ノズル（１３ａ）の冷媒入口側の冷媒温度に基づいて前記ノズル入口乾き度を算出し、
前記ノズル入口乾き度の算出結果に基づいて前記ノズル入口乾き度に影響を及ぼす因子のうち１つ以上の因子を調整することを特徴とする請求項１０に記載のエジェクタサイクルの制御方法。 The refrigerant is a non-azeotropic refrigerant or a pseudo-azeotropic refrigerant,
Based on the refrigerant pressure on the refrigerant inlet side of the nozzle (13a) and the refrigerant temperature on the refrigerant inlet side of the nozzle (13a), the nozzle inlet dryness is calculated,
The method for controlling an ejector cycle according to claim 10, wherein one or more factors affecting the nozzle inlet dryness are adjusted based on the calculation result of the nozzle inlet dryness. 前記冷媒は、フロン系冷媒、ＨＣ系冷媒、ＣＯ２冷媒のいずれか１つであることを特徴とする請求項１０ないし１２のいずれか１つに記載のエジェクタサイクルの制御方法。
The refrigerant, chlorofluorocarbon refrigerants, HC-based refrigerant, the control method of the ejector cycle according to any one of claims 10 to 12, characterized in that any one of the CO 2 refrigerant.
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