JP2013036621A - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

【課題】複雑な制御を必要とすることなく、異なる温度帯となる複数の冷却対象空間を冷却可能に構成された冷凍サイクル装置のサイクル効率を向上させる。
【解決手段】分岐部１３からエジェクタ１４のノズル部１４ａへ流入する冷媒流量と分岐部１３から吸引側蒸発器２１側へ流入する冷媒流量との流量比を、予め高いサイクル効率を発揮できる値に設定しておき、さらに、エジェクタ１４のディフューザ部１４ｄから流出した冷媒を蒸発させる流出側蒸発器１６の熱交換コア部を冷蔵室Ｃｉを冷却するための冷却能力を発揮する第１コア部１６ａと冷凍室Ｆｒを冷却するための冷却能力を発揮する第２コア部１６ｂとに区画し、冷蔵室Ｃｉを第１コア部１６ａにて発揮される冷却能力によって冷却し、冷凍室Ｆｒを第２コア部１６ｂおよび吸引側蒸発器２１にて発揮される冷却能力によって冷却する。
【選択図】図１

Description

本発明は、異なる温度帯となる複数の冷却対象空間を冷却する冷凍サイクル装置に関する。

従来、特許文献１に、冷蔵庫に適用された蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置が開示されている。この特許文献１の冷凍サイクル装置は、冷蔵室や冷凍室といった異なる温度帯となる２つの冷却対象空間を冷却するために、冷蔵室へ送風される送風空気を冷却する冷蔵室側蒸発器と、冷凍室へ送風される送風空気を冷却する冷凍室側蒸発器とを備えている。

そして、冷蔵室および冷蔵室の双方を冷却する際には、低圧冷媒を冷蔵室側蒸発器→冷凍室側蒸発器の順に流入させて蒸発させる冷媒回路に切り替え、冷凍室のみを冷却する際には、低圧冷媒を冷凍室側蒸発器のみに流入させて蒸発させる冷媒回路に切り替えている。さらに、特許文献１の冷凍サイクル装置では、冷蔵室あるいは冷凍室の温度が目標温度に近づくように圧縮機の冷媒吐出能力を制御して、双方の蒸発器にて発揮される冷却能力を調整している。

また、特許文献２には、冷媒減圧手段としてエジェクタを採用した冷凍サイクル装置（以下、エジェクタ式冷凍サイクルという。）が開示されている。この特許文献２のエジェクタ式冷凍サイクルは、エジェクタのディフューザ部（昇圧部）から流出した冷媒を蒸発させる流出側蒸発器と、エジェクタの冷媒吸引口へ吸引される冷媒を蒸発させる吸引側蒸発器とを備えている。

ここで、この種のエジェクタ式冷凍サイクルでは、エジェクタのノズル部から噴射される噴射冷媒の吸引作用によって吸引側蒸発器から流出した冷媒を冷媒吸引口から吸引し、ディフューザ部にて噴射冷媒と吸引冷媒との混合冷媒の運動エネルギを圧力エネルギに変換して圧縮機の吸入側へ流出させる。これにより、通常の冷凍サイクルよりも圧縮機吸入冷媒の圧力を上昇させることができ、圧縮機の駆動動力を低減させてサイクル効率（ＣＯＰ）を向上させることができる。

さらに、特許文献２のエジェクタ式冷凍サイクルでは、ディフューザ部の出口側に流出側蒸発器を配置しているので、流出側蒸発器の冷媒蒸発圧力が、ディフューザ部にて昇圧された冷媒圧力になり、エジェクタのノズル部で減圧された冷媒と同等の圧力となる吸引側蒸発器の冷媒蒸発圧力よりも高くなる。従って、流出側蒸発器の冷媒蒸発温度が吸引側蒸発器の冷媒蒸発温度よりも高くなる。

そこで、特許文献２では、エジェクタ式冷凍サイクルを車両に適用して、流出側蒸発器にて冷却された送風空気を車室内へ送風して車室内の空調を行い、吸引側蒸発器にて冷却された送風空気を車載冷蔵庫内へ送風して庫内を冷却している。つまり、特許文献２では、異なる温度帯となる２つの冷却対象空間を冷却するためにエジェクタ式冷凍サイクルを用いている。

特開２０１１−６４４１２号公報 特許第３９３１８９９号公報

ところで、特許文献１の冷凍サイクル装置では、冷蔵室および冷凍室の双方を冷却する際に、冷蔵室側蒸発器および冷凍室側蒸発器が冷媒流れに対して直列に接続され、双方の蒸発器の冷媒蒸発温度が同等となる。

このため、冷凍室内を充分に冷却できる程度（例えば、−２０℃以下）まで、双方の蒸発器の冷媒蒸発温度を低下させると、冷蔵室側の過度な除湿が進行して冷蔵室内に保存されている食品が乾燥してしまうといった問題や、双方の蒸発器に着霜が生じて冷凍室内および冷蔵室内を、それぞれに要求される温度まで適切に冷却できなくなってしまうといった問題が生じ得る。

一方、双方の蒸発器の冷媒蒸発温度を、冷蔵室内を冷却できる程度の温度（例えば、０℃〜５℃程度）としてしまうと、冷凍室内を要求される温度まで冷却することができなくなってしまう。従って、特許文献１の冷凍サイクル装置では、冷蔵室および冷凍室の適切な冷却を実現するために、冷媒流路の切替制御や圧縮機の能力制御を組み合わせた複雑な制御を行っている。

これに対して、特許文献２のエジェクタ式冷凍サイクルを、特許文献１の冷蔵庫に適用し、流出側蒸発器を冷蔵室側蒸発器として用い、吸引側蒸発器を冷凍室側蒸発器として用いれば、サイクル構成を切り替えることなく双方の蒸発器の冷媒蒸発温度を異なる温度帯とすることができる。従って、特許文献１に対して、簡素な制御で冷蔵室および冷凍室の適切な冷却を実現することが期待できる。

ところが、特許文献２のエジェクタ式冷凍サイクルでは、放熱器から流出した冷媒の流れを分岐部にて分岐し、分岐された一方の冷媒をエジェクタのノズル部へ流入させ、他方の冷媒を吸引側蒸発器を介して、エジェクタの冷媒吸引口から吸引させるサイクル構成を採用している。

このため、分岐部からエジェクタ側へ流入させる冷媒流量と分岐部から吸引側蒸発器側へ流入させる冷媒流量との流量比を適切な値に調整しなければ、高いサイクル効率（ＣＯＰ）を発揮させながらサイクルを作動させることができない。

例えば、分岐部からエジェクタのノズル部側へ流入させる冷媒流量を増加させることで、エジェクタの駆動流を増加させてエジェクタの冷媒吸引性能および冷媒昇圧性能を向上させることができるものの、分岐部から吸引側蒸発器側へ流入する冷媒流量が減少してしまう。その結果、吸引側蒸発器にて発揮される冷却能力が低下して、高いサイクル効率を発揮できなくなってしまう。

逆に、吸引側蒸発器の冷却能力を増加させるために、分岐部から吸引側蒸発器側へ流入させる冷媒流量を増加させると、分岐部からエジェクタのノズル部側へ流入する冷媒流量が減少して、エジェクタの駆動流が減少してしまう。その結果、エジェクタの冷媒吸引性能および冷媒昇圧性能が低下して、高いサイクル効率を発揮できなくなってしまう。

本発明は上記点に鑑みて、複雑な制御を必要とすることなく、異なる温度帯となる複数の冷却対象空間を冷却可能に構成された冷凍サイクル装置のサイクル効率を向上させることを目的とする。

上記目的を達成するため、請求項１に記載の発明では、異なる温度帯となる第１、第２冷却対象空間（Ｃｉ、Ｆｒ）を冷却する蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置であって、
サイクル内の冷媒の流れを分岐する分岐部（１３）と、分岐部（１３）にて分岐された一方の冷媒を蒸発させる第１蒸発器（１６）と、分岐部（１３）にて分岐された他方の冷媒を第１蒸発器（１６）の冷媒蒸発温度よりも低い温度で蒸発させる第２蒸発器（２１）とを備え、
第１蒸発器（１６）は、第１冷却対象空間（Ｃｉ）を冷却するために用いられる第１冷却能力（Ｑｈ＿ｃ）を発揮する第１部位（１６ａ）と第２冷却対象空間（Ｆｒ）を冷却するために用いられる第２冷却能力（Ｑｈ＿ｆ）を発揮する第２部位（１６ｂ）とに区画され、第２蒸発器（２１）は、第２冷却対象空間（Ｆｒ）を冷却するために用いられていることを特徴とする。

これによれば、第１、第２冷却対象空間（Ｃｉ、Ｆｒ）を冷却するために第１蒸発器（１６）を用い、第２冷却対象空間（Ｆｒ）を冷却するために第１蒸発器（１６）よりも低い温度で冷媒を蒸発させる第２蒸発器（２１）を用いるので、サイクルの冷媒流路の切り替えや冷凍サイクル装置の圧縮機の複雑な能力制御を必要とすることなく、第２冷却対象空間（Ｆｒ）を第１冷却対象空間（Ｃｉ）よりも低い温度に冷却することができる。

さらに、第１蒸発器（１６）が第１部位（１６ａ）と第２部位（１６ｂ）に区画されているので、第１蒸発器（１６）へ流入する冷媒流量を増加させることで、双方の冷却対象空間（Ｃｉ、Ｆｒ）の冷却能力を上昇させることができる。換言すると、一方の冷却対象空間の冷却能力を増加させた際に、他方の冷却対象空間の冷却能力が低下してしまうことがない。

さらに、分岐部（１３）から第１蒸発器（１６）側へ流出させる冷媒流量と第２蒸発器（２１）側へ流出させる冷媒流量との流量比（Ｇｅ／Ｇｎｏｚ）が変化しても、第１冷却能力（Ｑｈ＿ｃ）と第２冷却能力（Ｑｈ＿ｆ）との第１蒸発器（１６）における冷却能力比（Ｑｈ＿ｃ／Ｑｈ＿ｆ）の変化が少ない。換言すると、流量比（Ｇｅ／Ｇｎｏｚ）と第１蒸発器（１６）における冷却能力比（Ｑｈ＿ｃ／Ｑｈ＿ｆ）とを独立して調整することができる。

従って、分岐部（１３）における流量比（Ｇｅ／Ｇｎｏｚ）を予め冷凍サイクル装置全体として高いサイクル効率（ＣＯＰ）を発揮させることのできる値に設定しておくことで、複雑な制御を必要とすることなく、異なる温度帯となる第１、第２冷却対象空間（Ｃｉ、Ｆｒ）を冷却可能に構成された冷凍サイクル装置のサイクル効率を向上させることができる。

請求項２に記載の発明では、請求項１に記載の冷凍サイクル装置において、第１蒸発器は、内部を流通する冷媒と第１、第２冷却対象空間（Ｃｉ、Ｆｒ）へ送風される送風空気とを熱交換させる第１冷却用熱交換器（１６）であり、第２蒸発器は、内部を流通する冷媒と第２冷却対象空間（Ｆｒ）へ送風される送風空気とを熱交換させる第２冷却用熱交換器（２１）であり、第１蒸発器（１６）のうち、第１部位（１６ａ）を構成する熱交換領域の第１面積（Ａ１）と第２部位（１６ｂ）を構成する熱交換領域の第２面積（Ａ２）との面積比（Ａ１／Ａ２）が、第１冷却対象空間（Ｃｉ）を冷却するために必要な冷却能力（Ｑｃ）と第２冷却対象空間（Ｆｒ）を冷却するために必要な冷却能力（Ｑｆ）との冷却能力比（Ｑｆ／Ｑｃ）に基づいて決定されていることを特徴とする。

これによれば、第１蒸発器（１６）における第１部位（１６ａ）の第１面積（Ａ１）と第２部位（１６ｂ）の第２面積（Ａ２）との面積比（Ａ１／Ａ２）を、冷却能力比（Ｑｆ／Ｑｃ）に能力に応じて決定しているので、第１蒸発器（１６）を容易に、かつ、適切に第１部位（１６ａ）と第２部位（１６ｂ）に区画することができる。

さらに、具体的に、請求項３に記載された発明のように、請求項２に記載の冷凍サイクル装置において、第１面積をＡ１とし、第２面積をＡ２とし、第２蒸発器（２１）にて発揮される冷却能力をＱｌとし、第１冷却対象空間（Ｃｉ）を冷却するために必要な冷却能力をＱｃとし、第２冷却対象空間（Ｆｒ）を冷却するために必要な冷却能力をＱｆとしたときに、
Ａ１／Ａ２＝Ｑｃ／（Ｑｆ−Ｑｌ）
となっていてもよい。

請求項４に記載の発明では、請求項１ないし３のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置において、第１冷却対象空間（Ｃｉ）へ空気を送風する第１送風手段（１７）と、第２冷却対象空間（Ｆｒ）へ空気を送風する第２送風手段（１８）とを備え、第１蒸発器は、内部を流通する冷媒と第１、第２送風手段（１７、１８）によって送風された第１、第２送風空気とを熱交換させる第１冷却用熱交換器（１６）であり、第２蒸発器は、内部を流通する冷媒と第２送風手段（１８）によって送風された第２送風空気とを熱交換させる第２冷却用熱交換器（２１）であり、第１送風空気の風量（Ｑａｉｒ１）は、第１冷却対象空間（Ｃｉ）の温度が第１目標温度（Ｔｃ）に近づくように決定され、第２送風空気の風量（Ｑａｉｒ２）は、第２冷却対象空間（Ｆｒ）の温度が第２目標温度（Ｔｆ）に近づくように決定されることを特徴とする。

これによれば、第１、第２送風手段（１７、１８）の送風量を個別に調整することができるので、容易に第１、第２冷却対象空間（Ｃｉ、Ｆｒ）の温度を所望の目標温度（Ｔｃ、Ｔｆ）に近づけることができる。

さらに、具体的なサイクル構成として、請求項１ないし４のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置において、請求項５に記載された発明のように、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）と、圧縮機（１１）から吐出された冷媒を放熱させる放熱器（１２）と、分岐部（１３）にて分岐された一方の冷媒を減圧させて第１蒸発器（１６）側へ流出させる第１蒸発器用減圧手段（２５ａ）と、分岐部（１３）にて分岐された他方の冷媒を減圧させて第２蒸発器（２１）側へ流出させる第２蒸発器用減圧手段（１５ａ）とを備え、分岐部（１３）は、前記放熱器（１２）から流出した冷媒の流れを分岐するようになっていてもよい。

また、請求項６に記載された発明のように、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）と、圧縮機（１１）から吐出された冷媒を放熱させる放熱器（１２）と、放熱器（１２）から流出した冷媒を減圧させて分岐部（１３）入口側へ流出させる分岐部用減圧手段（１５ａ）と、分岐部（１３）にて分岐された他方の冷媒を減圧させて第２蒸発器（２１）側へ流出させる第２蒸発器用減圧手段（２２ｃ）とを備え、分岐部（１３）は、分岐部用減圧手段（１５ａ）にて減圧された流出冷媒の流れを分岐するようになっていてもよい。

また、請求項７に記載された発明のように、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）と、圧縮機（１１）から吐出された冷媒を放熱させる放熱器（１２）と、分岐部（１３）にて分岐された一方の冷媒を減圧させるノズル部（１４ａ）から噴射された噴射冷媒によって第２蒸発器（２１）から流出した冷媒を冷媒吸引口（１４ｃ）から吸引し、噴射冷媒と冷媒吸引口（１４ｃ）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（１４ｄ）を有するとともに、昇圧部（１４ｄ）にて昇圧された冷媒を第１蒸発器（１６）側へ流出させるエジェクタ（１４）と、分岐部（１３）にて分岐された他方の冷媒を減圧させて第２蒸発器（２１）側へ流出させる第２蒸発器用減圧手段（１５ａ）とを備え、分岐部（１３）は、前記放熱器（１２）から流出した冷媒の流れを分岐するようになっていてもよい。

また、請求項８に記載された発明のように、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）と、圧縮機（１１）から吐出された冷媒を放熱させる放熱器（１２）と、放熱器（１２）から流出した冷媒を減圧させるノズル部（１４ａ）から噴射された噴射冷媒によって第２蒸発器（２１）から流出した冷媒を冷媒吸引口（１４ｃ）から吸引し、噴射冷媒と冷媒吸引口（１４ｃ）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（１４ｄ）を有するエジェクタ（１４）と、分岐部（１３）にて分岐された他方の冷媒を減圧させて第２蒸発器（２１）側へ流出させる第２蒸発器用減圧手段（２２ａ）とを備え、分岐部（１３）は、前記エジェクタ（１４）から流出した冷媒の流れを分岐するようになっていてもよい。

なお、この欄および特許請求の範囲で記載した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一例である。

第１実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 第１実施形態の冷蔵庫の内部構成を示す斜視図である。 第１実施形態の冷蔵庫内の冷風の流れを示す斜視図である。 第２実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 第３実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 第４実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。 他の実施形態の冷凍サイクル装置の全体構成図である。

（第１実施形態）
図１〜３により、本発明の第１実施形態を説明する。図１は、本実施形態の冷凍サイクル装置１００の全体構成図である。本実施形態では、この冷凍サイクル装置１００を、食品・飲料水等を低温（具体的には、０℃〜１０℃）で冷蔵保存する冷蔵室Ｃｉおよび食品等を極低温（具体的には、−２０℃〜−１０℃）で冷凍保存する冷凍室Ｆｒを有する冷蔵庫（冷凍冷蔵装置）１に適用している。

図２は、本実施形態の冷蔵庫１の内部構成（冷蔵室Ｃｉ、冷凍室Ｆｒの配置態様等）を示す模式的な斜視図であり、図３は、本実施形態の模式的な高さ方向断面図であり、冷蔵室Ｃｉへ循環送風される送風空気の空気流れを黒矢印で示し、冷凍室Ｆｒへ循環送風される送風空気の空気流れを白抜矢印で示している。なお、図２、図３における上下左右前後の各矢印は、冷蔵庫１を設置した状態における各方向を示している。

図２、図３に示すように、本実施形態の冷蔵庫１は、断熱部材で形成された筐体の内部空間を互いに異なる温度帯となる冷蔵室Ｃｉおよび冷凍室Ｆｒに仕切って形成されたものである。さらに、冷蔵室Ｃｉは、上方側冷蔵室Ｃｉ１と下方側冷蔵室Ｃｉ２に分割され、冷凍室Ｆｒは、互いに連通する３つの冷凍室Ｆｒ１〜Ｆｒ３に分割されている。

まず、冷蔵室Ｃｉおよび冷凍室Ｆｒへ送風される送風空気を冷却する冷凍サイクル装置１００について説明する。図１から明らかなように本実施形態の冷凍サイクル装置１００は、冷媒減圧手段として後述するエジェクタ１４を備える、いわゆるエジェクタ式冷凍サイクルとして構成された蒸気圧縮式の冷凍サイクルである。

圧縮機１１は、冷凍サイクル装置１００において、冷媒を吸入し、圧縮して吐出するもので、吐出容量が固定された固定容量型圧縮機を電動モータにて駆動する電動圧縮機である。固定容量型圧縮機としては、具体的に、スクロール型圧縮機構、ベーン型圧縮機構等の各種圧縮機構を採用できる。

電動モータは、商用電源から供給される電力によって作動する交流モータであり、制御装置から出力される制御信号によって、その作動（回転数）が制御される。そして、この回転数制御によって、圧縮機１１の冷媒吐出能力が変更される。

圧縮機１１の冷媒吐出口には、放熱器１２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外気とを熱交換させて、高圧冷媒を放熱させる放熱用熱交換器である。なお、本実施形態の冷凍サイクル装置１００では、冷媒として通常のフロン系冷媒を採用しており、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。従って、放熱器１２は冷媒を凝縮させる凝縮器として機能する。

放熱器１２の冷媒出口側には、放熱器１２から流出した冷媒の流れを分岐する分岐部１３が接続されている。分岐部１３は、３つの流入出口を有する三方継手で構成されており、流入出口のうち１つを冷媒流入口とし、２つを冷媒流出口としたものである。このような三方継手は、管径の異なる配管を接合して構成してもよいし、金属ブロックや樹脂ブロックに通路径の異なる複数の冷媒通路を設けて構成してもよい。

分岐部１３の一方の冷媒流出口には、エジェクタ１４のノズル部１４ａが接続され、他方の冷媒流出口には、内部熱交換器１５の高圧側冷媒流路１５ａが接続されている。エジェクタ１４は、高圧冷媒を減圧する冷媒減圧手段の機能を果たすとともに、高速で噴出する噴射冷媒の吸引作用によって冷媒を吸引（輸送）してサイクル内を循環させる冷媒循環手段（冷媒輸送手段）としての機能を果たす。

具体的には、エジェクタ１４は、ノズル部１４ａおよびボデー部１４ｂを有して構成されている。ノズル部１４ａは、略円筒状の金属（例えば、真鍮、ステンレス合金）で形成されており、冷媒流れ方向に向かって先細り形状に形成されている。そして、内部に形成される冷媒通路面積を変化させ、冷媒を等エントロピ的に減圧させる。

ノズル部１４ａの内部に形成される冷媒通路には、冷媒通路面積が最も縮小した喉部が形成され、さらに、喉部から冷媒を噴射する冷媒噴射口へ向かって冷媒通路面積が徐々に拡大する末広部が形成されている。つまり、ノズル部１４ａは、ラバールノズルとして構成されており、喉部における冷媒の流速が音速以上となるように設定されている。もちろん、ノズル部１４ａを先細ノズルで構成してもよい。

ボデー部１４ｂは、略円筒状の金属（例えば、アルミニウム）で形成されており、その内部にノズル部１４ａ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１４の外殻を形成するものである。具体的には、ノズル部１４ａは、ボデー部１４ｂの長手方向一端側の内部に収容されるように圧入にて固定されている。従って、ノズル部１４ａとボデー１４ｂとの固定部（圧入部）から冷媒が漏れることはない。

また、ボデー部１４ｂの外周側面のうち、ノズル部１４ａの外周側に対応する部位には、その内外を貫通してノズル部１４ａの冷媒噴射口と連通するように設けられた冷媒吸引口１４ｃが形成されている。この冷媒吸引口１４ｃは、ノズル部１４ａから噴射される噴射冷媒の吸引作用によって、後述する吸引側蒸発器２１から流出した冷媒をエジェクタ１４（具体的には、ボデー部１４ｂ）の内部へ吸引する貫通穴である。

さらに、ボデー部１４ｂの内部には、冷媒吸引口１４ｃから吸引された吸引冷媒をディフューザ部１４ｄへ導く吸引通路、および、噴射冷媒と冷媒吸引口１４ｃおよび吸引通路を介して流入した吸引冷媒とを混合させて昇圧させる昇圧部としてのディフューザ部１４ｄが形成されている。

吸引通路は、ノズル部１４ａの先細り形状の先端部周辺の外周側とボデー部１４ｂの内周側との間の空間に形成されており、吸引通路の冷媒通路面積は、冷媒流れ方向に向かって徐々に縮小している。これにより、吸引通路を流通する吸引冷媒の流速を徐々に増加させて、ディフューザ部１４ｄ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。

ディフューザ部１４ｄは、吸引通路の出口に連続するように配置されて、冷媒通路面積が徐々に拡大するように形成されている。これにより、噴射冷媒と吸引冷媒とを混合させながら、噴射冷媒と吸引冷媒との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、すなわち、混合冷媒の流速を減速させて混合冷媒の圧力を上昇させる機能を果たす。

エジェクタ１４のディフューザ部１４ｄの冷媒出口側には、流出側蒸発器１６が配置されている。流出側蒸発器１６は、ディフューザ部１４ｄから流出した冷媒と第１、第２送風ファン１７、１８により送風された送風空気とを熱交換させることによって、冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる熱交換器である。なお、本実施形態では流出側蒸発器１６として、いわゆるフィンアンドチューブ型の熱交換器を採用している。

第１、第２送風ファン１７、１８は、それぞれ制御装置から出力される制御電圧によって回転数（送風空気量）が制御される電動式送風機である。また、第１送風ファン１７は、冷蔵室Ｃｉ内の空気を循環送風し、第２送風ファン１８は、冷凍庫内Ｆｒ内の空気を循環送風する。

このため、流出側蒸発器１６の熱交換コア部は、第１、第２送風ファン１７、１８のそれぞれから送風される送風空気が互いに混合しないように、冷蔵室Ｃｉ側へ流れる送風空気の通風路と冷凍室Ｆｒ側へ流れる送風空気の通風路とを仕切る仕切板１９によって区画されている。

より詳細には、流出側蒸発器１６の熱交換コア部（熱交換領域となる部位）は、冷蔵室Ｃｉ内を冷却するために用いられる第１冷却能力Ｑｈ＿ｃを発揮する第１コア部１６ａと、冷凍庫Ｆｒを冷却するために用いられる第２冷却能力Ｑｈ＿ｆを発揮する第２コア部１６ｂとに区画されている。この区画の詳細については後述する。

流出側蒸発器１６の冷媒出口側には、アキュムレータ２０が接続されている。アキュムレータ２０は、冷媒の気液を分離して液相冷媒を蓄える気液分離器である。アキュムレータ２０の気相冷媒出口には、内部熱交換器１５の低圧側冷媒流路１５ｂを介して、圧縮機１１の吸入側が接続されている。

次に、内部熱交換器１５は、高圧側冷媒流路１５ａを流通する高圧冷媒を減圧させる機能を果たすとともに、高圧側冷媒流路１５ａを流通する高圧冷媒と低圧側冷媒流路１５ｂを流通する低圧冷媒とを熱交換させる機能を果たすものである。

より具体的には、高圧側冷媒流路１５ａは、キャピラリチューブで構成されている。これにより、分岐部１３にて分岐された他方の冷媒が高圧側冷媒流路１５ａを通過する際に減圧される。さらに、高圧側冷媒流路１５ａは、低圧側冷媒流路１５ｂの外周側に巻き付けられるように接合されている。

従って、分岐部１３にて分岐された他方の冷媒は、高圧側冷媒流路１５ａを流通する際にその圧力を低下させながら冷却される。これにより、後述する吸引側蒸発器２１の入口側冷媒のエンタルピと出口側冷媒のエンタルピとのエンタルピ差を増大させて、吸引側蒸発器２１にて発揮される冷凍能力を拡大させることができる。

一方、流出側蒸発器１６から流出した冷媒は、低圧側冷媒流路１５ｂを流通する際に加熱される。これにより、低圧側冷媒流路１５ｂの出口側から圧縮機１１の吸入側へ至る冷媒配管の着霜が防止される。

内部熱交換器１５の高圧側冷媒流路１５ａの出口側には、吸引側蒸発器２１が接続されている。吸引側蒸発器２１は、内部熱交換器１５の高圧側冷媒流路１５ａにて減圧された冷媒と、第２送風ファン１８により送風されて流出側蒸発器１６の第２コア部１６ｂを通過した送風空気とを熱交換させることによって、冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる熱交換器である。

従って、吸引側蒸発器２１は、仕切板１９に仕切られた通風路のうち、第２送風ファン１８から送風された送風空気を冷凍室Ｆｒ側へ導く通風路内に配置されている。なお、吸引側蒸発器２１は、その体格が流出側蒸発器１６よりも小さいものの、その基本的構成は流出側蒸発器１６と同様である。吸引側蒸発器２１の冷媒出口側は、エジェクタ１４の冷媒吸引口１４ｃに接続されている。

また、本実施形態の冷凍サイクル装置１００では、流出側蒸発器１６の冷媒蒸発圧力がディフューザ部１４ｄにて昇圧された冷媒圧力になり、吸引側蒸発器２１の冷媒蒸発圧力がエジェクタのノズル部で減圧された冷媒と同等の圧力となる。従って、吸引側蒸発器２１における冷媒蒸発温度は、流出側蒸発器１６における冷媒蒸発温度よりも低くなる。

以上の説明から明らかなように、本実施形態における冷蔵室Ｃｉおよび冷凍室Ｆｒは、それぞれ特許請求の範囲に記載された第１、第２冷却対象空間に対応し、流出側蒸発器１６および吸引側蒸発器２１は、それぞれ特許請求の範囲に記載された第１、第２蒸発器（第１、第２冷却用熱交換器）に対応し、流出側蒸発器１６の第１、第２コア部１６ａ、１６ｂは、それぞれ特許請求の範囲に記載された第１、第２部位に対応している。

さらに、第１、第２送風ファン１７、１８は、それぞれ特許請求の範囲に記載された第１、第２送風手段に対応し、内部熱交換器１５の高圧側冷媒流路１５ａは、分岐部１３にて分岐された他方の冷媒を減圧させて吸引側蒸発器２１側へ流出させる第２蒸発器用減圧手段に対応している。

次に、図２を用いて、流出側蒸発器１６の熱交換コア部の区画について説明する。本実施形態では、流出側蒸発器１６の熱交換コア部のうち第１コア部１６ａを構成する部位の面積Ａ１と第２コア部１６ｂを構成する部位の面積Ａ２との面積比Ａ１／Ａ２を、以下に説明するように決定することで、冷蔵室Ｃｉ内を冷却するための第１冷却能力Ｑｈ＿ｃを発揮する部位と冷凍庫Ｆｒを冷却するための第２冷却能力Ｑｈ＿ｆを発揮する部位とに分割している。

まず、この冷蔵庫１では、高さ方向寸法をＨ、幅方向寸法をＷ、奥行き方向寸法をＤとし、さらに、２つの冷蔵室Ｃｉ１、Ｃｉ２内の合計高さ寸法をＨｃ、冷凍室Ｆｒ内の高さ寸法をＨｆ、冷蔵室Ｃｉ内の幅方向寸法をＷｃ、冷凍室Ｆｒ内の幅方向寸法をＷｆ、冷蔵室Ｃｉ内の奥行き方向寸法をＤｃ、冷凍室Ｆｒ内の奥行き方向寸法をＤｆとしたときに以下Ｆ１〜Ｆ５に示す寸法関係があるものとする。
Ｗ＝Ｄ＝１／３×Ｈ…（Ｆ１）
Ｈｃ≒２／３×Ｈ…（Ｆ２）
Ｈｆ≒１／３×Ｈ…（Ｆ３）
Ｗｃ＝Ｗｆ≒１／３×Ｈ…（Ｆ４）
Ｄｃ＝Ｄｆ≒１／３×Ｈ…（Ｆ５）
なお、このＦ１〜Ｆ５の関係は、一般的な家庭用冷蔵庫における寸法比と同等である。

さらに、外気温Ｔｏは３０℃、冷蔵室Ｃｉの目標温度（第１目標温度）Ｔｃを０℃、冷凍室Ｆｒの目標温度（第２目標温度）Ｔｆを−２０℃とする。そして、外部（外気）から冷蔵室Ｃｉ内へ侵入する熱量Ｑ１、外部（外気）から冷凍室Ｆｆ内へ侵入する熱量Ｑ２、温度の高い冷蔵室Ｃｉ側から温度の低い冷凍室Ｆｒ内へ侵入する熱量をＱ３とすると、Ｑ１、Ｑ２、Ｑ３は、それぞれ以下数式Ｆ６〜Ｆ８で表すことができる。
Ｑ１＝Ｋ（Ｈｃ×Ｗｃ＋Ｈｃ×Ｄｃ＋Ｗｃ×Ｄｃ）×２×（Ｔｏ−Ｔｃ）
＝Ｋ（１０／９）Ｈ²×（３０−０）
＝（３００／９）×Ｋ×Ｈ²…（Ｆ６）
Ｑ２＝Ｋ（Ｈｆ×Ｗｆ＋Ｈｆ×Ｄｆ）×２×（Ｔｏ−Ｔｆ）
＝Ｋ（４／９）Ｈ²×（３０＋２０）
＝（２００／９）×Ｋ×Ｈ²…（Ｆ７）
Ｑ３＝Ｋ（Ｗｆ×Ｄｆ）×２×（Ｔｃ−Ｔｆ）＝Ｋ（Ｗｃ×Ｄｃ）×２×（Ｔｃ−Ｔｆ）
＝Ｋ（２／９）Ｈ²×（０＋２０）
＝（４０／９）×Ｋ×Ｈ²…（Ｆ８）
なお、Ｋは熱貫流率である。

従って、冷蔵室Ｃｉを第１目標温度Ｔｃに冷却するために必要な熱負荷（冷却能力）Ｑｃは、以下式Ｆ９で表される。冷凍室Ｆｒを第２目標温度Ｔｆに冷却するために必要な熱負荷（冷却能力）Ｑｆは、以下式Ｆ１０で表される。
Ｑｃ＝Ｑ１−Ｑ３＝（２６０／９）×Ｋ×Ｈ²…（Ｆ９）
Ｑｆ＝Ｑ２＋Ｑ３＝（２４０／９）×Ｋ×Ｈ²…（Ｆ１０）
上記式Ｆ９、Ｆ１０から明らかなように、一般的な家庭用冷蔵庫では、冷蔵室Ｃｉ内を第１目標温度Ｔｃに冷却するために必要な冷却能力Ｑｃと冷凍室Ｆｒ内を第２目標温度Ｔｆに冷却するために必要な冷却能力Ｑｆは、ほぼ同等となる。

次に、冷凍サイクル装置１００の流出側蒸発器１６の第１コア部１６ａにて発揮される第１冷却能力をＱｈ＿ｃ、第２コア部１６ｂにて発揮される第２冷凍能力をＱｈ＿ｆ、吸引側蒸発器２１にて発揮される冷凍能力をＱｌとすると、冷却能力Ｑｃおよび冷却能力Ｑｆは、以下数式Ｆ１１、Ｆ１２で表される。
Ｑｃ＝Ｑｈ＿ｃ…（Ｆ１１）
Ｑｆ＝Ｑｈ＿ｆ＋Ｑｌ…（Ｆ１２）
従って、本実施形態では、流出側蒸発器１６の熱交換コア部のうち第１コア部１６ａを構成する部位の面積Ａ１と第２コア部１６ｂを構成する部位の面積Ａ２との面積比Ａ１／Ａ２が以下数式Ｆ１３を満たすように決定している。

Ａ１／Ａ２＝Ｑｈ＿ｃ／Ｑｈ＿ｆ＝Ｑｃ／（Ｑｆ−Ｑｌ）…（Ｆ１３）
次に、上記構成における本実施形態の作動を説明する。商用電源から制御装置に電源が供給されると、制御装置が、圧縮機１１、第１、第２送風ファン１７、１８を作動させる。

具体的には、制御装置は、冷蔵室Ｃｉ内の温度と第１目標温度Ｔｃとの第１温度差が予め定めた第１基準温度差以下となり、かつ、冷凍室Ｆｒ内の温度と第２目標温度Ｔｆとの第２温度差が予め定めた第２基準温度差以下となっている通常運転時には、予め定めた基準冷媒吐出能力を発揮するように圧縮機１１の作動を制御する。

なお、本実施形態では、通常運転時に、流出側蒸発器１６における冷媒蒸発温度が約０℃となり、吸引側蒸発器２１における冷媒蒸発温度が約−２０℃となるように基準冷媒吐出能力および各種構成機器の諸元が決定されている。

さらに、制御装置は、冷蔵室Ｃｉあるいは冷凍室Ｆｒの戸が頻繁に開閉された場合や、温度の高い食品等が冷蔵室Ｃｉあるいは冷凍室Ｆｒへ収納された場合のように、第１温度差が第１基準温度差よりも大きくなった際あるいは第２温度差が第２基準温度差よりも大きくなった際には、高負荷運転時として、通常運転時よりも高い冷媒吐出能力を発揮するように圧縮機１１の作動を制御する。

また、制御装置は、フィードバック制御手法等を用いて、第１送風ファン１７の送風空気量Ｑａｉｒ１を、冷蔵室Ｃｉ内の温度が第１目標温度Ｔｃ（具体的には、上方側冷蔵室Ｃｉ１内の温度が０℃）に近づくように制御し、第２送風ファン１８の送風空気量Ｑａｉｒ２を、冷凍庫Ｆｒ内温度が第２目標温度Ｔｆ（具体的には、−２０℃）に近づくように制御する。

制御装置が圧縮機１１を作動させると、圧縮機１１から吐出された高温高圧状態の冷媒が放熱器１２へ流入する。放熱器１２では高温の冷媒が外気により冷却されて凝縮する。放熱器１２から流出した高圧冷媒の流れは分岐部１３にて分岐されてエジェクタ１４のノズル部１４ａへ流入する冷媒流れと内部熱交換器１５の高圧側冷媒流路１５ａへ流入する冷媒流れとに分流される。

この際、分岐部１３からノズル部１４ａへ流入する冷媒流量Ｇｎｏｚと内部熱交換器１５の高圧側冷媒流路１５ａへ流入する冷媒流量Ｇｅとの流量比Ｇｅ／Ｇｎｏｚは、分岐部１３の冷媒通路、エジェクタ１４のノズル部１４、高圧側冷媒流路１５ａの流量特性（減圧特性）によって決定される。

ここで、本実施形態の冷凍サイクル装置１００のように分岐部１３にて冷媒の流れを分岐するサイクル構成では、流量比Ｇｅ／Ｇｎｏｚを適切な値に調整することによって、高いサイクル効率（ＣＯＰ）を発揮させることができる。そこで、本実施形態では、流量比Ｇｅ／Ｇｎｏｚが、サイクル効率が略最大となるように、分岐部１３の冷媒通路、ノズル部１４ａおよび高圧側冷媒流路１５ａの流量特性を決定している。

分岐部１３からエジェクタ１４に流入した冷媒流れはノズル部１４ａにて等エントロピ的に減圧されて膨張する。そして、ノズル部１４ａで冷媒の圧力エネルギが速度エネルギに変換され、ノズル部１４ａの冷媒噴射口から冷媒が高速度となって噴射される。この際、噴射冷媒の吸引作用により、冷媒吸引口１４ｃから吸引側蒸発器２１流出冷媒が吸引される。

ノズル部１４ａから噴射された噴射冷媒と冷媒吸引口１４ｃより吸引された吸引冷媒は、ノズル部１４ａ下流側のディフューザ部１４ｄへ流入する。ディフューザ部１４ｄでは、噴射冷媒および吸引冷媒が混合されるとともに、冷媒通路面積の拡大により、冷媒の速度エネルギが圧力エネルギに変換されて、冷媒の圧力が上昇する。

ディフューザ部１４ｄから流出した冷媒は流出側蒸発器１６へ流入する。流出側蒸発器１６では、流入した低圧冷媒が第１、第２送風ファン１７、１８によって送風された送風空気から吸熱して蒸発する。これにより、第１送風ファン１７の送風空気が流出側蒸発器１６の第１コア部１６ａにて冷却されて冷蔵室Ｃｉ内へ循環送風される。また、第２送風ファン１８の送風空気が流出側蒸発器１６の第２コア部１６ｂにて冷却される。

さらに、流出側蒸発器１６から流出した冷媒は、アキュムレータ２０へ流入して気液分離される。アキュムレータ２０の気相冷媒出口から流出した冷媒は、内部熱交換器１５の低圧側冷媒流路１５ｂへ流入し、高圧側冷媒流路１５ａを流れる高圧冷媒と熱交換して加熱される。内部熱交換器１５の低圧側冷媒流路１５ｂから流出した圧縮機１１に吸入されて再び圧縮される。

一方、分岐部１３から内部熱交換器１５の高圧側冷媒流路１５ａへ流入した冷媒は、高圧側冷媒流路１５ａにて、そのエンタルピを低下させながら減圧膨張される。高圧側冷媒流路１５ａから流出した低圧冷媒は、吸引側蒸発器２１へ流入し、第２送風ファン１８によって送風され、流出側蒸発器１６の第２コア部１６ｂを通過した送風空気から吸熱して蒸発する。

これにより、第２送風ファン１８の送風空気がさらに冷却されて冷凍室Ｆｒ内へ循環送風される。吸引側蒸発器２１から流出した冷媒は、冷媒吸引口１４ｃからエジェクタ１４内へ吸引される。

次に、図３を用いて、本実施形態の冷蔵庫１内における送風空気の流れを説明する。図３に示すように、本実施形態では、流出側蒸発器１６の第２コア部１６ｂおよび吸引側蒸発器２１が冷凍室Ｆｒの後方側に配置され、流出側蒸発器１６の第２コア部１６ｂおよび吸引側蒸発器２１の熱交換コア部は冷蔵庫１の前後方向に重合するように配置されている。また、流出側蒸発器１６の第１コア部１６ａは第２コア部１６ｂよりも上方側に配置されている。

第１送風ファン１７から送風された送風空気は、図３の黒矢印に示すように、流出側蒸発器１６の第１コア部１６ａにて冷却された後に、上方側冷蔵室Ｃｉ１の上方側に設けられた吹出口Ｃｉ１ｉから上方側冷蔵室Ｃｉ１内へ吹き出される。上方側冷蔵室Ｃｉ１へ流入した送風空気は、上方側冷蔵室Ｃｉ１内を冷却して、その下方側に設けられた流出口Ｃｉ１ｏから流出する。

流出口Ｃｉ１ｏから流出した送風空気は、冷蔵室Ｃｉおよび冷凍室Ｆｒの後方側に配置された通風路および下方側冷蔵室Ｃｉ２の上方側に設けられた吹出口Ｃｉ２ｉから下方側冷蔵室Ｃｉ２内へ吹き出される。下方側冷蔵室Ｃｉ２へ流入した送風空気は、下方側冷蔵室Ｃｉ２内を冷却して、その下方側に設けられた流出口Ｃｉ２ｏから流出する。

流出口Ｃｉ１ｏから流出した送風空気は、冷蔵室Ｃｉおよび冷凍室Ｆｒの後方側に配置された通風路を介して、第１送風ファン１７の吸入側へ導かれる。ここで、本実施形態では、上述の如く、第１送風ファン１７から送風された送風空気が上方側冷蔵室Ｃｉ１→下方側冷蔵室Ｃｉ２の順に流れるので、下方側冷蔵室Ｃｉ２は、上方側冷蔵室Ｃｉ１よりも温度が高くなりやすい。従って、下方側冷蔵室Ｃｉ２を、野菜等を低温保存する野菜室として用いてもよい。

また、第２送風ファン１７から送風された送風空気は、図３の白抜矢印に示すように、流出側蒸発器１６の第２コア部１６ｂ→吸引側蒸発器２１の順に冷却された後に、冷凍室Ｆｒの上方側に設けられた吹出口Ｆｒｉから冷凍室Ｆｒ（具体的には、３つの冷凍室Ｆｒ１〜Ｆｒ３）内へ吹き出される。

冷凍室Ｆｒへ流入した送風空気は、冷凍室Ｆｒの下方側に設けられた流出口Ｆｒｏから流出する。流出口Ｆｒｏから流出した送風空気は、冷蔵室Ｃｉおよび冷凍室Ｆｒの後方側に配置された通風路を介して、第２送風ファン１８の吸入側へ導かれる。

本実施形態の冷凍サイクル装置１００は、以上の如く作動するので、冷蔵室Ｃｉおよび冷凍室Ｆｒを冷却できるだけでなく、以下のような優れた効果を得ることができる。

まず、本実施形態の冷凍サイクル装置１００では、吸引側蒸発器２１よりも冷媒蒸発温度の高い流出側蒸発器１６の熱交換コア部のうち第１コア部１６ａにて発揮される冷却能力により冷蔵室Ｃｉを冷却し、流出側蒸発器１６の第２コア部１６ｂおよび吸引側蒸発器２１にて発揮される冷却能力により冷凍室Ｆｒを冷却している。

従って、サイクルの冷媒流路の切り替えや複雑な圧縮機１１の作動制御等を必要とすることなく、冷凍室Ｆｒの温度を冷蔵室Ｃｉの温度よりも低い温度に冷却することができる。より詳細には、例えば、通常運転が継続される場合に、特許文献１の図３に示されているような圧縮機１１の回転数の制御を必要とすることなく、圧縮機１１の冷媒吐出能力を略一定に保つことによって、冷蔵室Ｃｉおよび冷凍室Ｆｒを所望の第１、第２目標温度Ｔｃ、Ｔｆに近づけることができる。

さらに、この際、第２送風ファン１８によって送風される送風空気が、流出側蒸発器１６→吸引側蒸発器２１の順に流れるので、流出側蒸発器１６および吸引側蒸発器２１の冷媒蒸発温度と送風空気の温度との温度差を確保して、冷凍室Ｆｒへ送風される送風空気を効率的に冷却することができる。

また、本実施形態の冷凍サイクル装置１００では、流出側蒸発器１６の熱交換コア部が第１コア部１６ａと第２コア部１６ｂとに区画されているので、流出側蒸発器１６へ流入する冷媒流量を増加させることで、冷蔵室Ｃｉおよび冷凍室Ｆｒの双方の冷却能力を容易に上昇させることができる。換言すると、一方の冷却対象空間の冷却能力を増加させた際に、他方の冷却対象空間の冷却能力が低下してしまうことがない。

さらに、分岐部１３から流出側蒸発器１６側へ流出させる冷媒流量と吸引側蒸発器２１側へ流出させる冷媒流量との流量比Ｇｅ／Ｇｎｏｚが変化しても、第１コア部１６ａにて発揮される第１冷却能力Ｑｈ＿ｃと第２コア部１６ｂにて発揮される第２冷却能力Ｑｈ＿ｆとの流出側蒸発器における冷却能力比Ｑｈ＿ｃ／Ｑｈ＿ｆの変化が少ない。換言すると、流量比Ｇｅ／Ｇｎｏｚと流出側蒸発器における冷却能力比Ｑｈ＿ｃ／Ｑｈ＿ｆとを独立して調整することができる。

従って、本実施形態の如く、分岐部１３における流量比Ｇｅ／Ｇｎｏｚを予め冷凍サイクル装置全体として高いサイクル効率を発揮させることのできる値に設定しておくことで、圧縮機１１の冷媒吐出能力を変化させた場合等であっても、異なる温度帯となる複数の冷却対象空間（冷蔵室Ｃｉおよび冷凍室Ｆｒ）を冷却可能に構成された冷凍サイクル装置１００に高いサイクル効率を発揮させることができる。

また、本実施形態の冷凍サイクル装置１００では、第１、第２送風ファン１７、１８を備えているので、冷蔵室Ｃｉおよび冷凍室Ｆｒのそれぞれの温度を個別に調整することができ、冷蔵室Ｃｉおよび冷凍室Ｆｒの温度を容易に所望の目標温度Ｔｃ、Ｔｆに近づけることができる。

また、本実施形態の冷凍サイクル装置１００では、流出側蒸発器１６の熱交換コア部のうち第１コア部１６ａを構成する部位の面積Ａ１と第２コア部１６ｂを構成する部位の面積Ａ２との面積比Ａ１／Ａ２を、上記数式Ｆ１３を満たすように決定しているので、容易に第１コア部１６ａと第２コア部１６ｂとを分割できる。

さらに、上記数式Ｆ１３に示すように、冷蔵室Ｃｉを冷却するために必要な冷却能力をＱｃと冷蔵庫Ｆｒを冷却するために必要な冷却能力をＱｆとに基づいて、面積比Ａ１／Ａ２を決定することで、流出側蒸発器１６における冷却能力比Ｑｈ＿ｃ／Ｑｈ＿ｆを予め適切に調整することができる。

これにより、例えば、通常運転時に第１、第２送風ファン１７、１８の送風能力を大きく変化させることなく、冷蔵室Ｃｉおよび冷凍室Ｆｒの温度を、それぞれ第１、第２目標温度Ｔｃ、Ｔｆに近づけることができる。

従って、本実施形態の如く、予め流出側蒸発器における冷却能力比Ｑｈ＿ｃ／Ｑｈ＿ｆを調整することができる構成では、第１、第２送風ファン１７、１８を共通化して、第１、第２冷却対象空間（冷蔵室Ｃｉおよび冷凍室Ｆｒ）の双方へ空気を送風する送風手段を備える構成としてもよい。

（第２実施形態）
本実施形態では、図４の全体構成図に示す冷凍サイクル装置２００を、第１実施形態と同様の冷蔵庫１に適用した例を説明する。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。このことは、以下の図面でも同様である。

本実施形態の冷凍サイクル装置２００では、図４に示すように、放熱器１２の冷媒出口側に内部熱交換器１５を介してエジェクタ１４のノズル部１４ａ入口側が接続され、エジェクタ１４のディフューザ部１４ｄ出口側に分岐部１３入口側が接続されている。さらに、分岐部１３の一方の冷媒流出口には、流出側蒸発器１６が接続され、分岐部１３の他方の冷媒流出口には、固定絞り２２ａを介して吸引側蒸発器２１が接続されている。

固定絞り２２ａは、分岐部１３にて分岐された他方の冷媒を減圧させて吸引側蒸発器２１側へ流出させる第２蒸発器用減圧手段であり、具体的には、オリフィス、キャピラリチューブ等を採用できる。

また、本実施形態の内部熱交換器１５は、放熱器１２出口側からエジェクタ１４のノズル部１４ａ入口側へ至る冷媒通路によって形成される高圧側冷媒流路１５ｃを有している。この高圧側冷媒流路１５ｃは、冷媒配管によって形成されることから、冷媒を減圧させる減圧作用を発揮しない。その他の構成は、第１実施形態と同様である。

次に、上記構成における本実施形態の作動を説明する。商用電源から制御装置に電源が供給されると、制御装置が、第１実施形態と同様に、圧縮機１１および第１、第２送風ファン１７、１８を作動させる。圧縮機１１が作動すると、圧縮機１１から吐出された高温高圧状態の冷媒が放熱器１２にて放熱して凝縮する。

放熱器１２から流出した冷媒は、内部熱交換器１５の高圧側冷媒流路１５ｃにて、さらに冷却されて、エジェクタ１４のノズル部１４ａへ流入する。エジェクタ１４では、第１実施形態と同様に、冷媒吸引口１４ｃから流出側蒸発器２１流出冷媒が吸引され、ディフューザ部１４ｄにて昇圧された冷媒が流出する。

ディフューザ部１４にて昇圧された冷媒は分岐部１３にて分岐されて流出側蒸発器１６へ流入する冷媒流れと固定絞り２２ａを介して吸引側蒸発器２１へ流入する冷媒流れとに分流される。

この際、分岐部１３から流出側蒸発器１６へ流入する冷媒流量と吸引側蒸発器２１へ流入する冷媒流量との流量比は、分岐部１３の冷媒通路および固定絞り２２ａの流量特性によって、第１実施形態と同様にサイクル全体としてのサイクル効率が略最大となるように決定されている。流出側蒸発器１６から流出した冷媒は、アキュムレータ２０へ流入する。

分岐部１３から流出した一方の冷媒は、流出側蒸発器１６へ流入し、第１実施形態と同様に、第１送風ファン１７の送風空気が流出側蒸発器１６の第１コア部１６ａにて冷却されて冷蔵室Ｃｉ内へ循環送風され、第２送風ファン１８の送風空気が流出側蒸発器１６の第２コア部１６ｂにて冷却される。

一方、分岐部１３から流出した他方の冷媒は、固定絞り２２ａにて減圧されて、吸引側蒸発器２１へ流入する。吸引側蒸発器２１へ流入した冷媒は、第２送風ファン１８によって送風され、流出側蒸発器１６の第２コア部１６ｂを通過した送風空気から吸熱して蒸発する。これにより、第２送風ファン１８の送風空気がさらに冷却されて冷凍室Ｆｒ内へ循環送風される。

その他の冷凍サイクル装置２００の作動および冷蔵庫１内における送風空気の流れは、第１実施形態と同様である。

従って、本実施形態の冷凍サイクル装置２００においても、第１実施形態と同様に、サイクルの冷媒流路の切り替えや複雑な圧縮機１１の作動制御等を必要とすることなく、冷凍室Ｆｒの温度を冷蔵室Ｃｉの温度よりも低い温度に冷却することができる。さらに、高いサイクル効率を発揮させながら冷凍サイクル装置２００に作動させることができる。

（第３実施形態）
本実施形態では、図５の全体構成図に示す冷凍サイクル装置３００を、第１実施形態と同様の冷蔵庫１に適用した例を説明する。

本実施形態の冷凍サイクル装置３００では、エジェクタ１４が廃止されており、分岐部１３の一方の冷媒流出口に、第１内部熱交換器２５の高圧側冷媒流路２５ａを接続し、分岐部１３の他方の冷媒流出口に、第１実施形態と同様の内部熱交換器１５の高圧側冷媒流路１５ａを接続している。なお、以下の説明では、第１内部熱交換器２５と内部熱交換器１５との相違を明確化するために、内部熱交換器１５を第２内部熱交換器１５と記載する。

第１内部熱交換器２５の基本的構成は、第２内部熱交換器１５と同様であり、高圧側冷媒流路２５ａを流通する高圧冷媒を減圧させる機能と、高圧側冷媒流路２５ａを流通する高圧冷媒と低圧側冷媒流路２５ｂを流通する低圧冷媒とを熱交換させる機能とを果たす。なお、第２内部熱交換器１５の高圧側冷媒流路１５ａにおける冷媒減圧量は、第１内部熱交換器２５の高圧側冷媒流路２５ａにおける冷媒減圧量より大きい。

第１内部熱交換器２５の低圧側冷媒流路２５ｂの出口側には、内部熱交換器１５の低圧側冷媒流路１５ｂの入口側が接続されている。また、第１内部熱交換器２５の高圧側冷媒流路２５ａの出口側には、第１、第２実施形態の流出側蒸発器と同様の第１蒸発器１６が接続され、第２内部熱交換器１５の高圧側冷媒流路１５ａの出口側には、第１、第２実施形態の吸引側蒸発器と同様の第２蒸発器２１が接続されている。

従って、本実施形態の第１内部熱交換器２５の高圧側冷媒流路２５ａは、分岐部１３にて分岐された一方の冷媒を減圧させて第１蒸発器１６側へ流出させる第１蒸発器用減圧手段を構成し、第２内部熱交換器１５の高圧側冷媒流路１５ａは、分岐部１３にて分岐された他方の冷媒を減圧させて第２蒸発器２１側へ流出させる第２蒸発器用減圧手段を構成している。

第１蒸発器１６の出口側には、固定絞り２２ｂを介して、合流部２３の一方の冷媒流入口が接続されている。固定絞り２２ｂとしては、オリフィス、キャピラリチューブ等が採用されており、この固定絞り２２ｂにおける冷媒減圧量は、第２内部熱交換器１５の高圧側冷媒流路１５ａにおける冷媒減圧量から、第１内部熱交換器２５の高圧側冷媒流路２５ａにおける冷媒減圧量を減算した値に等しくなるように設定されている。

合流部２３の基本的構成は、分岐部１３と同様であり、３つの流入出口のうち、２つを冷媒流入口とし、１つを冷媒流出口としたものである。合流部２３の他方の冷媒流入口には、第２蒸発器１６の出口側が接続され、冷媒流出口には、アキュムレータ２０が接続されている。さらに、アキュムレータ２０の気相冷媒出口には、第１内部熱交換器２５の低圧側冷媒流路２５ｂが接続されている。その他の構成は、第１実施形態と同様である。

次に、上記構成における本実施形態の作動を説明する。商用電源から制御装置に電源が供給されると、制御装置が、第１実施形態と同様に、圧縮機１１および第１、第２送風ファン１７、１８を作動させる。圧縮機１１が作動すると、圧縮機１１から吐出された高温高圧状態の冷媒が放熱器１２にて放熱して凝縮する。

放熱器１２から流出した高圧冷媒の流れは分岐部１３にて分岐されて第１内部熱交換器２５の高圧側冷媒流路２５ａへ流入する冷媒流れと第２内部熱交換器１５の高圧側冷媒流路１５ａへ流入する冷媒流れとに分流される。

この際、分岐部１３から第１内部熱交換器２５の高圧側冷媒流路２５ａへ流入する冷媒流量と第２内部熱交換器１５の高圧側冷媒流路１５ａへ流入する冷媒流量との流量比は、分岐部１３の冷媒通路、第１内部熱交換器２５の高圧側冷媒流路２５ａ、固定絞り２２ｂ、並びに、第２内部熱交換器１５の高圧側冷媒流路１５ａの流量特性（減圧特性）によって、サイクル全体としてのサイクル効率が略最大となるように決定されている。

分岐部１３から第１内部熱交換器２５の高圧側冷媒流路２５ａへ流入した冷媒は、高圧側冷媒流路２５ａにて、そのエンタルピを低下させながら減圧膨張される。高圧側冷媒流路２５ａから流出した冷媒は、第１蒸発器１６にて、第１、第２送風ファン１７、１８によって送風された送風空気から吸熱して蒸発する。

これにより、第１送風ファン１７の送風空気が第１蒸発器１６の第１コア部１６ａにて冷却されて冷蔵室Ｃｉ内へ循環送風される。また、第２送風ファン１８の送風空気が流出側蒸発器１６の第２コア部１６ｂにて冷却される。第１蒸発器１６から流出した冷媒は、固定絞り２２ｂにて減圧されて、合流部２３へ流入し、第２蒸発器２１から流出した冷媒と合流する。

ここで、第１内部熱交換器２５の高圧側冷媒流路２５ａにおける冷媒減圧量は、第２内部熱交換器１５の高圧側冷媒流路１５ａにおける冷媒減圧量より小さいので、第１蒸発器１６における冷媒蒸発圧力は、第２蒸発器２１における冷媒蒸発圧力よりも高い。従って、第１蒸発器１６から流出した冷媒は、固定絞り２２ｂにて減圧されて、第２蒸発器２１出口側冷媒と同等の圧力となる。

一方、分岐部１３から第２内部熱交換器１５の高圧側冷媒流路１５ａへ流入した冷媒は、高圧側冷媒流路１５ａにて、そのエンタルピを低下させながら減圧膨張される。高圧側冷媒流路１５ａから流出した冷媒は、第２蒸発器２１にて、第２送風ファン１８によって送風され、流出側蒸発器１６の第２コア部１６ｂを通過した送風空気から吸熱して蒸発する。

これにより、送風ファン１７ａの送風空気が冷却されて冷凍室Ｆｒ内へ循環送風される。第２蒸発器２１から流出した冷媒は、合流部２３へ流入する。合流部２３から流出した冷媒は、アキュムレータ２０へ流入する。アキュムレータ２０の気相冷媒出口から流出した冷媒は、第１内部熱交換器２５の低圧側冷媒流路２５ｂ→第２内部熱交換器１５の低圧側冷媒流路１５ｂの順に流れて加熱される。

その他の冷凍サイクル装置３００の作動および冷蔵庫１内における送風空気の流れは、第１実施形態と同様である。従って、本実施形態の冷凍サイクル装置３００においても、第１実施形態と同様に、サイクルの冷媒流路の切り替えや複雑な圧縮機１１の作動制御等を必要とすることなく、冷凍室Ｆｒの温度を冷蔵室Ｃｉの温度よりも低い温度に冷却することができる。

さらに、本実施形態の冷凍サイクル装置３００では、エジェクタを備えることによるサイクル効率向上効果は得られないものの、分岐部１３から第１内部熱交換器２５の高圧側冷媒流路２５ａへ流入する冷媒流量と第２内部熱交換器１５の高圧側冷媒流路１５ａへ流入する冷媒流量との流量比が適切に決定されていることにより、高いサイクル効率を発揮することができる。

（第４実施形態）
本実施形態では、図６の全体構成図に示す冷凍サイクル装置４００を、第１実施形態と同様の冷蔵庫１に適用した例を説明する。本実施形態の冷凍サイクル装置４００では、第３実施形態と同様に、エジェクタ１４が廃止されており、第１実施形態と同様の構成の内部熱交換器１５の高圧側冷媒流路１５ａの出口側に分岐部１３を配置している。

さらに、分岐部１３の一方の冷媒流出口には、第１蒸発器１６が接続されており、分岐部１３の他方の冷媒流出口には、固定絞り２２ｃを介して、第２蒸発器２１が接続されている。この固定絞り２２ｃとしては、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、その冷媒減圧量についても固定絞り２２ｂと略同等である。

従って、本実施形態の内部熱交換器１５の高圧側冷媒流路１５ａは、放熱器１２から流出した冷媒を減圧させて分岐部１３の入口側へ流出させる分岐部用減圧手段を構成し、固定絞り２２ｃは、分岐部１３にて分岐された他方の冷媒を減圧させて第２蒸発器２１側へ流出させる第２蒸発器用減圧手段を構成している。その他の構成は、第３実施形態と同様である。

次に、上記構成における本実施形態の作動を説明する。商用電源から制御装置に電源が供給されると、制御装置が、第１実施形態と同様に、圧縮機１１および第１、第２送風ファン１７、１８を作動させる。圧縮機１１が作動すると、圧縮機１１から吐出された高温高圧状態の冷媒が放熱器１２にて放熱して凝縮する。

放熱器１２から流出した高圧冷媒の流れは、内部熱交換器１５の高圧側冷媒流路１５ａへ流入して冷却されながら減圧されて、分岐部１３へ流入する。分岐部１３へ流入した第１蒸発器１６へ流入する冷媒流れと、固定絞り２２ｃを介して、第２蒸発器２１へ流入する冷媒流れとに分流される。

この際、分岐部１３から第１蒸発器１６へ流入する冷媒流量と固定絞り２２ｃへ流入する冷媒流量との流量比は、分岐部１３の冷媒通路、固定絞り２２ｂ、２２ｃの流量特性（減圧特性）によって、サイクル全体としてのサイクル効率が略最大となるように決定されている。

分岐部１３から第１蒸発器１６へ流入した冷媒は、第１蒸発器１６にて、第１、第２送風ファン１７、１８によって送風された送風空気から吸熱して蒸発する。これにより、第１送風ファン１７の送風空気が第１蒸発器１６の第１コア部１６ａにて冷却されて冷蔵室Ｃｉ内へ循環送風される。また、第２送風ファン１８の送風空気が流出側蒸発器１６の第２コア部１６ｂにて冷却される。

一方、分岐部１３から固定絞り２２ｃへ流入した冷媒は、固定絞り２２ｃにて、減圧膨張される。固定絞り２２ｃから流出した冷媒は、第２蒸発器２１にて、第２送風ファン１８によって送風され、流出側蒸発器１６の第２コア部１６ｂを通過した送風空気から吸熱して蒸発する。これにより、送風ファン１７ａの送風空気が冷却されて冷凍室Ｆｒ内へ循環送風される。

その他の冷凍サイクル装置４００の作動および冷蔵庫１内における送風空気の流れは、第３実施形態と同様である。従って、本実施形態の冷凍サイクル装置３００においても、第３実施形態と同様に、サイクルの冷媒流路の切り替えや複雑な圧縮機１１の作動制御等を必要とすることなく、冷凍室Ｆｒの温度を冷蔵室Ｃｉの温度よりも低い温度に冷却することができるとともに、高いサイクル効率を発揮させることができる。

（他の実施形態）
本発明は上述の実施形態に限定されることなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲内で、以下のように種々変形可能である。

（１）上述の実施形態では、例えば、内部熱交換器１５の高圧側冷媒流路１５ａをキャピラリチューブによって構成することで、減圧手段と内部熱交換器とを一体的に構成しているが、各減圧手段と内部熱交換器の構成は、これに限定されない。つまり、各減圧手段と内部熱交換器を別体として構成してもよい。

このように、各減圧手段と内部熱交換器を別体で構成する場合、減圧手段は、キャピラリチューブに限定されることなく、オリフィス、ノズル等を採用してもよい。また、内部熱交換器にて熱交換する高圧冷媒および低圧冷媒についても、上述の実施形態に記載された例に限定されない。

例えば、冷凍サイクル装置１００では、内部熱交換器にて熱交換する高圧冷媒として、放熱器１２出口側から分岐部１３入口側へ至る冷媒通路を流通する高圧冷媒（図７の領域Ｈａ）、分岐部１３からエジェクタ１４のノズル部１４ａへ至る冷媒通路を流通する高圧冷媒（図７の領域Ｈｂ）、および、分岐部１３からキャピラリチューブ（高圧側冷媒流路）１５ａへ至る冷媒通路を流通する高圧冷媒（図７の領域Ｈｃ）を採用してもよい。

さらに、内部熱交換器にて熱交換する低圧冷媒として、アキュムレータ２０の気相冷媒流出口から圧縮機１１の吸入口へ至る冷媒通路を流通する低圧冷媒（図７の領域Ｌａ）、および、吸引側蒸発器２１出口側からエジェクタ１４の冷媒吸引口１４ｃへ至る冷媒通路を流通する低圧冷媒（図７の領域Ｌｂ）を採用してもよい。

第２〜第４実施形態の冷凍サイクル装置２００〜４００においても、各内部熱交換器にて熱交換する高圧冷媒および低圧冷媒を、それぞれ同様の部位を流通する冷媒通路を冷却する冷媒としてもよい。また、上述の第３実施形態では、第１、第２内部熱交換器２５、１５の２つの内部熱交換器を採用した例を説明したが、これらの内部熱交換器２５、１５を一体的に構成してもよい。

（２）上述の実施形態では、流出側蒸発器（第１蒸発器）１６にて冷却された送風空気を冷蔵室Ｃｉへ送風することによって冷蔵室Ｃｉを冷却し、流出側蒸発器（第１蒸発器）１６および吸引側蒸発器（第２蒸発器）２１にて冷却された送風空気を冷凍室Ｆｒへ送風することによって冷凍室Ｆｒを冷却する方式、すなわち、送風空気を冷却媒体として利用する間接冷却方式を採用した例を説明したが、冷蔵室Ｃｉおよび冷凍室Ｆｒの冷却はこれに限定されない。

例えば、流出側蒸発器（第１蒸発器）１６および吸引側蒸発器（第２蒸発器）２１を蛇行状に折り曲げられた冷媒チューブ等を組み合わせて形成された、いわゆるサーペンタイン型の熱交換器として構成してもよい。さらに、サーペンタイン型熱交換器の冷媒チューブを冷蔵室Ｃｉおよび冷凍室Ｆｒを仕切る仕切部材の内部に配置して、冷蔵室Ｃｉおよび冷凍室Ｆｒ内を直接冷却する直接冷却方式を採用してもよい。

（３）上述の実施形態では、放熱器１２の詳細構造について言及していないが、放熱器１２は、フィンアンドチューブ型の熱交換器、サーペンタイン型の熱交換器を採用してもよい。また、上述の各冷凍サイクル装置１００〜４００では、低圧側の気液分離器としてのアキュムレータ２０を採用した例を説明したが、もちろん放熱器１２流出冷媒の気液を分離する高圧側の気液分離器としてレシーバを採用してもよい。

（４）上述の実施形態では、上記数式Ｆ１３に示すように、流出側蒸発器（第１蒸発器）１６の熱交換コア部を区画した例を説明したが、もちろん、上記数式Ｆ１３を満たしていない場合でも、第１、第２送風ファン１７、１８の能力制御により、冷蔵室Ｃｉおよび冷蔵庫Ｆｒを適切に冷却することができる。

（５）上述の各実施形態では、冷凍サイクル装置１００〜４００を、冷蔵庫１に適用した例を説明したが、冷凍サイクル装置１００〜４００の適用はこれに限定されない。例えば、第１冷却対象空間を車室内とし、第２冷却対象空間を車載冷蔵庫とする車両用冷凍サイクル装置等に適用してもよい。

１１ 圧縮機
１２ 放熱器
１３ 分岐部
１４ エジェクタ
１５ａ 高圧側冷媒流路
１６ 第１蒸発器（流出側蒸発器）
１６ａ、１６ｂ 第１、第２コア部
１７、１８ 第１、第２送風ファン
２１ 第２蒸発器（吸引側蒸発器）
２２ａ 固定絞り
２２ｃ 固定絞り
２５ａ 高圧側冷媒流路
Ｃｉ 冷蔵室（第１冷却対象空間）
Ｆｒ 冷凍室（第２冷却対象空間）

Claims (8)

1. 異なる温度帯となる第１、第２冷却対象空間（Ｃｉ、Ｆｒ）を冷却する蒸気圧縮式の冷凍サイクル装置であって、
   サイクル内の冷媒の流れを分岐する分岐部（１３）と、
   前記分岐部（１３）にて分岐された一方の冷媒を蒸発させる第１蒸発器（１６）と、
   前記分岐部（１３）にて分岐された他方の冷媒を前記第１蒸発器（１６）の冷媒蒸発温度よりも低い温度で蒸発させる第２蒸発器（２１）とを備え、
   前記第１蒸発器（１６）は、前記第１冷却対象空間（Ｃｉ）を冷却するために用いられる第１冷却能力（Ｑｈ＿ｃ）を発揮する第１部位（１６ａ）と前記第２冷却対象空間（Ｆｒ）を冷却するために用いられる第２冷却能力（Ｑｈ＿ｆ）を発揮する第２部位（１６ｂ）とに区画され、
   前記第２蒸発器（２１）は、前記第２冷却対象空間（Ｆｒ）を冷却するために用いられていることを特徴とする冷凍サイクル装置。
2. 前記第１蒸発器は、内部を流通する冷媒と前記第１、第２冷却対象空間（Ｃｉ、Ｆｒ）へ送風される送風空気とを熱交換させる第１冷却用熱交換器（１６）であり、
   前記第２蒸発器は、内部を流通する冷媒と前記第２冷却対象空間（Ｆｒ）へ送風される送風空気とを熱交換させる第２冷却用熱交換器（２１）であり、
   前記第１蒸発器（１６）のうち、前記第１部位（１６ａ）を構成する熱交換領域の第１面積（Ａ１）と前記第２部位（１６ｂ）を構成する熱交換領域の第２面積（Ａ２）との面積比（Ａ１／Ａ２）が、前記第１冷却対象空間（Ｃｉ）を冷却するために必要な冷却能力（Ｑｃ）と前記第２冷却対象空間（Ｆｒ）を冷却するために必要な冷却能力（Ｑｆ）との冷却能力比（Ｑｆ／Ｑｃ）に基づいて決定されていることを特徴とする請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記第１面積をＡ１とし、前記第２面積をＡ２とし、前記第２蒸発器（２１）にて発揮される冷却能力をＱｌとし、前記第１冷却対象空間（Ｃｉ）を冷却するために必要な冷却能力をＱｃとし、前記第２冷却対象空間（Ｆｒ）を冷却するために必要な冷却能力をＱｆとしたときに、
   Ａ１／Ａ２＝Ｑｃ／（Ｑｆ−Ｑｌ）
   となっていることを特徴とする請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記第１冷却対象空間（Ｃｉ）へ空気を送風する第１送風手段（１７）と、
   前記第２冷却対象空間（Ｆｒ）へ空気を送風する第２送風手段（１８）とを備え、
   前記第１蒸発器は、内部を流通する冷媒と前記第１、第２送風手段（１７、１８）によって送風された第１、第２送風空気とを熱交換させる第１冷却用熱交換器（１６）であり、
   前記第２蒸発器は、内部を流通する冷媒と前記第２送風手段（１８）によって送風された第２送風空気とを熱交換させる第２冷却用熱交換器（２１）であり、
   前記第１送風空気の風量（Ｑａｉｒ１）は、前記第１冷却対象空間（Ｃｉ）の温度が第１目標温度（Ｔｃ）に近づくように決定され、
   前記第２送風空気の風量（Ｑａｉｒ２）は、前記第２冷却対象空間（Ｆｒ）の温度が第２目標温度（Ｔｆ）に近づくように決定されることを特徴とする請求項１ないし３のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置。
5. 冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）と、
   前記圧縮機（１１）から吐出された冷媒を放熱させる放熱器（１２）と、
   前記分岐部（１３）にて分岐された一方の冷媒を減圧させて前記第１蒸発器（１６）側へ流出させる第１蒸発器用減圧手段（２５ａ）と、
   前記分岐部（１３）にて分岐された他方の冷媒を減圧させて前記第２蒸発器（２１）側へ流出させる第２蒸発器用減圧手段（１５ａ）とを備え、
   前記分岐部（１３）は、前記放熱器（１２）から流出した冷媒の流れを分岐することを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置。
6. 冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）と、
   前記圧縮機（１１）から吐出された冷媒を放熱させる放熱器（１２）と、
   前記放熱器（１２）から流出した冷媒を減圧させて前記分岐部（１３）入口側へ流出させる分岐部用減圧手段（１５ａ）と、
   前記分岐部（１３）にて分岐された他方の冷媒を減圧させて前記第２蒸発器（２１）側へ流出させる第２蒸発器用減圧手段（２２ｃ）とを備え、
   前記分岐部（１３）は、前記分岐部用減圧手段（１５ａ）にて減圧された流出冷媒の流れを分岐することを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置。
7. 冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）と、
   前記圧縮機（１１）から吐出された冷媒を放熱させる放熱器（１２）と、
   前記分岐部（１３）にて分岐された一方の冷媒を減圧させるノズル部（１４ａ）から噴射された噴射冷媒によって前記第２蒸発器（２１）から流出した冷媒を冷媒吸引口（１４ｃ）から吸引し、前記噴射冷媒と前記冷媒吸引口（１４ｃ）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（１４ｄ）を有するとともに、前記昇圧部（１４ｄ）にて昇圧された冷媒を前記第１蒸発器（１６）側へ流出させるエジェクタ（１４）と、
   前記分岐部（１３）にて分岐された他方の冷媒を減圧させて前記第２蒸発器（２１）側へ流出させる第２蒸発器用減圧手段（１５ａ）とを備え、
   前記分岐部（１３）は、前記放熱器（１２）から流出した冷媒の流れを分岐することを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置。
8. 冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）と、
   前記圧縮機（１１）から吐出された冷媒を放熱させる放熱器（１２）と、
   前記放熱器（１２）から流出した冷媒を減圧させるノズル部（１４ａ）から噴射された噴射冷媒によって前記第２蒸発器（２１）から流出した冷媒を冷媒吸引口（１４ｃ）から吸引し、前記噴射冷媒と前記冷媒吸引口（１４ｃ）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（１４ｄ）を有するエジェクタ（１４）と、
   前記分岐部（１３）にて分岐された他方の冷媒を減圧させて前記第２蒸発器（２１）側へ流出させる第２蒸発器用減圧手段（２２ａ）とを備え、
   前記分岐部（１３）は、前記エジェクタ（１４）から流出した冷媒の流れを分岐することを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の冷凍サイクル装置。

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