JP4407094B2

JP4407094B2 - Gas-liquid separator

Info

Publication number: JP4407094B2
Application number: JP2002021561A
Authority: JP
Inventors: 裕嗣武内; 和久牧田; 石川　　浩; 邦夫入谷; 哲野村; 久介榊原; 真池上; 雅之竹内; 康司山中
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 2000-03-15
Filing date: 2002-01-30
Publication date: 2010-02-03
Anticipated expiration: 2021-03-15
Also published as: JP2002318018A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、冷媒を減圧膨張させて蒸発器にて蒸発した気相冷媒を吸引するとともに、膨張エネルギー（通常の蒸気圧縮式冷凍サイクルでは膨張弁等の減圧器で捨てられていた運動エネルギ）を圧力エネルギーに変換して圧縮機の吸入圧を上昇させるエジェクタを有するエジェクタサイクル、及びエジェクタサイクル用の気液分離器に関するものである。
【０００２】
【発明が解決しようとする課題】
本発明は、▲１▼後述する第７実施形態で述べるように、潤滑油を圧縮機に戻すこと、▲２▼後述する第２４、２５実施形態で述べるように、エジェクタサイクルの設置（搭載）性を向上させることのいずれか一方を少なくとも達成することである。
【０００３】
【課題を解決するための手段】
本発明は、上記目的を達成するために、請求項１に記載の発明では、冷媒を減圧膨張させて蒸発器にて蒸発した気相冷媒を吸引するとともに、膨張エネルギーを圧力エネルギーに変換して圧縮機の吸入圧を上昇させるエジェクタ（４００）を有するエジェクタサイクルに適用され、エジェクタ（４００）からの気液二相冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離して液相冷媒をタンク部（５５１）に蓄えるとともに、気相冷媒を圧縮機（１００）の吸入側に供給し、液相冷媒を蒸発器（３００）に供給する気液分離器（５００）であって、タンク部（５５１）内において、エジェクタ（４００）内を流通する冷媒が上方側から下方側に向けて流通するようにエジェクタ（４００）を配置するとともに、エジェクタ（４００）のディフィーザ（４３０）の冷媒出口より冷媒流れ下流側にて、冷媒の流通方向を下方側に向かう向きから上方側に向かう向きに転向させるように構成したことを特徴とする。
【０００９】
これにより、本発明はエジェクタ一体型気液分離器となるので、エジェクタ（４００）を搭載するためのスペースを削減してエジェクタサイクルの設置（搭載）性を向上させることができる。
また、請求項２に記載の発明では、冷媒を減圧膨張させて膨張エネルギーを圧力エネルギーに変換するエジェクタ（４００）と、エジェクタ（４００）から流出した気液二相冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離して液相冷媒を蓄えるタンク部（５５１）とを備える気液分離器（５００）であって、タンク部（５５１）内において、エジェクタ（４００）内を流通する冷媒が上方側から下方側に向けて流通するようにエジェクタ（４００）を配置するとともに、エジェクタ（４００）のディフィーザ（４３０）の冷媒出口より冷媒流れ下流側にて、冷媒の流通方向を下方側に向かう向きから上方側に向かう向きに転向させるように構成したことを特徴とする。これにより、請求項１に記載の発明と同様に、エジェクタサイクルに適用した際に、エジェクタサイクルの設置（搭載）性を向上させることができる。
【００１０】
因みに、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一例である。
【００１１】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態について説明する。なお、以下に説明する第２４、第２５実施形態が特許請求の範囲に記載した発明の実施形態であり、第１実施形態は本発明の前提となる形態であり、他の実施形態は参考例として示す実施形態である。
（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二酸化炭素を冷媒とする車両用空調装置に適用したものであり、図１は本実施形態に係るエジェクタサイクルの模式図である。
【００１２】
１００は走行用エンジン等の駆動源（図示せず。）から駆動力を得て冷媒を吸入圧縮する圧縮機であり、２００は圧縮機１００から吐出した冷媒と室外空気とを熱交換して冷媒を冷却する放熱器（ガスクーラ）である。
【００１３】
３００は室内に吹き出す空気と液相冷媒とを熱交換させて液相冷媒を蒸発させることにより冷凍能力を発揮する蒸発器であり、４００は放熱器２００から流出する冷媒を減圧膨張させて蒸発器３００にて蒸発した気相冷媒を吸引するとともに、膨張エネルギーを圧力エネルギーに変換して圧縮機１００の吸入圧を上昇させるエジェクタである。
【００１４】
なお、エジェクタ４００は、放熱器２００から流出した高圧冷媒の圧力エネルギー（圧力ヘッド）を速度エネルギー（速度ヘッド）に変換して冷媒を減圧膨張させるノズル４１０、ノズル４１０から噴射する高い速度の冷媒流（ジェット流）により蒸発器３００にて蒸発した気相冷媒を吸引する混合部４２０、及びノズル４１０から噴射する冷媒と蒸発器３００から吸引した冷媒とを混合させながら速度エネルギーを圧力エネルギーに変換して冷媒の圧力を昇圧させるディフューザ４３０等からなるものである。
【００１５】
５００はエジェクタ４００から流出した冷媒が流入するとともに、その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る気液分離器であり、分離された気相冷媒は圧縮機１００に吸引され、分離された液相冷媒は蒸発器３００側に吸引される。
【００１６】
なお、６００は、気液分離器５００から蒸発器３００側に吸引される液相冷媒を減圧する第１減圧器（絞り手段）であり、この第１減圧器６００により蒸発器３００内の圧力（蒸発圧力）確実に低下させている。
【００１７】
次に、エジェクタサイクルの概略作動を述べる。
【００１８】
圧縮機１００が起動すると、気液分離器５００から気相冷媒が圧縮機１００に吸入され、圧縮された冷媒が放熱器２００に吐出される。そして、放熱器２００にて冷却された冷媒は、エジェクタ４００のノズル４１０にて減圧膨張して蒸発器３００内の冷媒を吸引する。
【００１９】
次に、蒸発器３００から吸引された冷媒とノズル４１０から吹き出す冷媒とは、混合部４２０にて混合しながらディフィーザ４３０にてその動圧が静圧に変換されて気液分離器５００に戻る。
【００２０】
一方、エジェクタ４００にて蒸発器３００内の冷媒が吸引されるため、蒸発器３００には気液分離器５００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。
【００２１】
因みに、図２は本実施形態に係るエジェクタサイクルの作動を示すｐ−ｈ線図であり、図２に示す番号は図１に示す番号の位置における冷媒の状態を示すものである。
【００２２】
このとき、圧縮機１００の吸入圧上昇分ΔＰは、混合部４２０及びディフューザ４３０での効率によってその絶対値は変化するものの、ノズル４１０の冷媒入口（図２の２で示す点）とノズル４１０の冷媒出口（図２の３で示す点）での比エンタルピ差（断熱熱落差）が大きくなるほど、大きくなる。
【００２３】
次に、本実施形態の作用効果を述べる。
【００２４】
本実施形態では冷媒として二酸化炭素を使用しているので、図２に示すように、エジェクタ４００（ノズル４１０）にて減圧される前の冷媒圧力を圧縮機１００にて冷媒の臨界圧力以上（超臨界域）まで昇圧してから減圧膨張させることとなる。
【００２５】
したがって、減圧膨張時の圧力差が大きくなるので、ノズル４１０の冷媒入口（図２の２で示す点）とノズル４１０の冷媒出口（図２の３で示す点）での比エンタルピ差（断熱熱落差）を大きくすることができる。延いては、減圧時に発生する膨張エネルギーをより確実に回収できるので、吸入圧上昇分ΔＰを大きくすることができ、エジェクタサイクルの成績係数（効率）を向上させることができる。
【００２６】
ところで、超臨界域おいては、気相冷媒も液相状態と略等しい密度を有しているので、エジェクタ４００（ノズル４１０）にて減圧膨張された冷媒は、液相冷媒も気相冷媒と略同等の速度まで加速される。このため、エジェクタ４００（ノズル４１０）でのエネルギ変換効率が（フロンの約２倍程度と）高くなるので、減圧時に発生する膨張エネルギーをより確実に回収できる。したがって、吸入圧上昇分ΔＰを大きくすることができるので、エジェクタサイクルの成績係数（効率）を向上させることができる。
【００２７】
また、臨界点から飽和液線側においける二酸化炭素の等エントロピ線は、フロンに比べて、圧力の変化量（ΔＰ）に対する比エンタルピの変化量（Δｈ）の比（＝Δｈ／ΔＰ）が大きいので、エジェクタ４００にて減圧膨張させたときに、フロンを冷媒とするエジェクタサイクルに比べてノズル４１０の冷媒入口とディフューザ４３０の冷媒入口での比エンタルピ差（断熱熱落差）を大きくすることができる。
【００２８】
以上に述べたように、本実施形態によれば、二酸化炭素を冷媒としてフロンの使用を廃止しつつ、エジェクタサイクルの成績係数（効率）を向上させることができる。
【００２９】
なお、図３は本実施形態に係るエジェクタサイクルの成績係数（ＣＯＰ）及び冷凍能力（冷房能力）と高圧側圧力（エジェクタ４００（ノズル４１０）にて減圧される前の冷媒圧力）との関係を示すものであり、図３から明らかなように、高圧側圧力を上昇させるほど、冷凍能力が増大するものの、過度に高圧側圧力を上昇させると、成績係数が悪化するので、成績係数が最大となる高圧側圧力を維持するように、エジェクタ４００（ノズル４１０）の形状及び大きさ、並びに圧縮機１００の吐出流量等を制御調整することが望ましい。
【００３０】
（第２実施形態）
ところで、エジェクタサイクルでは、前述のごとく、エジェクタ４００にて膨張エネルギーを回収して圧縮機１００の吸入圧を上昇させて圧縮機１００の駆動力の低減を図っているが、高圧側の冷媒圧力が超臨界以上と高いので、ディフューザ４３０の出口側での冷媒圧力が臨界圧力以上となるおそれがある。
【００３１】
そして、ディフューザ４３０の出口側での冷媒圧力が臨界圧力以上となると、気液分離器５００内の圧力も臨界圧力以上となり、気液分離器５００内の冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離することができないので、液相冷媒を蒸発器３００に供給することができない。
【００３２】
そこで、本実施形態では、図４に示すように、エジェクタ４００にて昇圧された冷媒を減圧する第２減圧器（圧力調整手段）７１０をエジェクタ４００の冷媒流れ下流側に配設するとともに、減圧器７１０にてエジェクタ４００にて昇圧された後の冷媒圧力を臨界圧力未満（気液二相域）まで減圧調整している。
【００３３】
（第３実施形態）
第２実施形態では、エジェクタ４００の冷媒流れ下流側に第２減圧器（圧力調整手段）７１０を配設してエジェクタ４００にて昇圧された後の冷媒圧力を臨界圧力未満となるように調節したが、本実施形態は、図５に示すように、エジェクタ４００の冷媒流れ上流側に第３減圧器（圧力調整手段）７２０を配設し、この第３減圧器７２０にてエジェクタ４００にて昇圧された後の冷媒圧力を臨界圧力未満（気液二相域）まで減圧調節するように構成したものである。
【００３４】
ところで、本実施形態に係る第３減圧器７２０及び第２実施形態に係る第２減圧器７１０は、共にエジェクタ４００にて昇圧された後の冷媒圧力を臨界圧力未満となるように調節するものであるが、高圧側の冷媒圧力やエジェクタ４００の効率によっては、第２、３減圧器７１０、７２０にて冷媒を減圧しなくてもエジェクタ４００にて昇圧された後の冷媒圧力が臨界圧力未満である場合があり得る。
【００３５】
このような場合には、第２実施形態のごとく、エジェクタ４００の冷媒流れ下流側に第２減圧器７１０を配設すると、第２減圧器７１０が冷媒の流通抵抗（圧力損失）となり、サイクルの効率を低下させる要因となる。
【００３６】
これに対して、本実施形態のごとく、エジェクタ４００の冷媒流れ上流側に第３減圧器７２０を配設すれば、必ず超臨界域で減圧が行われることとなるので、エジェクタ４００にて昇圧された後の冷媒圧力が確実に臨界圧力未満となるように調節しつつ、冷媒の流通抵抗（圧力損失）が増大することを防止できる。
【００３７】
（第４実施形態）
第１〜３実施形態では、エジェクタ４００から流出した後（ディフィーザ４３０にて昇圧した後）の冷媒を気液分離器５００にて気相冷媒と液相冷媒とに分離し、気相冷媒を圧縮機１００の吸入側に流出させ、液相冷媒を蒸発器３００側に流出させたが、本実施形態は、図６に示すように、気液分離器５００を混合部４２０の冷媒出口部に設けることにより、エジェクタ４００から流出する前の冷媒から液相冷媒を分離抽出し、その分離抽出した液相冷媒を蒸発器３００側に供給するとともに、気相冷媒を圧縮機１００の吸入側に供給するものである。
【００３８】
次に、本実施形態の作用効果を述べる。
【００３９】
図７（ａ）はエジェクタ効率ηｅと蒸発器３００で発生する冷凍能力Ｑｅ（＝Ｇｅ×Δｈ）との関係を示す数値シミレーション結果であり、図７（ｂ）はエジェクタ効率ηｅと圧縮機１００の吸入圧上昇分ΔＰ及び蒸発器３００の冷媒入口側と出口側との比エンタルピ差Δｈとの関係を示す数値シミレーション結果であり、図７（ｃ）はエジェクタ効率ηｅと圧縮機１００に吸入される冷媒の質量流量Ｇｒ及び蒸発器３００内を流通する冷媒の質量流量Ｇｅとの関係を示す数値シミレーション結果である。
【００４０】
そして、図７から明らかなように、エジェクタ効率ηｅが大きくなると、吸入圧上昇分ΔＰが大きくなり圧縮機１００の仕事量を低減することができるものの、吸入圧上昇分ΔＰが大きくなると、気液分離器５００内の圧力が上昇してしまうので、図８の破線で示されるように、蒸発器３００に流入する際の冷媒の比エンタルピが大きくなってしまう。このため、蒸発器３００の冷媒入口側と出口側との比エンタルピ差Δｈが小さくなり、蒸発器３００で発生する冷凍能力Ｑｅも小さくなってしまう。
【００４１】
因みに、エジェクタ効率ηｅとは、放熱器２００（高圧側熱交換器）を流通する冷媒の質量流量Ｇｎとノズル４１０の出入口のエンタルピ差Δｉｅとの積を分母とし、分子には、圧縮機１００の仕事としてエネルギがどの程度回収されたかを示す冷媒流量Ｇｎと蒸発器３００（低圧側熱交換器）を流通する冷媒の質量流量Ｇｅとの和とエジェクタ４００での圧力回復ΔＰを置いて定義したものである。具体的には、エジェクタ４００に吸引される前の吸引冷媒の速度エネルギを考慮して、以下の数式１で定義した。
【００４２】
【数１】

【００４３】
これに対して、本実施形態では、エジェクタ４００から流出する前の冷媒から液相冷媒を分離抽出し、その分離抽出した液相冷媒を蒸発器３００側に供給するので、図８の実線に示されるように、吸入圧上昇分ΔＰが大きくなっても、気液分離器５００から流出する液相冷媒の圧力上昇分ΔＰｅは、吸入圧上昇分ΔＰより小さくすることができる。
【００４４】
したがって、蒸発器３００に流入する際の冷媒の比エンタルピが大きくなってしまうことを防止できるので、蒸発器３００の冷媒入口側と出口側との比エンタルピ差Δｈｅを大きくすることができ、蒸発器３００で発生する冷凍能力Ｑｅを大きくすることができる。
【００４５】
ところで、図９は、ノズル４１０の冷媒出口からディフィーザ４３０の冷媒出口までにおける、エジェクタ４００の冷媒通路断面の中央部を基準とした半径方向の位置と冷媒流速との関係を示す数値シミレーション結果である。
【００４６】
なお、数値シミレーションに当たっては、ノズル４１０、混合部４２０及びディフィーザ４３０は回転対称形状として、流速分布は中央部（基準）に対して対称に分布するものと仮定している。また、冷媒流速（ガス速度）は、ノズル４１０出口での速度を１とした場合の大きさを示している。
【００４７】
そして、図９から明らかなように、ノズル４１０から流出したジェット流（駆動流ガス）は、蒸発器３００から冷媒を吸引加速させながら、自らはその流速を低下させていく。このとき、混合部４２０の冷媒出口部（ディフィーザ４３０の冷媒入口部）において、蒸発器３００から吸引した吸引ガス（吸引流ガス）の流速と駆動流ガスの流速とが略等しくなるように混合し、その混合した冷媒は、ディフィーザ４３０内に流入してその流速を低下させながら、圧力を上昇させる。
【００４８】
つまり、エジェクタ４００内を流通する冷媒（駆動流ガス）は、混合部４２０の冷媒出口部において吸引流ガスの吸引を終了し、ディフィーザ４３０にてその圧力を上昇させるので、本実施形態のごとく、気液分離器５００を混合部４２０の冷媒出口部に設けて分離抽出した液相冷媒を蒸発器３００側に供給すれば、吸入圧上昇分ΔＰを確保して高いエジェクタ効率ηｅを維持しつつ、蒸発器３００に流入する際の冷媒の比エンタルピが大きくなってしまうことを防止して冷凍能力Ｑｅを大きくすることができる。
【００４９】
（第５実施形態）
本実施形態は、図１０に示すように、第４実施形態と同様に混合部４２０の冷媒出口側にてエジェクタ４００内を流通する冷媒から液相冷媒を分離抽出し、その分離抽出した液相冷媒を蒸発器３００側に流出させ気液分離器５００（以下、第１気液分離器５００と呼ぶ。）に加えて、エジェクタ４００（ディフィーザ４３０）から流出した冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離し、その分離した液相冷媒を蒸発器３００側に供給するとともに、気相冷媒を圧縮機１００の吸入側に供給する第２気液分離器５１０を設けたものである。
【００５０】
これにより、仮に、第１気液分離器５００にて十分な量の液相冷媒を分離抽出することができなくても、第２気液分離器５１０にてエジェクタ４００から流出する冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離して液相冷媒を蒸発器３００側に供給するので、蒸発器３００に十分な量の液相冷媒を供給することができる。
【００５１】
なお、第２気液分離器５００内の圧力は、ディフィーザ４３０にて昇圧される前の圧力となるので、本実施形態では、第１気液分離器５００と蒸発器３００とを結ぶ冷媒通路には減圧器を設けていない。これに対して、第２気液分離器５１０内の圧力は、ディフィーザ５１０にて昇圧された圧力となるので、第２気液分離器５１０と蒸発器３００とを結ぶ冷媒通路に減圧器６００を配設して蒸発器３００内の圧力上昇を防止している
ところで、図１１はエジェクタ４００の冷媒通路断面の中央部を基準とした半径方向の位置と冷媒中に占める液相冷媒の割合（液体積割合）との関係を示す数値シミレーション結果であり、図１１から明らかなように、冷媒通路断面の中央部において最も液体積割合が大きくなる。なお、計算条件は、第４実施形態と同じであり、図１１中、実線はノズル４１０出口付近を示し、破線は混合部４２０出口付近を示し、一転鎖線はディフィーザ４３０出口付近を示しものである。
【００５２】
そこで、本実施形態では、第１気液分離器５００に冷媒を導く冷媒導入管５０１の導入開口部５０２を、エジェクタ４００の（混合部４２０の冷媒出口側における）冷媒通路断面の中央部に配置することより、効率良く液相冷媒を分離抽出している。
【００５３】
（第６実施形態）
本実施形態は、第５実施形態における第１気液分離器５００と第２気液分離器５１０とを一体化して１個の気液分離器５２０とすることにより、小型化及び搭載性（設置性）を向上させたものである。
【００５４】
具体的には、図１２に示すように、パンチメタル等の複数個のオリフィス（***）５２２が形成された仕切部材５２３によりケーシング５２１を上下に区画するとともに、冷媒導入管５０１を仕切部材５２３より下方側に形成された空間５２４に連通させ、かつ、エジェクタ４００（ディフィーザ５３０）の冷媒出口側を仕切部材５２３より下方側に形成された空間５２５に連通させたものである。
【００５５】
そして、空間５２５側を圧縮機１００の吸入側に連通させて気相冷媒を圧縮機１００にて吸引し、空間５２４に溜まった液相冷媒を蒸発器３００側に供給する。このとき、オリフィス５２２は、空間５２５側から空間５２４側に流入する冷媒を減圧して蒸発器３００側の圧力上昇を抑制する減圧手段（絞り手段）として機能するとともに、仕切部材５２３と共にエジェクタ４００（ディフィーザ５３０）から流出した冷媒により気液分離器５２０内の液相冷媒が攪乱してしまうことを防止する攪乱防止手段として機能している。
【００５６】
（第７実施形態）
本実施形態は、図１３に示すように、エジェクタ４００、気液分離器５００及び減圧器（絞り手段）６００を一体化したものであり、以下、その詳細構造を述べる。
【００５７】
図１３中、５４０はエジェクタ４００（ディフィーザ４３０）から噴出する冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離して、その分離された液相冷媒を蓄える金属製のタンク部（タンク本体）であり、エジェクタ４００は、タンク部５４０内において、エジェクタ４００内を流通する冷媒が下方側から上方側に向けて鉛直方向に流通し、かつ、エジェクタ４００（ディフィーザ４３０）の冷媒出口部４３１がダンク部５４０内の冷媒液面ＬＳより上方側に位置して上方に向けて開口するように、タンク部５４０に内蔵されている。
【００５８】
このとき、ノズル４１０から混合部４２０を経由してディフィーザ４３０に至る冷媒通路は、冷媒に不必要な圧力損失が発生しないように略直線状となっているとともに、ノズル４１０は、タンク部５４０外に位置して大気に晒されている。
【００５９】
そして、エジェクタ４００（ディフィーザ４３０）の冷媒出口部４３１側には、冷媒出口４３１から流出する冷媒を衝突させる衝突壁（じゃま板）５４１がタンク部５４０の内壁に接合されている。
【００６０】
ところで、５４２はタンク部５４０の上方側に溜まった気相冷媒を圧縮機１００の吸入側に流出させる気相冷媒流出管であり、この気相冷媒流出管５４２は、タンク部５４０の下方側に溜まった液相冷媒中で略１８０°屈曲してＵ字状に形成されている。
【００６１】
そして、気相冷媒流出管５４２のうち液相冷媒中に位置する屈曲部５４２ａには、液相冷媒中に混合した潤滑油（圧縮機１００内の摺動部を潤滑するための冷凍機油）を吸引するオイル戻し穴５４３が設けられている。なお、オイル戻し穴５４３から吸引される潤滑油は、実際には、潤滑油を多く含む液相冷媒である。
【００６２】
また、５４３はタンク部５４０の下方側に溜まった液相冷媒を蒸発器３００側に流出させる液相冷媒流出管であり、この液相冷媒流出管５４３の冷媒出口側には、減圧器６００（本実施形態では、開度が固定された固定絞り等のオリフィス）が設けられている。
【００６３】
次に、本実施形態に係るエジェクタ一体型気液分離器の作用効果を述べる。
【００６４】
エジェクタ４００から流出（噴出）する冷媒は、衝突壁５４１に衝して飛散するが、気相冷媒に比べて密度及び粘度が大きい液相冷媒は、衝突壁５４１に衝突して張り付くか、又は気相冷媒に比べて大きく飛散しないため、液相冷媒と気相冷媒とを効率よく分離することができる。なお、衝突壁５４１に衝突して張り付いた液相冷媒は、自重により下方に落下する。
【００６５】
また、エジェクタ４００（ディフィーザ４３０）の冷媒出口部４３１がダンク部５４０内の冷媒液面ＬＳより上方側に位置して開口しているので、エジェクタ４００（ディフィーザ４３０）から流出（噴出）する冷媒により、タンク部５４０内の冷媒が撹拌されてしまうことを防止できるので、気液分離された冷媒が混合してしまうことを防止できる。
【００６６】
また、冷媒出口部４３１が上方に向けて開口しているので、エジェクタ４００（ディフィーザ４３０）から流出（噴出）する冷媒から密度の大きい液相冷媒を分離抽出し易い。
【００６７】
ところで、エジェクタ４００を気液分離器５００（タンク部５４０）に内蔵するに当たっては、図１４の紙面右側に示されるように、エジェクタ４００内を流通する冷媒が上方側から下方側に向けて流通し、かつ、エジェクタ４００（ディフィーザ４３０）の冷媒出口部４３１がダンク部５４０内の冷媒液面ＬＳより上方側に位置するようにする手段（以下、この手段を上方内蔵型と呼ぶ。）も考えられるが、この上方内蔵型では、以下に述べる理由により、気液分離器５００（タンク部５４０）の上下方向寸法Ｈが却って大きくなってしまう。
【００６８】
すなわち、上方内蔵型の気液分離器及び本実施形態に係る気液分離器（以下、下方内蔵型の気液分離器と呼ぶ。）のいずれの形式であっても、冷媒出口部４３１をダンク部５４０内の冷媒液面ＬＳより上方側に位置させる必要があるので、液面高さｈ１及びノズル４１０から冷媒出口部４３１まで寸法を、上方内蔵型及び下方内蔵型で同一とすると、上方内蔵型の気液分離器では、冷媒液面ＬＳより上方側の寸法ｃ２をノズル４１０から冷媒出口部４３１まで寸法より大きくする必要がある。
【００６９】
これに対して、下方内蔵型の気液分離器では、ノズル４１０から冷媒出口部４３１までの大部分（混合部４２０）を液相冷媒中に浸漬することができるので、気液分離器５００（タンク部５４０）の上下方向寸法Ｈを上方内蔵型の気液分離器に比べて小さくすることができる。
【００７０】
因みに、ノズル４１０から冷媒出口部４３１までの寸法が十分に小さければ、上方内蔵型の気液分離器の上下方向寸法Ｈを下方内蔵型の気液分離器の上下方向寸法Ｈと同等程度まで小さくすることができるが、ノズル４１０から冷媒出口部４３１までの寸法が小さいと、蒸発器３００から冷媒を十分に吸引することができなくなり、かつ、ディフィーザ４３０にて冷媒を十分に昇圧することができなくなるおそれが高い。
【００７１】
ところで、ノズル４１０には、放熱器２００にて冷却されたと言えども、比較的温度の高い冷媒が流入するので、ノズル４１０も含めてエジェクタ４００全体をタンク部５４０に内蔵すると、減圧膨張される前の温度の高い冷媒にてタンク部５４０内の液相冷媒が蒸発してしまい、蒸発器３００に十分な量の液相冷媒を供給することができなくなるおそれがある。
【００７２】
これに対して、本実施形態では、エジェクタ４００のうち、少なくともノズル４１０をタンク部５４０外に位置させているので、エジェクタ４００内を流通する冷媒のうちタンク部５４０内を流通する冷媒は、ノズル４１０にて減圧膨張された温度の低い冷媒となる。したがって、タンク部５４０内の液相冷媒が蒸発してしまうことを防止できるので、蒸発器３００に十分な量の液相冷媒を供給することができる。
【００７３】
なお、本実施形態では、タンク部５４０内において、エジェクタ４００内を流通する冷媒が下方側から上方側に向けて鉛直方向に流通するように、エジェクタ４００を気液分離器５００に内蔵したが、本実施形態は、これに限定されるものではなく、例えばエジェクタ４００内を流通する冷媒が、水平面に対して傾いた状態で下方側から上方側に向けて流通するようにしてもよい。
【００７４】
また、本実施形態では、ノズル４１０のみがタンク部５４０外に位置していたが、本実施形態は、例えば混合部４２０がタンク部５４０外に位置していてよい。
【００７５】
また、本実施形態では、ノズル４１０から混合部４２０を経由してディフィーザ４３０に至る冷媒通路は略直線状であったが、本実施形態は、少なくともノズル４１０から混合部４２０に至る冷媒通路が略直線状であればよいので、ディフィーザ４３０を屈曲させてもよい。
【００７６】
なお、ここで言う「冷媒通路は略直線状」とは、厳密に直線上と言う意味ではなく、製造誤差や大きな圧力損失が発生しない程度の屈曲は含む意味である。
【００７７】
（第８実施形態）
第７実施形態では、エジェクタ４００（ディフィーザ４３０）の冷媒出口部４３１側から流出する冷媒を衝突壁５４１に衝突させたが、本実施形態は、図１５、１６に示すように、冷媒出口部４３１を冷媒液面ＬＳより上方側に位置させた状態で、冷媒出口４３１から噴出する冷媒がタンク部５４０の内壁に衝突するように、エジェクタ４００をタンク部５４０に内蔵したものである。
【００７８】
これにより、衝突壁５４１を廃止することができるので、気液分離器５００の製造原価低減を図りつつ、液相冷媒と気相冷媒とを効率よく分離することができる。
【００７９】
なお、本実施形態においても、ノズル４１０をタンク部５４０外に位置させているので、第７実施形態と同様に、タンク部５４０内の液相冷媒が蒸発してしまうことを防止でき、蒸発器３００に十分な量の液相冷媒を供給することができる。
【００８０】
因みに、本実施形態では、エジェクタ４００内を流通する冷媒が略水平方向に流通するようにエジェクタ４００の長手方向を略水平にしたが、本実施形態はこれに限定されるものではなく、例えばエジェクタ４００内を流通する冷媒が、水平面に対して傾いた状態で下方側から上方側に向けて流通するようにしてもよい。
【００８１】
（第９実施形態）
本実施形態は、図１７に示すように、二酸化炭素を冷媒とするエジェクタサイクルの高圧側熱交換器（放熱器２００）にて冷媒と給湯水とを熱交換して給湯水を加熱するエジェクタサイクル式給湯器（以下、給湯器と略す。）に関するものである。
【００８２】
そして、気液分離器５００から蒸発器３００に供給される液相冷媒が流通する冷媒通路に流量調整が可能な電気式の流量調節弁（可変絞り）７３０を設け、かつ、エジェクタ４００（ディフィーザ４３０）の出口側であって、気液分離器５００に流入する前の冷媒の温度を検出する第１冷媒温度センサ７４１、及び流量調節弁７３０の出口側における蒸発器３００に流入する冷媒の温度を検出する第２冷媒温度センサ７４２設けて両温度センサ７４１、７４２の検出温度に基づいて流量調節弁（可変絞り）７３０のバルブ開度を制御（調節）する。
【００８３】
なお、放熱器２００（水−冷媒熱交換器）は、冷媒と給湯水とが対向流れ（直対向流も含む。）の状態で熱交換が行われるように構成されており、圧縮機１００は、エジェクタ４００に流入する冷媒流量が所定値となるように、圧縮機１００を駆動する電動モータＭｏによりその回転数が制御されている。
【００８４】
因みに、７５０は放熱器２００にて加熱された給湯水を保温貯蔵する貯湯タンクであり、７５１は貯湯タンク７５０と放熱器２００との間で給湯水を循環させる電動式のポンプであり、７４３は貯湯タンク７５０内の給湯水の温度を検出する給湯水温度センサであり、７４０は流量調節弁７３０のバルブ開度、電動モータＭｏ（圧縮機１００）及びポンプ７５１を制御する電子制御装置（ＥＣＵ）である。
【００８５】
次に、本実施形態に係る給湯器の概略作動及びその特徴を述べる。
【００８６】
貯湯タンク７５０に保温貯蔵された給湯水（温水）は、給湯器の使用者（ユーザ）から要求に応じて出湯され、かつ、貯湯タンク７５０内の給湯水量が所定量以下となったときには、水道水が貯湯タンク７５０に供給される。
【００８７】
一方、貯湯タンク７５０内の給湯水の温度が所定温度以下となったときには、流量調節弁７３０のバルブ開度を制御して高いエジェクタ効率ηｅを維持しつつ、ポンプ１５１及び圧縮機１００を稼動させて貯湯タンク７５０内の給湯水を加熱する。ここで、「流量調節弁７３０のバルブ開度を制御して高いエジェクタ効率ηｅを維持する」とは、具体的には、以下のようにして行う。
【００８８】
すなわち、エジェクタ効率ηｅは、前述のごとく、エジェクタ４００（ノズル４１０）で発生した膨張エネルギに対するディフィーザ４３０で回収した（昇圧した）圧力エネルギの比であり、エジェクタ効率ηｅが大きいほど、回収した圧力エネルギが大きくなるため、サイクルの成績係数が高くなる。
【００８９】
なお、サイクルの成績係数とは、周知ごとく、サイクルに投入したエネルギ（この場合は、圧縮機１００の消費動力）に対するサイクルの出力（この場合は、放熱器２００から放熱された熱量）の比を言う。
【００９０】
一方、エジェクタ効率ηｅは、上記の数式１からも明らかなように、放熱器２００を流通する冷媒流量Ｇｎに対する蒸発器３００を流通する冷媒流量Ｇｅの流量比α（＝Ｇｅ／Ｇｎ）、エジェクタ４００（ディフィーザ４３０）での圧力回復（圧力上昇）ΔＰ、ノズル４１０の出入口のエンタルピ差Δｉｅ、及び蒸発器３００からエジェクタ４００に吸引される冷媒の冷媒の流速Ｕｅ等の関数となるが、流速Ｕｅ（Ｇｅ・Ｕｅ2／２）の値は無視できるほど小さく、かつ、ΔＰ／（ρｇ・Δｉｅ）は流量比αが大きくなるほど小さくなる小さくなるので、ΔＰ／（ρｇ・Δｉｅ）をパラメータβとしてエジェクタ効率ηｅと流量比αとの関係を求めれば、エジェクタ効率ηｅを示すグラフは、図１８に示すような極大値を有するような特性となる。
【００９１】
なお、パラメータβ（ｎ）及びパラメータβ（ｎ＋１）は、パラメータβ（ｎ＋１）がパラメータβ（ｎ）より大きいと言うことを示しているのではなく、パラメータβ（ｎ）の値とパラメータβ（ｎ＋１）の値とが相違していることを意味するものである。
【００９２】
したがって、パラメータβの変化とともに、そのときパラメータβにおけるエジェクタ効率ηｅが最大と流量比αとなるように流量調節弁７３０のバルブ開度を制御すれば、高いエジェクタ効率ηｅを維持しながらエジェクタサイクルを運転することができる。
【００９３】
ところで、エジェクタサイクルは、前述ごとく、高圧側（エジェクタ４００にて減圧される前）の冷媒流れと低圧側（蒸発器３００側）の冷媒流れとを有しているので、パラメータβは、少なくとも高圧側冷媒の状態（エンタルピ）及び低圧側冷媒の状態（エンタルピ）に関する関数となる。
【００９４】
そこで、本実施形態では、両冷媒温度センサ７４１、７４２の検出温度に基づいてパラメータβを決定して流量調節弁７３０のバルブ開度を制御することにより、エジェクタサイクル（給湯器）を効率良く運転している。
【００９５】
ところで、本実施形態では、流量調節弁７３０により蒸発器３００に流入する前の冷媒の減圧量（流量）を調節することでエネルギの変換効率を制御するエジェクタ効率制御手段を構成したが、流量調節弁７３０のバルブ開度を変更すると、蒸発器３００内の圧力及び温度、並びにエジェクタ４００（ディフィーザ４３０）ので昇圧量も変化するので、流量調節弁（エジェクタ効率制御手段）７３０は、流量比α、蒸発器３００内の圧力及び温度、並びにエジェクタ４００（ディフィーザ４３０）ので昇圧量のいずれかを調節してエジェクタ効率ηｅを調節するものとも言える。
【００９６】
なお、本実施形態では、高圧側冷媒の温度及び低圧側冷媒の温度に基づいてパラメータβを決定したが、冷媒状態（エンタルピ）は、圧力からも特定することができるので、冷媒温度に代えて高圧側冷媒の圧力及び低圧側冷媒の圧力に基づいてパラメータβを決定してもよい。
【００９７】
また、パラメータβを決定するに当たっては、冷媒の温度又は圧力に加えて、外気温度等のエジェクタサイクルが運転される際の環境によって変動する要素を考慮してもよい。
【００９８】
また、高圧側冷媒の状態（エンタルピ）及び低圧側冷媒の状態（エンタルピ）を検出するためのセンサ類（検出手段）の検出位置は、図１７に示された位置に限定されるものではなく、例えばエジェクタ４００の冷媒入口側にて高圧側冷媒の状態（エンタルピ）を検出し、蒸発器３００の冷媒出口側にて低圧側冷媒の状態（エンタルピ）を検出してもよい。
【００９９】
（第１０実施形態）
本実施形態は、図１９に示すように、流量調節弁７３０をエジェクタ４００の冷媒入口側に配設するとともに、両冷媒温度センサ７４１、７４２の検出温度に基づいてパラメータβを決定して高いエジェクタ効率ηｅを維持するように流量調節弁７３０のバルブ開度を制御するものである。
【０１００】
なお、本実施形態において、流量調節弁７３０のバルブ開度を調整すると、高圧側の冷媒圧力も変化するので、流量調節弁（エジェクタ効率制御手段）７３０は、流量比α及び高圧側の冷媒圧力のいずれかを調節してエジェクタ効率ηｅを調節するものとも言える。
【０１０１】
（第１１実施形態）
第９、１０実施形態では、エジェクタサイクル内に流量調節弁７３０を設けてエジェクタ効率ηｅが高くなるようにサイクルを制御したが、本実施形態が、図２０に示すように、流量調節弁７３０を廃止するとともに、両冷媒温度センサ７４１、７４２の検出温度に基づいてポンプ７５１を制御し、放熱器２００にて高圧冷媒と熱交換する給湯水の流量を制御することにより、熱交換後の給湯水の温度を調節することによりエジェクタ４００でのエネルギの変換効率（エジェクタ効率ηｅ）が高くなるようにしたものである。
【０１０２】
（第１２実施形態）
本実施形態は、図２１に示すように、放熱器２００から流出する冷媒の温度を検出する第３冷媒温度センサ７４４、及び放熱器２００に流入する給湯水の温度を検出する給湯水温度センサ７４５を設けるとともに、両冷媒温度センサ７４１、７４２の検出温度に基づいてポンプ７５１を制御し、放熱器２００を流通する冷媒の温度と給湯水の温度との差を調節することによりエジェクタ４００でのエネルギの変換効率（エジェクタ効率ηｅ）が高くなるようにしたものである。
【０１０３】
（第１３実施形態）
本実施形態は、図２２に示すように、放熱器２００から流出した冷媒と圧縮機１００に吸入される冷媒とを熱交換する熱交換器（加熱手段）８００を設けて圧縮機１００の吸入される冷媒を加熱するように構成したものである。
【０１０４】
次に、本実施形態の作用効果を述べる。
【０１０５】
エジェクタサイクルでは、圧縮機１００にエジェクタ４００（ディフィーザ４３０）にて昇圧された冷媒が吸入されるので、エジェクタ４００を用いない通常の蒸気圧縮式冷凍サイクルに比べて、圧縮機に吸入される（飽和ガス）冷媒のエンタルピが小さくなる。このため、仮に、エジェクタサイクルにおける圧縮機の吐出圧と通常の蒸気圧縮式冷凍サイクルにおける圧縮機の吐出圧とが同じであると、圧縮機１００から吐出される冷媒の温度が、通常の蒸気圧縮式冷凍サイクルに比べてエジェクタサイクルの方が低くなる。
【０１０６】
これに対して、本実施形態では、放熱器２００から流出した冷媒と圧縮機１００に吸入される冷媒とを熱交換して圧縮機１００に吸入される冷媒を加熱するので、圧縮機１００に吸入される冷媒の温度を上昇させることができる。したがって、圧縮機１００から吐出される冷媒の温度が上昇し、放熱器２００での加熱能力（給湯能力）及びサイクルの成績係数を向上させることができる。
【０１０７】
（第１４実施形態）
本実施形態は、図２３に示すように、圧縮機１００を駆動する電動モータＭｏ（駆動源）と圧縮機１００に吸入される冷媒とを熱交換する熱交換器（加熱手段）８１０を設けて圧縮機１００の吸入される冷媒を加熱するように構成したものである。
【０１０８】
（第１５実施形態）
本実施形態は、図２３に示すように、貯湯タンク７５０に蓄えられた給湯水にて圧縮機１００に吸入される冷媒を加熱する熱交換器８２０を設けたものである。
【０１０９】
これにより、圧縮機１００に吸入される冷媒の温度が次第に上昇していくので、放熱器２００での加熱能力を向上させつつ、圧縮機１００の消費動力を低減してサイクルの成績係数を向上させることができる。
【０１１０】
（第１６実施形態）
本実施形態は、給湯器を含む家庭やビル等の建物全体の熱管理（熱マネージメント）システムに本発明に係るエジェクタサイクルを適用したものである。具体的には、図２５に示すように、建物内で発生する廃熱（本実施形態では、風呂の残り湯）を回収して圧縮機１００に吸入される冷媒とを熱交換する熱交換器（加熱手段）８３０を設けるとともに、エジェクタ４００と気液分離器５００との間に第２の蒸発器３１０を設けたものである。
【０１１１】
これにより、廃熱にて放熱器２００での加熱能力（給湯能力）及びサイクルの成績係数を向上させつつ、例えば蒸発器３００にて室内の冷房（空調）を行いながら吸熱し、この吸熱した熱と第２の蒸発器３１０にて吸熱した熱とにより給湯水を加熱してもよい。
【０１１２】
なお、本実施形態はでは、蒸発器３００にて室内の冷房（空調）を行ったが、本実施形態はこれに限定されるものではなく、第２の蒸発器３１０にて室内の冷房を行ってもよい。また、２つの蒸発器３０００、３１０にて室内の冷房を行ってもよい。
【０１１３】
また、本実施形態は、図２５に示される構成に限定されるものではなく、貯湯タンク７５０と（床）暖房用の熱気交換機とを兼用させてもよい。
【０１１４】
また、本実施形態は、図２５に示される構成に限定されるものではなく、例えば図２６に示すように、放熱器２００を複数個として、必要とする温度域に応じて給湯水を供給してもよい。
【０１１５】
これにより、エジェクタサイクルから給湯水に供給される熱を効率よく利用することができるとともに、貯湯タンク７５０を必要としない温水利用機器７５３と給湯器等の貯湯タンク７５０を必要とする温水器器とに１つのエジェクタサイクルにて熱を供給することができる。
【０１１６】
（第１７実施形態）
本実施形態は、図２７に示すように、放熱器２００とエジェクタ４００との間の冷媒通路に、蒸発器３００の冷媒出口側における冷媒加熱度に基づいて開度を変化させる制御弁７３１を設けたものである。
【０１１７】
なお、本実施形態に係る制御弁７３１は、蒸発器３００の冷媒出口側における冷媒温度を機械的に感知して冷媒加熱度を所定の一定値に維持する、いわゆる外部均圧式の温度式膨張弁であり、７３１ａは冷媒温度を感知する感温部であり、７３１ｂは均圧（外均）管である。
【０１１８】
次に、本実施形態の作用効果を述べる。
【０１１９】
蒸発器３００の冷媒出口側における加熱度が大きくなると、蒸発器３００に流入する冷媒流量Ｇｅが大きくなる。一方、エジェクタ４００でのポンプ仕事量が一定であることから、冷媒流量Ｇｅが大きくなって流量比αが大きくなると、これに応じてエジェクタ４００での昇圧ΔＰが減少していく。このため、図２８に示すように、エジェクタ効率ηｅが最大となる加熱度が存在する。
【０１２０】
そこで、本実施形態では、エジェクタ効率ηｅが最大となる加熱度を維持するように制御弁７３１を制御することにより、高いエジェクタ効率ηｅを維持しながらエジェクタサイクルを運転している。
【０１２１】
なお、本実施形態では、加熱度を略一定値となるように制御したが、本実施形態はこれに限定されるものではなく、例えば制御弁７３１を電気式として、制御目標加熱度をエジェクタサイクルの運転状況に応じて変化させてもよい。
【０１２２】
（第１８実施形態）
本実施形態は、図２９に示すように、放熱器２００とエジェクタ４００との間の冷媒通路に、エジェクタ４００にて減圧される前（本実施形態では、放熱器２００から流出して減圧する前）の冷媒温度に基づいて高圧側圧力を制御する制御弁７３２を設けたものである。ここで、高圧側圧力とは、制御弁７３２及びエジェクタ４００（ノズル４１０）にて減圧される前に冷媒圧力を意味するものである。
【０１２３】
なお、本実施形態に係る制御弁７３２は、放熱器２００の冷媒出口側における冷媒温度を機械的に感知して、その感知した冷媒温度に応じて高圧側圧力を制御するものであり、７３２ａは冷媒温度を感知する感温部である。
【０１２４】
次に、本実施形態の作用効果を述べる。
【０１２５】
高圧側圧力が大きくなると、放熱器２００を流通する冷媒流量Ｇｎが小さくなる。一方、エジェクタ４００でのポンプ仕事量が一定であることから、冷媒流量Ｇｎが小さくなって流量比αが大きくなると、これに応じてエジェクタ４００での昇圧ΔＰが減少していく。このため、図３０に示すように、エジェクタ効率ηｅが最大となる高圧側圧力が存在する。
【０１２６】
そこで、本実施形態では、エジェクタ効率ηｅが最大となる高圧側圧力を維持するように制御弁７３２を制御することにより、高いエジェクタ効率ηｅを維持しながらエジェクタサイクルを運転している。
【０１２７】
なお、本実施形態では、機械式の制御弁７３２を用いたが、本実施形態はこれに限定されるものではなく、電気式の制御弁を用いてもよい。
【０１２８】
（第１９実施形態）
本実施形態は、図３１に示すように、放熱器２００とエジェクタ４００との間の冷媒通路に、蒸発器３００内の圧力（蒸発器３００での熱負荷）に基づいて弁開度が制御される制御弁７３３を設けたものである。
【０１２９】
なお、本実施形態に係る制御弁７３３は、蒸発器３００内の圧力を機械的に感知して、その感知した圧力に応じて弁開度が変化する、いわゆる内部均圧式温度膨張弁と同様な構造を有するものであり、７３３ａは蒸発器３００内の圧力を制御弁７３３に導く均圧管である。
【０１３０】
このため、蒸発器３００内の圧力（蒸発器３００での熱負荷）が高くなると、制御弁７３３の開度が大きくなり、逆に、蒸発器３００内の圧力（蒸発器３００での熱負荷）が低くなると、制御弁７３３の開度が小さくなる。
【０１３１】
次に、本実施形態の作用効果を述べる。
【０１３２】
本実施形態によれば、蒸発器３００内の圧力（蒸発器３００での熱負荷）に基づいて弁開度が制御するので、蒸発器３００内の圧力（蒸発器３００での熱負荷）が変動しても、この変動に応じて開度を制御することにより、エジェクタ効率ηｅを高く維持することが可能となる。
【０１３３】
因みに、本実施形態では、蒸発器３００内の圧力（蒸発器３００での熱負荷）が高くなると、制御弁７３３の開度が大きくなり、逆に、蒸発器３００内の圧力（蒸発器３００での熱負荷）が低くなると、制御弁７３３の開度が小さくなるように開度を制御しているので、蒸発器３００に流れ込む冷媒流量を適正流量としながら、エジェクタ効率ηｅを高く維持することが可能である。
【０１３４】
（第２０実施形態）
第１７実施形態では、放熱器２００とエジェクタ４００との間の冷媒通路に制御弁７３１を設けて、蒸発器３００の冷媒出口側における冷媒加熱度に基づいて制御弁７３１の開度を制御したが、本実施形態は、図３２に示すように、気液分離器５００と蒸発器３００との間の冷媒通路に制御弁７３１を設けて、蒸発器３００の冷媒出口側における冷媒加熱度に基づいて制御弁７３１の開度を制御するものである。
【０１３５】
これにより、制御弁７３１に作用する圧力を第１７実施形態より小さくすることができるので、制御弁７３１の小型化及び製造原価低減を図ることができる。
【０１３６】
（第２１実施形態）
第１９実施形態では、放熱器２００とエジェクタ４００との間の冷媒通路に制御弁７３３を設けたが、本実施形態は、図３３に示すように、気液分離器５００と蒸発器３００との間の冷媒通路に制御弁７３３を設けて、蒸発器３００内の圧力（蒸発器３００での熱負荷）に基づいて弁開度を制御するものである。
【０１３７】
（第２２実施形態）
本実施形態は、図３４〜３８に示すように、放熱器２００から流出した冷媒と圧縮機１００に吸入される冷媒とを熱交換する熱交換器（内部熱交換器）８００を設けたものである。
【０１３８】
これにより、制御弁７３１〜７３３に流入する冷媒が冷却されるので、ノズル４１０における膨張エネルギが減少し、ノズル４１０から流出する冷媒の流速が低下するとともに、ノズル４１０出口における冷媒の乾き度が低下する。
【０１３９】
このため、蒸発器３００からエジェクタ４００に吸引される吸引冷媒の流量が増大して吸引冷媒の流速が増大するので、ノズル４１０から吹き出す駆動冷媒の流速ろ吸引冷媒の流速との速度差が小さくなる。したがって、吸引冷媒と駆動冷媒とが混合する際に発生する渦に伴う損失（渦損失）が小さくなるので、エジェクタ効率ηｅが向上する。
【０１４０】
なお、図３４は第１７実施形態に係るエジェクタサイクルに熱交換器８００を設けた例であり、図３５は第１８実施形態に係るエジェクタサイクルに熱交換器８００を設けた例であり、図３６は第１９実施形態に係るエジェクタサイクルに熱交換器８００を設けた例であり、図３７は第２０実施形態に係るエジェクタサイクルに熱交換器８００を設けた例であり、図３８は第２１実施形態に係るエジェクタサイクルに熱交換器８００を設けた例である。
【０１４１】
（第２３実施形態）
本実施形態は、図３９に示すように、エジェクタ４００と放熱器２００との間の冷媒通路に設けられた制御弁７３１〜７３３とノズル４１０とを一体化することにより、エジェクタ４００と制御弁７３１〜７３３とを一体化したものである。
【０１４２】
ところで、ノズル４１０を通過する冷媒は、飽和液線を跨ぐようにして減圧されるため、ノズル４１０の途中で冷媒が気液二相状態となり、ノズル４１０の喉部（ノズル４１０内において最も断面積が小さくなる部位（図６参照））の壁面近傍において冷媒が沸騰する。一方、ノズル４１０の内壁から離れた中央部においては、冷媒が沸騰し難いため、冷媒の液滴を微粒化することが難しく、エジェクタ効率ηｅの低下をもたらす要因となっている。
【０１４３】
これに対して、本実施形態及び第１７〜１９実施形態においては、冷媒は、制御弁７３１〜７３３とノズル４１０との２段にて減圧される（絞られる）こととなるので、初段のノズル（この例では、制御弁７３１〜７３３）にて冷媒を一度沸騰させ、二段目のノズル（この例では、ノズル４１０）の入口部にて冷媒を拡大させて圧力を回復させることにより、沸騰核を生成させたまま二段目のノズル４１０にて沸騰させることができる。
【０１４４】
したがって、二段目のノズル４１０における冷媒の沸騰を促進することができるので、ノズル４１０の内壁から離れた中央部においても冷媒を沸騰させることができる。延いては、冷媒の液滴を微粒化することができるので、エジェクタ効率ηｅを向上させることができる。
【０１４５】
（第２４実施形態）
本実施形態は、放熱器２００から流出した冷媒と圧縮機１００に吸入される冷媒とを熱交換する熱交換器（内部熱交換器）８００、エジェクタ４００、気液分離器５００及び減圧器（絞り手段）６００を一体化したもの（エジェクタ一体型気液分離器）であり、以下、その詳細構造について、図４０〜４５を用いて説明する。
【０１４６】
なお、図４０はエジェクタ一体型気液分離器の軸方向断面図であり、図４１は図４０対して略９０度ずれた方向から見た軸方向断面図であり、図４２は図４０の上面図であり、図４３は図４０のＡ−Ａ断面図であり、図４４はディフィーザ４３０の斜視図であり、図４５（ａ）は熱交換器８００の斜視図であり、図４５（ｂ）は熱交換器８００を構成するチューブの断面図である。
【０１４７】
そして、気液分離器５００は、図４０、４１に示すように、円筒状の一端側が閉塞された略コップ状の下部ボディ（タンク本体）５５１と、他端側を閉塞する上部ボディ５５２とを溶接することによって構成されており、エジェクタ４００は、エジェクタ４００内を流通する冷媒が上方側から下方側に向けて鉛直方向に流通するように上部ボディ５５２（上方側）に固定されている。
【０１４８】
このとき、ディフィーザ４３０は、図４１、４２、４５に示すように、混合部４２０から下方側に向かうほどその断面積を徐々に拡大するようにラッパ状（末広がり状）の第１ホーン部４３１、並びに下部ボディ５５１の下端部５５２及び側壁部５５３の一部と共にディフィーザ４３０を構成する第２ホーン部４３２を有して構成されている。
【０１４９】
そして、第２ホーン部４３２は、側壁部５５３の所定の隙間を有して対向した略円筒状の円筒部４３２ａと第１ホーン部４３１と円筒部４３２ａとを滑らかに繋ぐ曲面状の曲面部４３２ｂとからなるもので、本実施形態では、第１ホーン部４３１及び第２ホーン４３２は一体成形されている。
【０１５０】
また、円筒部４３２ａには、側壁部５５３の接触してディフィーザ４３０を下部ボディ５５１に対して位置決めする位置決め用突起部４３３が設けられている。
【０１５１】
また、熱交換器８００は、図４３、４５（ａ）に示すように、エジェクタ４００にて減圧される前の高圧冷媒が流通する扁平状の第１チューブ８４０と、圧縮機１００に吸引される低圧冷媒が流通する扁平状の第２チューブ８５０とをその扁平面で接触させた状態で渦巻き状に巻いたものであり、両チューブ８４０、８５０は、図４５（ｂ）に示すように、１本のチューブ内に多数本の冷媒通路が形成された多穴チューブである。
【０１５２】
なお、両チューブ８４０、８５０の長手方向両端側には、チューブ８４０、８５０内の冷媒通路に連通するヘッダ８４１、８４２、８５１、８５２が接合されており、ヘッダ８４１、８５１が冷媒を各冷媒通路に分配供給するものであり、ヘッダ８４２、８５２は熱交換を終えて各冷媒通路から流出する冷媒を集合回収するものである。
【０１５３】
次に、本実施形態に係るエジェクタ一体型気液分離器の作動（冷媒流れ）について述べる。
【０１５４】
放熱器２００から流出した高温高圧の冷媒は、第１流入口５５４（図４１、４２参照）から気液分離器５００内に流入して、ヘッダ８４１、第１チューブ８４０及びヘッダ８４２の順に流通して連通口５５５（図４０参照）を経由してエジェクタ４００（ノズル４１０）に流入する。
【０１５５】
そして、エジェクタ４００（ノズル４１０）に流入した冷媒は、混合部４２０にて蒸発器３００にて蒸発した冷媒を吸引しながらディフィーザ４３０にてその圧力を上昇させた後、円筒部４３２ａと側壁部５５３との隙間（ディフィーザ４３０の一部）を経由して下部ボディ５５１の上方側（気液分離器５００内の上方側の空間）に流出する。なお、蒸発器３００にて蒸発した冷媒は、第２流入口５５８（図４２参照）から混合部４２０に吸引される。
【０１５６】
また、下部ボディ５５１の上方側（気液分離器５００内の上方側の空間）に存在する気相冷媒（低圧側冷媒）は、下部ボディ５５１の下方側（気液分離器５００内の下方側の空間）にて屈曲したＵ字状のＵ字管５５６の上端側開口部５５６ａからＵ字管５５６に吸引されてヘッダ８５１から第２チューブ８５０に流入し、高圧側冷媒（第１チューブ８４０内を流通する冷媒）と熱交換した後、第１流出口５５７（図４１参照）から流出して圧縮機１００に吸引される。
【０１５７】
なお、Ｕ字管５５６の下部屈曲部分には、冷媒から分離した冷凍機油（潤滑油）を取り込むオイル戻し穴５５６ｂ（図４５参照）が設けられており、このオイル戻し穴５５６ｂから取り込まれた冷凍機油は、低圧側冷媒と共に第２チューブ８５０を流通して圧縮機１００に吸引される。
【０１５８】
一方、下部ボディ５５１の下方側（気液分離器５００内の下方側の空間）に存在する液相冷媒は、エジェクタ４００の同軸上に配置された吸入パイプ５５８−１の下端側開口部５５８ａから吸引されて第２流出口５５９（図４０参照）から蒸発器３００に向けて流出する。なお、下端側開口部５５８ａから第２流出口５５９に至る冷媒通路にて所定の圧力損失を発生させることにより減圧器（絞り手段）６００を構成している。
【０１５９】
次に、本実施形態の特徴を述べる。
【０１６０】
本実施形態では、気液分離器５００の一部（下部ボディ５５１の下端部５５２及び側壁部５５３の一部）にてディフィーザ４３０の一部を構成しているので、エジェクタ４００（第１ホーン部４３１）のみでディフィーザ４３０を構成する場合に比べて、十分な大きさの冷媒通路を有するディフィーザ４３０を構成することができる。
【０１６１】
しかも、気液分離器５００内の空間を利用して十分な大きさの冷媒通路を有するディフィーザ４３０を構成しているので、エジェクタ４００の性能を向上させつつ、エジェクタ４００を搭載するためのスペースを削減してエジェクタサイクルの設置（搭載）性を向上させることができる。
【０１６２】
（第２５実施形態）
本実施形態もエジェクタ一体型気液分離器に関するものである。具体的には、図４６に示すように、エジェクタ４００は、エジェクタ４００内を流通する冷媒が上方側から下方側に向けて鉛直方向に流通するように気液分離器５００内に配置するとともに、ディフィーザ４３０の冷媒出口（冷媒通路断面積が最大となる部位）より冷媒流れ下流側にて、冷媒の流通方向を下方側に向かう向きから上方側に向かう向きに略１８０度転向させるものである。
【０１６３】
これにより、エジェクタ４００（特に、ディフィーザ４３０）での圧力損失を最小限に抑制しつつ、冷媒の出入口を気液分離器５００の上方側に集中させることが可能となる。
【０１６４】
因みに、５６０は、気液分離器５００内の下方側の空間にてＵ字状に屈曲し、気液分離器５００内の上方側の空間に存在する気相冷媒（低圧側冷媒）を吸引するＵ字管であり、５７０は気液分離器５００内の下方側の空間に存在する液相冷媒を吸引する吸引パイプであり、Ｕ字管５６０の下端側屈曲部には、冷凍機油を取り込むオイル戻し穴５６１が形成されている。
【０１６５】
（その他の実施形態）
上述の実施形態では、二酸化炭素を冷媒としたが、本発明はこれに限定されるものではなく、例えばエチレン、エタン、酸化窒素等であってもよい。
【０１６６】
また、エジェクタ４００の冷媒流れ上流側及び下流側の両側に減圧器７１０、７２０を配設してもよい。
【０１６７】
また、冷媒通路自体に適用な圧力損失を設けることにより、第１減圧器６００を廃止してもよい。
【０１６８】
また、第１〜３実施形態では、第１〜３減圧器６００、７１０、７２０を開度が固定された固定絞りやキャピラリーチューブ等にて構成したが、本発明はこれに限定されるものではなく、開度を可変制御することができる可変開度バルブとしてもよい。
【０１６９】
なお、第２実施形態において、第２減圧器７１０を可変開度バルブとし、エジェクタ４００にて昇圧された後の冷媒圧力が臨界圧力未満である場合にはバルブ開度を大きくして圧力損失を小さくし、エジェクタ４００にて昇圧された後の冷媒圧力が臨界圧力以上の場合には、気液分離器５００入口での冷媒圧力が臨界圧力未満となるようにバルブ開度を調節すれば、第３実施形態と同様に、エジェクタ４００にて昇圧された後の冷媒圧力確実にが臨界圧力未満となるように調節しつつ、冷媒の流通抵抗（圧力損失）が増大することを防止できる。
【０１７０】
また、第１〜３実施形態では、、第２、３減圧器７１０、７２０にてエジェクタ４００にて昇圧された後の冷媒圧力を臨界圧力未満（気液二相域）まで減圧調節したが、本発明はこれに限定されるものではなく、圧縮機の回転数や圧縮機の理論吐出量を調整する等の手段により圧縮機から吐出する冷媒流量を調節することによりエジェクタ４００にて昇圧された後の冷媒圧力を臨界圧力未満（気液二相域）まで減圧調節する圧力調整手段を構成してもよい。
【０１７１】
また、第４〜６実施形態では、混合部４２０の出口部近傍において、液相冷媒を分離抽出したが、本発明はこれに限定されるものではなく、エジェクタ４００の昇圧途中（混合部４２０の入口からディフィーザ４３０の出口までの間）であれば、どこでもよい。
【０１７２】
また、第９〜１６実施形態では、本発明に係るエジェクタサイクルを給湯器に適用したが、本発明はこれに限定されるものではなく、例えば空調装置等にも適用することができる。
【０１７３】
また、第９〜１６実施形態では、電動モータＭｏにて圧縮機１００から吐出される冷媒流量を制御したが、本発明はこれに限定されるものではなく、可変容量型の圧縮機にて圧縮機１００から吐出される冷媒流量を制御してもよい。
【０１７４】
また、第９〜１６実施形態では、圧縮機１００から吐出される冷媒流量を制御したが、本発明はこれに限定されるものではなく、例えば圧縮機から吐出される冷媒流量（圧縮機の回転数）を一定値としてもよい。
【０１７５】
また、本発明は上述の実施形態それぞれに示されたものにのみ限定されるものでは、第１〜１６実施形態のうち少なくとも２つの実施形態を組み合わせてもよい。
【０１７６】
また、上述の実施形態では、エジェクタ４００の形状（ノズル４１０の入口径、ノズル４１０の喉部径、ノズル４１０の出口径、混合部４２０の径寸法、ノズル入口からノズル喉部までの寸法、ノズル喉部からノズル出口までの寸法、混合部４２０の長さ及びディフィーザ４３０の広がり角度等のエジェクタの仕様）が固定されたものであったが、本発明はこれに限定されるものではなく、エジェクタ４００の形状をサイクルの運転状況に応じて変化させてもよい。これにより、エジェクタサイクルの運転状態によらず、高いエジェクタ効率を維持しつつ、サイクルを運転することができる。
【０１７７】
また、エジェクタ効率ηｅの定義式は、上記数式１に限定されるものではなく、膨張エネルギーを圧力エネルギーに変換する際にエネルギの変換効率を精度よく示すものであればよい。
【０１７８】
また、第６、７実施形態に係る気液分離器及び第８〜２５実施形態に係るエジェクタサイクルでは、二酸化炭素を冷媒とする高圧側圧力が冷媒の臨界圧力以上となるものであったが、これら実施形態はこれに限定されるものではなく、高圧側圧力が冷媒の臨界圧力未満となるものにも適用することができる。
【０１７９】
また、上述の実施形態では、混合部４２０とディフィーザ４３０とが明確に区別されていたが、本発明はこれに限定されるものではなく、混合部４２０とディフィーザ４３０と明確に区別することなく、混合部４２０の機能とディフィーザ４３０の機能とを併せ持った昇圧部とノズル４１０とでエジェクタ４００を構成してもよい。
【０１８０】
また、上述の実施形態では、ノズル４１０（エジェクタ４００）は１段絞りであったが、本発明はこれに限定されるものではなく、ノズル４１０（エジェクタ４００）を複数段絞り構造を有するものにしてもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施形態に係るエジェクタサイクルの模式図である。
【図２】本発明の第１実施形態に係るエジェクタサイクルのｐ−ｈ（モリエル）線図である。
【図３】本発明の第１実施形態に係るエジェクタサイクルにおける高圧側圧力と成績係数及び冷房能力との関係を示すグラフである。
【図４】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。
【図５】本発明の第３実施形態に係るエジェクタサイクルの模式図である。
【図６】本発明の第４実施形態に係るエジェクタサイクルのエジェクタ及び気液分離器部分の拡大模式図である。
【図７】（ａ）はエジェクタ効率ηｅと蒸発器で発生する冷凍能力Ｑｅとの関係を示すグラフであり、（ｂ）はエジェクタ効率ηｅと圧縮機の吸入圧上昇分ΔＰ及び蒸発器冷媒入口側と出口側との比エンタルピ差Δｈとの関係を示すグラフであり、（ｃ）はエジェクタ効率ηｅと圧縮機に吸入される冷媒の質量流量Ｇｒ及び蒸発器内を流通する冷媒の質量流量Ｇｅとの関係を示すグラフである。
【図８】本発明の第４実施形態に係るエジェクタサイクルのｐ−ｈ（モリエル）線図である。
【図９】ノズルの冷媒出口からディフィーザの冷媒出口までにおける、エジェクタの冷媒通路断面の中央部を基準とした半径方向の位置と冷媒流速との関係を示す三次元特性図である。
【図１０】本発明の第５実施形態に係るエジェクタサイクルのエジェクタ及び気液分離器部分の拡大模式図である。
【図１１】エジェクタの冷媒通路断面の中央部を基準とした半径方向の位置と冷媒中に占める液相冷媒の割合（液体積割合）との関係を示すグラフである。
【図１２】本発明の第６実施形態に係るエジェクタサイクルのエジェクタ及び気液分離器部分の拡大模式図である。
【図１３】本発明の第７実施形態に係るエジェクタサイクルに適用される気液分離器の模式図である。
【図１４】本発明の第７実施形態に係るエジェクタサイクルに適用される気液分離器の特徴を説明するための説明図である。
【図１５】本発明の第８実施形態に係るエジェクタサイクルに適用される気液分離器の模式図である。
【図１６】図１５のＡ−Ａ断面図である。
【図１７】本発明の第９実施形態に係るエジェクタサイクルの模式図である。
【図１８】エジェクタ効率と流量比との関係を示すグラフである。
【図１９】本発明の第１０施形態に係るエジェクタサイクルの模式図である。
【図２０】本発明の第１１実施形態に係るエジェクタサイクルの模式図である。
【図２１】本発明の第１２実施形態に係るエジェクタサイクルの模式図である。
【図２２】本発明の第１３実施形態に係るエジェクタサイクルの模式図である。
【図２３】本発明の第１４実施形態に係るエジェクタサイクルの模式図である。
【図２４】本発明の第１５実施形態に係るエジェクタサイクルの模式図である。
【図２５】本発明の第１６実施形態に係るエジェクタサイクルの模式図である。
【図２６】本発明の第１６実施形態に係るエジェクタサイクルの変形例に係る模式図である。
【図２７】本発明の第１７実施形態に係るエジェクタサイクルの模式図である。
【図２８】加熱度と流量比α、エジェクタ４００での昇圧ΔＰ及びエジェクタ効率ηｅとの関係を示すグラフである。
【図２９】本発明の第１８実施形態に係るエジェクタサイクルの模式図である。
【図３０】高圧側圧力と流量比α、エジェクタ４００での昇圧ΔＰ及びエジェクタ効率ηｅとの関係を示すグラフである。
【図３１】本発明の第１９実施形態に係るエジェクタサイクルの模式図である。
【図３２】本発明の第２０実施形態に係るエジェクタサイクルの模式図である。
【図３３】本発明の第２１実施形態に係るエジェクタサイクルの模式図である。
【図３４】本発明の第２２実施形態に係るエジェクタサイクルの模式図である。
【図３５】本発明の第２２実施形態に係るエジェクタサイクルの変形例に係る模式図である。
【図３６】本発明の第２２実施形態に係るエジェクタサイクルの変形例に係る模式図である。
【図３７】本発明の第２２実施形態に係るエジェクタサイクルの変形例に係る模式図である。
【図３８】本発明の第２２実施形態に係るエジェクタサイクルの変形例に係る模式図である。
【図３９】本発明の第２３実施形態に係るエジェクタサイクルに適用されるエジェクタの拡大模式図である。
【図４０】本発明の第２４実施形態に係るエジェクタ一体型気液分離器の軸方向断面図である。
【図４１】図４０対して略９０度ずれた方向から見た軸方向断面図である。
【図４２】図４０の上面図である。
【図４３】図４０のＡ−Ａ断面図である。
【図４４】ディフィーザ４３０の斜視図である。
【図４５】（ａ）は熱交換器の斜視図であり、（ｂ）は熱交換器を構成するチューブの断面図である。
【図４６】本発明の第２５実施形態に係るエジェクタ一体型気液分離器の軸方向断面図である。
【符号の説明】
４００…エジェクタ、５００…気液分離器、５４３…オイル戻し穴。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
In the present invention, the refrigerant is decompressed and expanded to suck the vapor-phase refrigerant evaporated in the evaporator, and the expansion energy (the kinetic energy discarded by the decompressor such as an expansion valve in a normal vapor compression refrigeration cycle) is used. The present invention relates to an ejector cycle having an ejector that converts pressure energy to increase the suction pressure of a compressor, and a gas-liquid separator for the ejector cycle.
[0002]
[Problems to be solved by the invention]
The present invention includes (1) returning lubricating oil to the compressor as described in a seventh embodiment described later, and (2) installing (mounting) an ejector cycle as described in twenty-fourth and twenty-fifth embodiments described later. It is to achieve at least one of improving the property.
[0003]
[Means for Solving the Problems]
  In order to achieve the above object, the present invention provides a method according to claim 1,The ejector is applied to an ejector cycle having an ejector (400) that expands the refrigerant under reduced pressure and sucks the gas-phase refrigerant evaporated in the evaporator and converts the expansion energy into pressure energy to increase the suction pressure of the compressor. The gas-liquid two-phase refrigerant from (400) is separated into a gas-phase refrigerant and a liquid-phase refrigerant, and the liquid-phase refrigerant is stored in the tank part (551), and the gas-phase refrigerant is supplied to the suction side of the compressor (100). In the gas-liquid separator (500) for supplying the liquid-phase refrigerant to the evaporator (300), the refrigerant flowing in the ejector (400) is directed from the upper side to the lower side in the tank portion (551). The ejector (400) is arranged so as to circulate and the refrigerant flow direction is directed downward on the downstream side of the refrigerant flow from the refrigerant outlet of the diffuser (430) of the ejector (400). Configured to deflect in a direction toward the upper side from the Hare orientationIt is characterized by that.
[0009]
  Thereby, since this invention becomes an ejector integrated gas-liquid separator, for mounting an ejector (400)TheThe pace can be reduced and the installation (mounting) performance of the ejector cycle can be improved.
  In the invention according to claim 2, the ejector (400) that decompresses and expands the refrigerant to convert the expansion energy into pressure energy, and the gas-liquid two-phase refrigerant that has flowed out of the ejector (400) are converted into a gas phase refrigerant and a liquid phase. A gas-liquid separator (500) comprising a tank part (551) that separates into a refrigerant and stores liquid-phase refrigerant, and the refrigerant flowing through the ejector (400) is on the upper side in the tank part (551) The ejector (400) is arranged so as to circulate downward from the refrigerant, and the refrigerant flow direction is directed downward from the refrigerant outlet downstream of the refrigerant outlet of the diffuser (430) of the ejector (400). It is configured to turn in the direction toward the upper side. Thereby, like the invention of Claim 1, when it applies to an ejector cycle, the installation (mounting) property of an ejector cycle can be improved.
[0010]
Incidentally, the reference numerals in parentheses of each means described above are an example showing the correspondence with the specific means described in the embodiments described later.
[0011]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
  Hereinafter, embodiments of the present invention will be described. The twenty-fourth and twenty-fifth embodiments described below are embodiments of the invention described in the claims, the first embodiment is a premise of the present invention, and the other embodiments are reference examples. It is embodiment shown as.
  (First embodiment)
  In the present embodiment, the ejector cycle according to the present invention is applied to a vehicle air conditioner using carbon dioxide as a refrigerant, and FIG. 1 is a schematic diagram of the ejector cycle according to the present embodiment.
[0012]
Reference numeral 100 denotes a compressor that obtains driving force from a driving source (not shown) such as a traveling engine and sucks and compresses the refrigerant. Reference numeral 200 denotes a refrigerant that exchanges heat between the refrigerant discharged from the compressor 100 and outdoor air. It is a heatsink (gas cooler) which cools.
[0013]
Reference numeral 300 denotes an evaporator that exhibits a refrigerating capacity by exchanging heat between the air blown into the room and the liquid refrigerant to evaporate the liquid refrigerant, and 400 is an evaporator that expands the refrigerant flowing out of the radiator 200 under reduced pressure. This ejector raises the suction pressure of the compressor 100 by sucking the vapor-phase refrigerant evaporated at 300 and converting the expansion energy into pressure energy.
[0014]
The ejector 400 converts the pressure energy (pressure head) of the high-pressure refrigerant flowing out of the radiator 200 into velocity energy (speed head) to decompress and expand the refrigerant, and a high-speed refrigerant flow ejected from the nozzle 410. Velocity energy is converted to pressure energy while mixing the refrigerant jetted from the nozzle 410 and the refrigerant sucked from the evaporator 300 while mixing the vapor phase refrigerant evaporated in the evaporator 300 by (jet flow). And a diffuser 430 for increasing the pressure of the refrigerant.
[0015]
Reference numeral 500 denotes a gas-liquid separator that stores the refrigerant by flowing the refrigerant flowing out from the ejector 400 into the vapor phase refrigerant and the liquid phase refrigerant and storing the refrigerant. The liquid phase refrigerant that has been sucked and separated is sucked to the evaporator 300 side.
[0016]
Reference numeral 600 denotes a first decompressor (throttle means) that decompresses the liquid-phase refrigerant sucked from the gas-liquid separator 500 to the evaporator 300, and the first decompressor 600 reduces the pressure in the evaporator 300 ( Evaporation pressure) is definitely reduced.
[0017]
Next, the general operation of the ejector cycle will be described.
[0018]
When the compressor 100 is started, gas-phase refrigerant is sucked into the compressor 100 from the gas-liquid separator 500 and the compressed refrigerant is discharged to the radiator 200. The refrigerant cooled by the radiator 200 is decompressed and expanded by the nozzle 410 of the ejector 400 and sucks the refrigerant in the evaporator 300.
[0019]
Next, the refrigerant sucked from the evaporator 300 and the refrigerant blown out from the nozzle 410 are mixed by the mixing unit 420, the dynamic pressure thereof is converted into a static pressure by the diffuser 430, and returned to the gas-liquid separator 500.
[0020]
On the other hand, since the refrigerant in the evaporator 300 is sucked by the ejector 400, the liquid phase refrigerant flows into the evaporator 300 from the gas-liquid separator 500, and the refrigerant that has flowed in absorbs heat from the air blown into the room. Evaporate.
[0021]
Incidentally, FIG. 2 is a ph diagram showing the operation of the ejector cycle according to this embodiment, and the numbers shown in FIG. 2 indicate the state of the refrigerant at the positions of the numbers shown in FIG.
[0022]
At this time, although the absolute value of the suction pressure increase ΔP of the compressor 100 varies depending on the efficiency of the mixing unit 420 and the diffuser 430, the refrigerant inlet (the point indicated by 2 in FIG. 2) of the nozzle 410 and the nozzle 410 The larger the specific enthalpy difference (adiabatic heat drop) at the refrigerant outlet (point indicated by 3 in FIG. 2), the larger the value.
[0023]
Next, the function and effect of this embodiment will be described.
[0024]
Since carbon dioxide is used as the refrigerant in the present embodiment, as shown in FIG. 2, the refrigerant pressure before being depressurized by the ejector 400 (nozzle 410) is equal to or higher than the critical pressure of the refrigerant in the compressor 100. The pressure is increased to the critical range) and then expanded under reduced pressure.
[0025]
Therefore, since the pressure difference during decompression expansion becomes large, the specific enthalpy difference (adiabatic heat) between the refrigerant inlet of the nozzle 410 (shown by 2 in FIG. 2) and the refrigerant outlet of the nozzle 410 (shown by 3 in FIG. 2). (Head) can be increased. As a result, the expansion energy generated at the time of depressurization can be more reliably recovered, so that the suction pressure increase ΔP can be increased and the coefficient of performance (efficiency) of the ejector cycle can be improved.
[0026]
By the way, in the supercritical region, the gas-phase refrigerant also has a density substantially equal to that of the liquid-phase state. Therefore, the refrigerant expanded under reduced pressure by the ejector 400 (nozzle 410) is the same as the liquid-phase refrigerant and the gas-phase refrigerant. It is accelerated to almost the same speed. For this reason, since the energy conversion efficiency in the ejector 400 (nozzle 410) becomes high (about 2 times that of Freon), the expansion energy generated at the time of decompression can be recovered more reliably. Therefore, since the suction pressure increase ΔP can be increased, the coefficient of performance (efficiency) of the ejector cycle can be improved.
[0027]
Further, the isentropic line of carbon dioxide from the critical point to the saturated liquid line side has a ratio (= Δh / ΔP) of the change amount (Δh) of the specific enthalpy to the change amount (ΔP) of the pressure as compared with the fluorocarbon. Therefore, it is possible to increase the specific enthalpy difference (adiabatic heat drop) between the refrigerant inlet of the nozzle 410 and the refrigerant inlet of the diffuser 430 when the decompressor is decompressed and expanded by the ejector 400 as compared with the ejector cycle using chlorofluorocarbon as a refrigerant. it can.
[0028]
As described above, according to the present embodiment, the coefficient of performance (efficiency) of the ejector cycle can be improved while eliminating the use of CFCs using carbon dioxide as a refrigerant.
[0029]
FIG. 3 shows the relationship between the coefficient of performance (COP) and refrigeration capacity (cooling capacity) of the ejector cycle and the high-pressure side pressure (refrigerant pressure before being depressurized by the ejector 400 (nozzle 410)) according to this embodiment. As shown in FIG. 3, as the high pressure side pressure is increased, the refrigeration capacity increases. However, if the high pressure side pressure is excessively increased, the coefficient of performance deteriorates. It is desirable to control and adjust the shape and size of the ejector 400 (nozzle 410), the discharge flow rate of the compressor 100, and the like so as to maintain the high pressure side pressure.
[0030]
(Second Embodiment)
Incidentally, in the ejector cycle, as described above, the expansion energy is recovered by the ejector 400 and the suction pressure of the compressor 100 is increased to reduce the driving force of the compressor 100. However, the refrigerant pressure on the high pressure side is reduced. Since it is as high as supercritical or higher, the refrigerant pressure on the outlet side of the diffuser 430 may be higher than the critical pressure.
[0031]
When the refrigerant pressure on the outlet side of the diffuser 430 becomes equal to or higher than the critical pressure, the pressure in the gas-liquid separator 500 also becomes higher than the critical pressure, and the refrigerant in the gas-liquid separator 500 is changed into a gas phase refrigerant and a liquid phase refrigerant. Since it cannot be separated, the liquid phase refrigerant cannot be supplied to the evaporator 300.
[0032]
Therefore, in the present embodiment, as shown in FIG. 4, a second decompressor (pressure adjusting means) 710 that decompresses the refrigerant whose pressure has been increased by the ejector 400 is disposed on the downstream side of the refrigerant flow of the ejector 400 and the decompression is performed. The pressure of the refrigerant after the pressure is increased by the ejector 400 in the vessel 710 is adjusted to a pressure lower than the critical pressure (gas-liquid two-phase region).
[0033]
(Third embodiment)
In the second embodiment, the second pressure reducer (pressure adjusting means) 710 is arranged on the downstream side of the refrigerant flow of the ejector 400, and the refrigerant pressure after being increased in pressure by the ejector 400 is adjusted to be less than the critical pressure. However, in the present embodiment, as shown in FIG. 5, a third pressure reducer (pressure adjusting means) 720 is disposed upstream of the refrigerant flow of the ejector 400, and the pressure is increased by the ejector 400 by the third pressure reducer 720. Then, the refrigerant pressure is adjusted to a reduced pressure below the critical pressure (gas-liquid two-phase region).
[0034]
Incidentally, the third decompressor 720 according to the present embodiment and the second decompressor 710 according to the second embodiment both adjust the refrigerant pressure after being boosted by the ejector 400 to be less than the critical pressure. However, depending on the refrigerant pressure on the high pressure side and the efficiency of the ejector 400, the refrigerant pressure after being pressurized by the ejector 400 is less than the critical pressure without depressurizing the refrigerant by the second and

third decompressors

710 and 720. There may be cases.
[0035]
In such a case, as in the second embodiment, when the second pressure reducer 710 is disposed on the downstream side of the refrigerant flow of the ejector 400, the second pressure reducer 710 becomes a flow resistance (pressure loss) of the refrigerant, It becomes a factor which reduces efficiency.
[0036]
On the other hand, if the third decompressor 720 is disposed upstream of the refrigerant flow of the ejector 400 as in the present embodiment, the decompression is always performed in the supercritical region. It is possible to prevent an increase in refrigerant flow resistance (pressure loss) while adjusting the refrigerant pressure to be less than the critical pressure without fail.
[0037]
(Fourth embodiment)
In the first to third embodiments, the refrigerant after flowing out from the ejector 400 (after being pressurized by the diffuser 430) is separated into a gas-phase refrigerant and a liquid-phase refrigerant by the gas-liquid separator 500, and the gas-phase refrigerant is compressed. In this embodiment, the gas-liquid separator 500 is provided at the refrigerant outlet portion of the mixing unit 420 as shown in FIG. 6. Thus, the liquid phase refrigerant is separated and extracted from the refrigerant before flowing out from the ejector 400, the separated and extracted liquid phase refrigerant is supplied to the evaporator 300 side, and the gas phase refrigerant is supplied to the suction side of the compressor 100. Is.
[0038]
Next, the function and effect of this embodiment will be described.
[0039]
FIG. 7A is a numerical simulation result showing the relationship between the ejector efficiency ηe and the refrigerating capacity Qe (= Ge × Δh) generated in the evaporator 300. FIG. 7B shows the ejector efficiency ηe and the compressor 100. 7 is a numerical simulation result showing the relationship between the suction pressure increase ΔP and the specific enthalpy difference Δh between the refrigerant inlet side and the outlet side of the evaporator 300, and FIG. 7C shows the ejector efficiency ηe and the suction to the compressor 100. It is a numerical simulation result which shows the relationship between the mass flow rate Gr of the refrigerant | coolant and the mass flow rate Ge of the refrigerant | coolant which circulates through the evaporator 300. FIG.
[0040]
As apparent from FIG. 7, when the ejector efficiency ηe increases, the suction pressure increase ΔP increases and the work of the compressor 100 can be reduced. However, when the suction pressure increase ΔP increases, Since the pressure in the separator 500 increases, the specific enthalpy of the refrigerant when flowing into the evaporator 300 increases as shown by the broken line in FIG. For this reason, the specific enthalpy difference Δh between the refrigerant inlet side and the outlet side of the evaporator 300 is reduced, and the refrigerating capacity Qe generated in the evaporator 300 is also reduced.
[0041]
Incidentally, the ejector efficiency ηe is a product of the mass flow rate Gn of the refrigerant flowing through the radiator 200 (high pressure side heat exchanger) and the enthalpy difference Δie at the inlet / outlet of the nozzle 410, and the numerator includes the compressor 100 Defined with the sum of the refrigerant flow rate Gn indicating how much energy has been recovered as work and the mass flow rate Ge of refrigerant flowing through the evaporator 300 (low pressure side heat exchanger) and the pressure recovery ΔP at the ejector 400 It is. Specifically, in consideration of the velocity energy of the suction refrigerant before being sucked by the ejector 400, it is defined by the following formula 1.
[0042]
[Expression 1]

[0043]
In contrast, in the present embodiment, the liquid phase refrigerant is separated and extracted from the refrigerant before flowing out from the ejector 400, and the separated and extracted liquid phase refrigerant is supplied to the evaporator 300 side. As described above, even if the suction pressure increase ΔP increases, the pressure increase ΔPe of the liquid refrigerant flowing out of the gas-liquid separator 500 can be made smaller than the suction pressure increase ΔP.
[0044]
Therefore, it is possible to prevent the specific enthalpy of the refrigerant from flowing into the evaporator 300 from increasing, so that the specific enthalpy difference Δhe between the refrigerant inlet side and the outlet side of the evaporator 300 can be increased. The refrigerating capacity Qe generated at 300 can be increased.
[0045]
FIG. 9 is a numerical simulation result showing the relationship between the position in the radial direction with respect to the central portion of the refrigerant passage cross section of the ejector 400 and the refrigerant flow velocity from the refrigerant outlet of the nozzle 410 to the refrigerant outlet of the diffuser 430. is there.
[0046]
In the numerical simulation, it is assumed that the nozzle 410, the mixing unit 420, and the diffuser 430 have a rotationally symmetric shape, and the flow velocity distribution is distributed symmetrically with respect to the central portion (reference). Moreover, the refrigerant | coolant flow velocity (gas velocity) has shown the magnitude | size when the velocity at the nozzle 410 exit is set to 1.
[0047]
As is clear from FIG. 9, the jet flow (drive flow gas) flowing out from the nozzle 410 reduces its flow rate while sucking and accelerating the refrigerant from the evaporator 300. At this time, in the refrigerant outlet part of the mixing part 420 (refrigerant inlet part of the diffuser 430), mixing is performed so that the flow velocity of the suction gas (suction flow gas) sucked from the evaporator 300 is substantially equal to the flow velocity of the driving flow gas. The mixed refrigerant flows into the diffuser 430 and increases the pressure while decreasing the flow velocity.
[0048]
That is, the refrigerant (driving flow gas) that circulates in the ejector 400 ends the suction of the suction flow gas at the refrigerant outlet of the mixing unit 420 and raises its pressure by the diffuser 430. Thus, as in this embodiment, If the gas-liquid separator 500 is provided at the refrigerant outlet of the mixing unit 420 and the separated and extracted liquid-phase refrigerant is supplied to the evaporator 300 side, the suction pressure increase ΔP is secured and the high ejector efficiency ηe is maintained. It is possible to increase the refrigeration capacity Qe by preventing the specific enthalpy of the refrigerant from flowing into the evaporator 300 from increasing.
[0049]
(Fifth embodiment)
In the present embodiment, as shown in FIG. 10, the liquid phase refrigerant is separated and extracted from the refrigerant flowing in the ejector 400 on the refrigerant outlet side of the mixing unit 420 as in the fourth embodiment, and the liquid phase obtained by the separation and extraction is extracted. In addition to the gas-liquid separator 500 (hereinafter referred to as the first gas-liquid separator 500) that causes the refrigerant to flow out to the evaporator 300 side, the refrigerant that has flowed out of the ejector 400 (diffuser 430) is converted into a gas-phase refrigerant and a liquid-phase refrigerant. And a second gas-liquid separator 510 that supplies the separated liquid-phase refrigerant to the evaporator 300 side and supplies the gas-phase refrigerant to the suction side of the compressor 100 is provided.
[0050]
Thus, even if the first gas-liquid separator 500 cannot separate and extract a sufficient amount of the liquid-phase refrigerant, the second gas-liquid separator 510 causes the refrigerant flowing out of the ejector 400 to be in the gas phase. Since the liquid phase refrigerant is supplied to the evaporator 300 side after being separated into the refrigerant and the liquid phase refrigerant, a sufficient amount of the liquid phase refrigerant can be supplied to the evaporator 300.
[0051]
In addition, since the pressure in the second gas-liquid separator 500 is the pressure before being increased by the diffuser 430, in this embodiment, the pressure in the refrigerant passage connecting the first gas-liquid separator 500 and the evaporator 300 is increased. Has no pressure reducer. On the other hand, since the pressure in the second gas-liquid separator 510 becomes the pressure increased by the diffuser 510, the decompressor 600 is installed in the refrigerant passage connecting the second gas-liquid separator 510 and the evaporator 300. Disposed to prevent the pressure in the evaporator 300 from rising
Incidentally, FIG. 11 is a numerical simulation result showing the relationship between the position in the radial direction with respect to the central portion of the refrigerant passage cross section of the ejector 400 and the ratio of liquid phase refrigerant (liquid volume ratio) in the refrigerant. As can be seen from FIG. 11, the liquid volume ratio becomes the largest at the center of the refrigerant passage cross section. The calculation conditions are the same as in the fourth embodiment. In FIG. 11, the solid line indicates the vicinity of the outlet of the nozzle 410, the broken line indicates the vicinity of the outlet of the mixing unit 420, and the one-dot chain line indicates the vicinity of the outlet of the diffuser 430. .
[0052]
Therefore, in the present embodiment, the introduction opening 502 of the refrigerant introduction pipe 501 that guides the refrigerant to the first gas-liquid separator 500 is arranged at the center of the refrigerant passage cross section of the ejector 400 (on the refrigerant outlet side of the mixing unit 420). By doing so, the liquid phase refrigerant is separated and extracted efficiently.
[0053]
(Sixth embodiment)
In the present embodiment, the first gas-liquid separator 500 and the second gas-liquid separator 510 in the fifth embodiment are integrated into one gas-liquid separator 520, thereby reducing the size and mounting properties (installation). Property).
[0054]
Specifically, as shown in FIG. 12, the casing 521 is vertically divided by a partition member 523 in which a plurality of orifices (small holes) 522 such as punch metal are formed, and the refrigerant introduction pipe 501 is formed from the partition member 523. It communicates with the space 524 formed on the lower side, and the refrigerant outlet side of the ejector 400 (diffuser 530) communicates with the space 525 formed below the partition member 523.
[0055]
Then, the space 525 side is connected to the suction side of the compressor 100, the gas-phase refrigerant is sucked by the compressor 100, and the liquid-phase refrigerant accumulated in the space 524 is supplied to the evaporator 300 side. At this time, the orifice 522 functions as a pressure reducing means (throttle means) for reducing the pressure of the refrigerant flowing from the space 525 side to the space 524 side to suppress the pressure increase on the evaporator 300 side, and also ejects the ejector 400 ( It functions as a disturbance preventing means for preventing the liquid phase refrigerant in the gas-liquid separator 520 from being disturbed by the refrigerant flowing out from the diffuser 530).
[0056]
(Seventh embodiment)
In the present embodiment, as shown in FIG. 13, an ejector 400, a gas-liquid separator 500, and a decompressor (throttle means) 600 are integrated, and the detailed structure thereof will be described below.
[0057]
In FIG. 13, reference numeral 540 denotes a metal tank (tank body) that separates the refrigerant ejected from the ejector 400 (diffuser 430) into a gas-phase refrigerant and a liquid-phase refrigerant and stores the separated liquid-phase refrigerant. In the ejector 400, the refrigerant flowing in the ejector 400 flows in the vertical direction from the lower side to the upper side in the tank part 540, and the refrigerant outlet part 431 of the ejector 400 (diffuser 430) is the dunk part 540. It is built in the tank part 540 so as to be positioned above the refrigerant liquid level LS and open upward.
[0058]
At this time, the refrigerant path from the nozzle 410 to the diffuser 430 via the mixing unit 420 is substantially straight so that unnecessary pressure loss does not occur in the refrigerant, and the nozzle 410 is located outside the tank unit 540. Located in the air and exposed to the atmosphere.
[0059]
A collision wall (baffle plate) 541 that collides the refrigerant flowing out from the refrigerant outlet 431 is joined to the inner wall of the tank unit 540 on the refrigerant outlet 431 side of the ejector 400 (diffuser 430).
[0060]
Incidentally, reference numeral 542 denotes a gas-phase refrigerant outflow pipe for allowing the gas-phase refrigerant accumulated on the upper side of the tank unit 540 to flow out to the suction side of the compressor 100, and the gas-phase refrigerant outflow pipe 542 is disposed on the lower side of the tank unit 540. The liquid phase refrigerant that has accumulated is bent approximately 180 ° to form a U-shape.
[0061]
Then, in the bent portion 542a located in the liquid phase refrigerant in the gas phase refrigerant outflow pipe 542, lubricating oil (refrigeration oil for lubricating the sliding portion in the compressor 100) mixed in the liquid phase refrigerant is supplied. An oil return hole 543 for suction is provided. Note that the lubricating oil sucked from the oil return hole 543 is actually a liquid-phase refrigerant containing a large amount of lubricating oil.
[0062]
Reference numeral 543 denotes a liquid-phase refrigerant outflow pipe for allowing the liquid-phase refrigerant accumulated on the lower side of the tank portion 540 to flow out to the evaporator 300 side. The decompressor 600 ( In the present embodiment, an orifice such as a fixed throttle having a fixed opening degree is provided.
[0063]
Next, the function and effect of the ejector integrated gas-liquid separator according to this embodiment will be described.
[0064]
The refrigerant that flows out (spouts) from the ejector 400 scatters against the collision wall 541, but the liquid-phase refrigerant having a higher density and viscosity than the gas-phase refrigerant collides with the collision wall 541 or sticks to it. Since it does not scatter greatly compared to the phase refrigerant, the liquid phase refrigerant and the gas phase refrigerant can be separated efficiently. Note that the liquid refrigerant stuck to the collision wall 541 falls down due to its own weight.
[0065]
Further, since the refrigerant outlet portion 431 of the ejector 400 (diffuser 430) is located above the refrigerant liquid level LS in the dunk portion 540 and is open, the refrigerant flowing out (spouting) from the ejector 400 (diffuser 430). Since the refrigerant in the tank unit 540 can be prevented from being agitated, the gas-liquid separated refrigerant can be prevented from mixing.
[0066]
Further, since the refrigerant outlet portion 431 opens upward, it is easy to separate and extract a liquid phase refrigerant having a high density from the refrigerant flowing out (spouting) from the ejector 400 (diffuser 430).
[0067]
By the way, when the ejector 400 is built in the gas-liquid separator 500 (tank part 540), as shown on the right side of the sheet of FIG. 14, the refrigerant circulating in the ejector 400 flows from the upper side to the lower side. In addition, a means for causing the refrigerant outlet portion 431 of the ejector 400 (diffuser 430) to be positioned above the refrigerant liquid level LS in the dunk portion 540 (hereinafter, this means is referred to as an upper built-in type) is also conceivable. However, in this upper built-in type, the vertical dimension H of the gas-liquid separator 500 (tank part 540) is rather large due to the reasons described below.
[0068]
That is, the refrigerant outlet 431 is dunked in any form of the upper built-in type gas-liquid separator and the gas-liquid separator according to the present embodiment (hereinafter referred to as the lower built-in type gas-liquid separator). Since the liquid level height h1 and the dimensions from the nozzle 410 to the refrigerant outlet 431 are the same for the upper built-in type and the lower built-in type, the upper built-in type needs to be positioned above the refrigerant liquid level LS in the part 540. In the type gas-liquid separator, the dimension c2 above the refrigerant liquid level LS needs to be larger than the dimension from the nozzle 410 to the refrigerant outlet 431.
[0069]
On the other hand, in the lower built-in type gas-liquid separator, since most of the nozzle 410 to the refrigerant outlet part 431 (mixing part 420) can be immersed in the liquid-phase refrigerant, the gas-liquid separator 500 ( The vertical dimension H of the tank part 540) can be made smaller than that of the upper built-in gas-liquid separator.
[0070]
Incidentally, if the dimension from the nozzle 410 to the refrigerant outlet 431 is sufficiently small, the vertical dimension H of the upper built-in type gas-liquid separator is reduced to the same level as the vertical dimension H of the lower built-in type gas-liquid separator. However, if the dimension from the nozzle 410 to the refrigerant outlet 431 is small, the refrigerant cannot be sufficiently sucked from the evaporator 300, and the refrigerant can be sufficiently boosted by the diffuser 430. There is a high risk of disappearing.
[0071]
By the way, even though the nozzle 410 is cooled by the radiator 200, a relatively high temperature refrigerant flows in. Therefore, if the entire ejector 400 including the nozzle 410 is built in the tank unit 540, before being decompressed and expanded. The liquid refrigerant in the tank unit 540 evaporates due to the high temperature refrigerant, and there is a possibility that a sufficient amount of the liquid refrigerant can not be supplied to the evaporator 300.
[0072]
On the other hand, in the present embodiment, at least the nozzle 410 of the ejector 400 is positioned outside the tank part 540, so that the refrigerant that circulates in the tank part 540 out of the refrigerant that circulates in the ejector 400 is the nozzle. In 410, the refrigerant is decompressed and expanded at a low temperature. Therefore, it is possible to prevent the liquid phase refrigerant in the tank unit 540 from evaporating, so that a sufficient amount of the liquid phase refrigerant can be supplied to the evaporator 300.
[0073]
In the present embodiment, the ejector 400 is incorporated in the gas-liquid separator 500 so that the refrigerant flowing in the ejector 400 flows in the vertical direction from the lower side to the upper side in the tank unit 540. The present embodiment is not limited to this. For example, the refrigerant that circulates in the ejector 400 may circulate from the lower side toward the upper side while being inclined with respect to the horizontal plane.
[0074]
In the present embodiment, only the nozzle 410 is located outside the tank unit 540. However, in the present embodiment, for example, the mixing unit 420 may be located outside the tank unit 540.
[0075]
Further, in the present embodiment, the refrigerant path from the nozzle 410 to the diffuser 430 via the mixing unit 420 is substantially linear, but in this embodiment, at least the refrigerant path from the nozzle 410 to the mixing unit 420 is approximately. The diffuser 430 may be bent as long as it is linear.
[0076]
Note that the phrase “the refrigerant passage is substantially linear” does not mean strictly on a straight line but includes a bend that does not cause a manufacturing error or a large pressure loss.
[0077]
(Eighth embodiment)
In the seventh embodiment, the refrigerant flowing out from the refrigerant outlet 431 side of the ejector 400 (diffuser 430) is caused to collide with the collision wall 541. However, in the present embodiment, as shown in FIGS. The ejector 400 is built in the tank part 540 so that the refrigerant ejected from the refrigerant outlet 431 collides with the inner wall of the tank part 540 in a state where the refrigerant is positioned above the refrigerant liquid level LS.
[0078]
Thereby, since the collision wall 541 can be abolished, the liquid-phase refrigerant and the gas-phase refrigerant can be efficiently separated while reducing the manufacturing cost of the gas-liquid separator 500.
[0079]
In this embodiment, since the nozzle 410 is positioned outside the tank unit 540, the liquid-phase refrigerant in the tank unit 540 can be prevented from evaporating as in the seventh embodiment. A sufficient amount of liquid phase refrigerant can be supplied to 300.
[0080]
Incidentally, in this embodiment, the longitudinal direction of the ejector 400 is made substantially horizontal so that the refrigerant flowing in the ejector 400 flows in a substantially horizontal direction. However, the present embodiment is not limited to this, for example, the ejector The refrigerant that circulates in 400 may be circulated from the lower side toward the upper side while being inclined with respect to the horizontal plane.
[0081]
(Ninth embodiment)
In the present embodiment, as shown in FIG. 17, an ejector cycle in which hot water is heated by exchanging heat between the refrigerant and hot water in a high pressure side heat exchanger (radiator 200) of the ejector cycle using carbon dioxide as a refrigerant. The present invention relates to a hot water heater (hereinafter abbreviated as a water heater).
[0082]
An electric flow rate adjusting valve (variable throttle) 730 capable of adjusting the flow rate is provided in the refrigerant passage through which the liquid refrigerant supplied from the gas-liquid separator 500 to the evaporator 300 flows, and the ejector 400 (diffuser 430). ), The first refrigerant temperature sensor 741 for detecting the temperature of the refrigerant before flowing into the gas-liquid separator 500, and the temperature of the refrigerant flowing into the evaporator 300 on the outlet side of the flow control valve 730. A second refrigerant temperature sensor 742 to detect is provided to control (adjust) the valve opening degree of the flow rate adjustment valve (variable throttle) 730 based on the detected temperatures of both

temperature sensors

741 and 742.
[0083]
In addition, the radiator 200 (water-refrigerant heat exchanger) is configured such that heat exchange is performed in a state where the refrigerant and the hot water supply flow in opposite directions (including a direct opposite flow). The rotational speed of the electric motor Mo that drives the compressor 100 is controlled so that the flow rate of the refrigerant flowing into the ejector 400 becomes a predetermined value.
[0084]
Incidentally, reference numeral 750 denotes a hot water storage tank for storing hot water heated by the

radiator

200, 751 is an electric pump for circulating hot water between the hot water storage tank 750 and the

radiator

200, and 743 This is a hot water temperature sensor that detects the temperature of hot water in the hot

water storage tank

750, and 740 is an electronic control unit (ECU) that controls the valve opening of the flow rate adjusting valve 730, the electric motor Mo (compressor 100), and the pump 751. It is.
[0085]
Next, the general operation and characteristics of the water heater according to this embodiment will be described.
[0086]
When hot water stored warmly in the hot water storage tank 750 is discharged as requested by a user (user) of the hot water heater, and when the amount of hot water in the hot water storage tank 750 falls below a predetermined amount, Water is supplied to the hot water storage tank 750.
[0087]
On the other hand, when the temperature of the hot water in the hot water storage tank 750 becomes equal to or lower than a predetermined temperature, the pump 151 and the compressor 100 are operated while maintaining the high ejector efficiency ηe by controlling the valve opening degree of the flow rate adjusting valve 730. The hot water in the hot water storage tank 750 is heated. Here, “maintaining the high ejector efficiency ηe by controlling the valve opening degree of the flow control valve 730” is specifically performed as follows.
[0088]
That is, as described above, the ejector efficiency ηe is the ratio of the pressure energy recovered (pressurized) by the diffuser 430 to the expansion energy generated by the ejector 400 (nozzle 410). The larger the ejector efficiency ηe, the greater the recovered pressure energy. Increases the coefficient of performance of the cycle.
[0089]
As is well known, the cycle coefficient of performance is the ratio of the cycle output (in this case, the amount of heat radiated from the radiator 200) to the energy input to the cycle (in this case, the consumed power of the compressor 100). To tell.
[0090]
On the other hand, the ejector efficiency ηe is equal to the flow rate ratio α (= Ge / Gn) of the refrigerant flow rate Ge flowing through the evaporator 300 with respect to the refrigerant flow rate Gn flowing through the radiator 200, as is clear from Equation 1 above. The pressure recovery (pressure increase) ΔP in the (diffuser 430), the enthalpy difference Δie at the inlet / outlet of the nozzle 410, and the refrigerant flow rate Ue of the refrigerant sucked from the evaporator 300 to the ejector 400 are functions. The value of Ge · Ue2 / 2) is so small that it can be ignored, and ΔP / (ρg · Δie) becomes smaller as the flow rate ratio α becomes larger. Therefore, the ejector efficiency ηe with ΔP / (ρg · Δie) as the parameter β And the flow rate ratio α, the graph showing the ejector efficiency ηe has a characteristic having a maximum value as shown in FIG.
[0091]
Note that the parameters β (n) and β (n + 1) do not indicate that the parameter β (n + 1) is larger than the parameter β (n), but the value of the parameter β (n) and the parameter β (n This means that the value of (n + 1) is different.
[0092]
Therefore, if the valve opening degree of the flow rate control valve 730 is controlled so that the ejector efficiency ηe at the parameter β becomes the maximum and the flow rate ratio α along with the change of the parameter β, the ejector cycle is maintained while maintaining the high ejector efficiency ηe. Can drive.
[0093]
By the way, as described above, the ejector cycle has a refrigerant flow on the high pressure side (before being depressurized by the ejector 400) and a refrigerant flow on the low pressure side (on the evaporator 300 side). It becomes a function regarding the state (enthalpy) of the side refrigerant and the state (enthalpy) of the low-pressure side refrigerant.
[0094]
Therefore, in the present embodiment, the ejector cycle (hot water heater) is efficiently operated by determining the parameter β based on the detected temperatures of the

refrigerant temperature sensors

741 and 742 and controlling the valve opening degree of the flow rate adjusting valve 730. is doing.
[0095]
By the way, in this embodiment, although the ejector efficiency control means which controls the energy conversion efficiency by adjusting the pressure reduction amount (flow rate) of the refrigerant before flowing into the evaporator 300 by the flow rate adjusting valve 730, the flow rate adjusting valve is configured. When the valve opening degree of the valve 730 is changed, the pressure and temperature in the evaporator 300 and the amount of pressure increase by the ejector 400 (diffuser 430) also change. Therefore, the flow rate adjustment valve (ejector efficiency control means) 730 has a flow rate ratio α, It can be said that the ejector efficiency ηe is adjusted by adjusting either the pressure and temperature in the evaporator 300 and the pressure increase amount of the ejector 400 (diffuser 430).
[0096]
In this embodiment, the parameter β is determined based on the temperature of the high-pressure side refrigerant and the temperature of the low-pressure side refrigerant. However, since the refrigerant state (enthalpy) can also be specified from the pressure, instead of the refrigerant temperature. The parameter β may be determined based on the pressure of the high-pressure side refrigerant and the pressure of the low-pressure side refrigerant.
[0097]
In determining the parameter β, in addition to the refrigerant temperature or pressure, factors that vary depending on the environment when the ejector cycle is operated, such as the outside air temperature, may be considered.
[0098]
Moreover, the detection position of the sensors (detection means) for detecting the state (enthalpy) of the high-pressure side refrigerant and the state (enthalpy) of the low-pressure side refrigerant is not limited to the position shown in FIG. For example, the state (enthalpy) of the high-pressure side refrigerant may be detected on the refrigerant inlet side of the ejector 400, and the state (enthalpy) of the low-pressure side refrigerant may be detected on the refrigerant outlet side of the evaporator 300.
[0099]
(10th Embodiment)
In the present embodiment, as shown in FIG. 19, the flow rate adjustment valve 730 is disposed on the refrigerant inlet side of the ejector 400, and the parameter β is determined based on the detected temperatures of both the

refrigerant temperature sensors

741 and 742 to increase the ejector. The valve opening degree of the flow rate adjusting valve 730 is controlled so as to maintain the efficiency ηe.
[0100]
In the present embodiment, when the valve opening degree of the flow rate adjusting valve 730 is adjusted, the high pressure side refrigerant pressure also changes. Therefore, the flow rate adjusting valve (ejector efficiency control means) 730 includes the flow rate ratio α and the high pressure side refrigerant pressure. It can be said that the ejector efficiency ηe is adjusted by adjusting any of the above.
[0101]
(Eleventh embodiment)
In the ninth and tenth embodiments, the flow rate control valve 730 is provided in the ejector cycle to control the cycle so that the ejector efficiency ηe is increased. However, in the present embodiment, as shown in FIG. While abolished, the pump 751 is controlled based on the detected temperatures of the

refrigerant temperature sensors

741 and 742, and the flow rate of the hot water to exchange heat with the high-pressure refrigerant is controlled by the radiator 200, so that the hot water after the heat exchange is obtained. By adjusting the temperature, the energy conversion efficiency (ejector efficiency ηe) in the ejector 400 is increased.
[0102]
(Twelfth embodiment)
In the present embodiment, as shown in FIG. 21, a third refrigerant temperature sensor 744 that detects the temperature of the refrigerant flowing out from the radiator 200 and a hot water temperature sensor 745 that detects the temperature of hot water flowing into the radiator 200. And controlling the pump 751 based on the detected temperatures of the

refrigerant temperature sensors

741 and 742, and adjusting the difference between the temperature of the refrigerant flowing through the radiator 200 and the temperature of the hot water supply water, thereby reducing the energy in the ejector 400. Conversion efficiency (ejector efficiency ηe) is increased.
[0103]
(13th Embodiment)
In the present embodiment, as shown in FIG. 22, a heat exchanger (heating means) 800 for exchanging heat between the refrigerant flowing out of the radiator 200 and the refrigerant sucked into the compressor 100 is provided, and the compressor 100 is sucked. The refrigerant is heated.
[0104]
Next, the function and effect of this embodiment will be described.
[0105]
In the ejector cycle, the refrigerant whose pressure has been increased by the ejector 400 (diffuser 430) is sucked into the compressor 100, so that it is sucked into the compressor (saturated) compared to a normal vapor compression refrigeration cycle that does not use the ejector 400. Gas) Refrigerant enthalpy is reduced. For this reason, if the discharge pressure of the compressor in the ejector cycle and the discharge pressure of the compressor in the normal vapor compression refrigeration cycle are the same, the temperature of the refrigerant discharged from the compressor 100 becomes normal vapor compression. The ejector cycle is lower than the refrigeration cycle.
[0106]
On the other hand, in this embodiment, since the refrigerant flowing out of the radiator 200 and the refrigerant sucked into the compressor 100 are heat-exchanged to heat the refrigerant sucked into the compressor 100, the refrigerant is sucked into the compressor 100. The temperature of the refrigerant to be increased can be increased. Therefore, the temperature of the refrigerant discharged from the compressor 100 increases, and the heating capacity (hot water supply capacity) in the radiator 200 and the coefficient of performance of the cycle can be improved.
[0107]
(14th Embodiment)
In the present embodiment, as shown in FIG. 23, a heat exchanger (heating means) 810 that exchanges heat between the electric motor Mo (driving source) that drives the compressor 100 and the refrigerant sucked into the compressor 100 is provided. The refrigerant sucked by the compressor 100 is configured to be heated.
[0108]
(Fifteenth embodiment)
In the present embodiment, as shown in FIG. 23, a heat exchanger 820 for heating the refrigerant sucked into the compressor 100 with hot water stored in the hot water storage tank 750 is provided.
[0109]
As a result, the temperature of the refrigerant sucked into the compressor 100 gradually rises, so that the heating power in the radiator 200 is improved and the power consumption of the compressor 100 is reduced to improve the coefficient of performance of the cycle. be able to.
[0110]
(Sixteenth embodiment)
In the present embodiment, the ejector cycle according to the present invention is applied to a thermal management (thermal management) system for an entire building such as a home or a building including a water heater. Specifically, as shown in FIG. 25, a heat exchanger that recovers waste heat generated in a building (in this embodiment, remaining hot water in a bath) and exchanges heat with the refrigerant sucked into the compressor 100. (Heating means) 830 is provided, and a second evaporator 310 is provided between the ejector 400 and the gas-liquid separator 500.
[0111]
As a result, while improving the heating capacity (hot-water supply capacity) in the radiator 200 and the coefficient of performance of the cycle with waste heat, for example, the evaporator 300 absorbs heat while performing indoor cooling (air conditioning), and this absorbed heat. The hot water may be heated by the heat absorbed by the second evaporator 310.
[0112]
In the present embodiment, the room cooling (air conditioning) is performed by the evaporator 300 in the present embodiment, but the present embodiment is not limited to this, and the room cooling is performed by the second evaporator 310. May be. The two evaporators 3000 and 310 may cool the room.
[0113]
Further, the present embodiment is not limited to the configuration shown in FIG. 25, and the hot water storage tank 750 and a hot air exchanger for (floor) heating may be used in combination.
[0114]
Further, the present embodiment is not limited to the configuration shown in FIG. 25. For example, as shown in FIG. 26, a plurality of radiators 200 are provided and hot water is supplied according to a required temperature range. May be.
[0115]
Thereby, while being able to use efficiently the heat supplied to hot water from an ejector cycle, the hot water use apparatus 753 which does not require the hot water storage tank 750, and the water heater which requires the hot water storage tank 750, such as a hot water heater, Heat can be supplied in one ejector cycle.
[0116]
(17th Embodiment)
In the present embodiment, as shown in FIG. 27, a control valve 731 is provided in the refrigerant passage between the radiator 200 and the ejector 400 to change the opening degree based on the refrigerant heating degree on the refrigerant outlet side of the evaporator 300. It is a thing.
[0117]
The control valve 731 according to the present embodiment mechanically senses the refrigerant temperature on the refrigerant outlet side of the evaporator 300 and maintains the refrigerant heating degree at a predetermined constant value, so-called external pressure equalization type temperature expansion valve. 731a is a temperature sensing part for sensing the refrigerant temperature, and 731b is a pressure equalizing (outer equalizing) pipe.
[0118]
Next, the function and effect of this embodiment will be described.
[0119]
When the degree of heating on the refrigerant outlet side of the evaporator 300 increases, the refrigerant flow rate Ge flowing into the evaporator 300 increases. On the other hand, since the pump work amount at the ejector 400 is constant, when the refrigerant flow rate Ge is increased and the flow rate ratio α is increased, the pressure increase ΔP at the ejector 400 is decreased accordingly. For this reason, as shown in FIG. 28, there is a degree of heating that maximizes the ejector efficiency ηe.
[0120]
Therefore, in the present embodiment, by controlling the control valve 731 so as to maintain the degree of heating at which the ejector efficiency ηe is maximized, the ejector cycle is operated while maintaining a high ejector efficiency ηe.
[0121]
In this embodiment, the heating degree is controlled to be a substantially constant value. However, the present embodiment is not limited to this. For example, the control valve 731 is an electric type, and the control target heating degree is set to an ejector cycle. It may be changed according to the driving situation.
[0122]
(Eighteenth embodiment)
In the present embodiment, as shown in FIG. 29, the refrigerant passage between the radiator 200 and the ejector 400 is reduced in pressure by the ejector 400 (in this embodiment, before flowing out of the radiator 200 and depressurizing). ) Is provided with a control valve 732 for controlling the high-pressure side pressure based on the refrigerant temperature. Here, the high pressure side pressure means the refrigerant pressure before the pressure is reduced by the control valve 732 and the ejector 400 (nozzle 410).
[0123]
The control valve 732 according to the present embodiment mechanically senses the refrigerant temperature on the refrigerant outlet side of the radiator 200, and controls the high-pressure side pressure according to the sensed refrigerant temperature. This is a temperature sensing unit that senses the refrigerant temperature.
[0124]
Next, the function and effect of this embodiment will be described.
[0125]
When the high-pressure side pressure increases, the refrigerant flow rate Gn flowing through the radiator 200 decreases. On the other hand, since the pump work amount in the ejector 400 is constant, when the refrigerant flow rate Gn decreases and the flow rate ratio α increases, the pressure increase ΔP in the ejector 400 decreases accordingly. For this reason, as shown in FIG. 30, there is a high-pressure side pressure at which the ejector efficiency ηe is maximized.
[0126]
Therefore, in this embodiment, by controlling the control valve 732 so as to maintain the high pressure side pressure at which the ejector efficiency ηe is maximized, the ejector cycle is operated while maintaining a high ejector efficiency ηe.
[0127]
In the present embodiment, the mechanical control valve 732 is used. However, the present embodiment is not limited to this, and an electric control valve may be used.
[0128]
(Nineteenth embodiment)
In this embodiment, as shown in FIG. 31, the valve opening degree is controlled in the refrigerant passage between the radiator 200 and the ejector 400 based on the pressure in the evaporator 300 (heat load in the evaporator 300). The control valve 733 is provided.
[0129]
The control valve 733 according to the present embodiment is similar to a so-called internal pressure equalization type temperature expansion valve that mechanically senses the pressure in the evaporator 300 and changes the valve opening according to the sensed pressure. 733 a is a pressure equalizing pipe that guides the pressure in the evaporator 300 to the control valve 733.
[0130]
For this reason, when the pressure in the evaporator 300 (heat load in the evaporator 300) increases, the opening degree of the control valve 733 increases, and conversely, the pressure in the evaporator 300 (heat load in the evaporator 300). Becomes lower, the opening degree of the control valve 733 becomes smaller.
[0131]
Next, the function and effect of this embodiment will be described.
[0132]
According to the present embodiment, since the valve opening degree is controlled based on the pressure in the evaporator 300 (heat load in the evaporator 300), the pressure in the evaporator 300 (heat load in the evaporator 300) varies. Even so, it is possible to maintain the ejector efficiency ηe high by controlling the opening according to this variation.
[0133]
Incidentally, in this embodiment, when the pressure in the evaporator 300 (heat load in the evaporator 300) increases, the opening degree of the control valve 733 increases, and conversely, the pressure in the evaporator 300 (in the evaporator 300). Since the opening degree is controlled so that the opening degree of the control valve 733 becomes smaller when the heat load of the control valve 733 becomes lower, the ejector efficiency ηe can be kept high while keeping the refrigerant flow rate flowing into the evaporator 300 at an appropriate flow rate. Is possible.
[0134]
(20th embodiment)
In the seventeenth embodiment, the control valve 731 is provided in the refrigerant passage between the radiator 200 and the ejector 400, and the opening degree of the control valve 731 is controlled based on the refrigerant heating degree on the refrigerant outlet side of the evaporator 300. In this embodiment, as shown in FIG. 32, a control valve 731 is provided in the refrigerant passage between the gas-liquid separator 500 and the evaporator 300, and based on the refrigerant heating degree on the refrigerant outlet side of the evaporator 300. The opening degree of the control valve 731 is controlled.
[0135]
Thereby, since the pressure which acts on the control valve 731 can be made smaller than 17th Embodiment, size reduction of the control valve 731 and a manufacturing cost reduction can be achieved.
[0136]
(21st Embodiment)
In the nineteenth embodiment, the control valve 733 is provided in the refrigerant passage between the radiator 200 and the ejector 400, but in this embodiment, as shown in FIG. 33, the gas-liquid separator 500 and the evaporator 300 are A control valve 733 is provided in the refrigerant passage, and the valve opening degree is controlled based on the pressure in the evaporator 300 (heat load in the evaporator 300).
[0137]
(Twenty-second embodiment)
In this embodiment, as shown in FIGS. 34 to 38, a heat exchanger (internal heat exchanger) 800 for exchanging heat between the refrigerant flowing out of the radiator 200 and the refrigerant sucked into the compressor 100 is provided. is there.
[0138]
As a result, the refrigerant flowing into the control valves 731 to 733 is cooled, so that the expansion energy in the nozzle 410 decreases, the flow rate of the refrigerant flowing out from the nozzle 410 decreases, and the dryness of the refrigerant at the nozzle 410 outlet decreases. To do.
[0139]
For this reason, since the flow rate of the suction refrigerant sucked from the evaporator 300 to the ejector 400 increases and the flow rate of the suction refrigerant increases, the speed difference between the flow rate of the driving refrigerant blown from the nozzle 410 and the flow rate of the suction refrigerant becomes small. . Therefore, since the loss (vortex loss) associated with the vortex generated when the suction refrigerant and the driving refrigerant are mixed is reduced, the ejector efficiency ηe is improved.
[0140]
34 is an example in which the heat exchanger 800 is provided in the ejector cycle according to the seventeenth embodiment, and FIG. 35 is an example in which the heat exchanger 800 is provided in the ejector cycle according to the eighteenth embodiment. FIG. 37 is an example in which the heat exchanger 800 is provided in the ejector cycle according to the twentieth embodiment, and FIG. 37 is an example in which the heat exchanger 800 is provided in the ejector cycle according to the twentieth embodiment. It is the example which provided the heat exchanger 800 in the ejector cycle which concerns on a form.
[0141]
(23rd Embodiment)
In this embodiment, as shown in FIG. 39, the ejector 400 and the control valve 731 are integrated by integrating the control valves 731 to 733 and the nozzle 410 provided in the refrigerant passage between the ejector 400 and the radiator 200. ˜733 are integrated.
[0142]
By the way, since the refrigerant passing through the nozzle 410 is depressurized so as to straddle the saturated liquid line, the refrigerant is in a gas-liquid two-phase state in the middle of the nozzle 410, so The refrigerant boils in the vicinity of the wall surface of the portion where the temperature becomes smaller (see FIG. 6). On the other hand, in the central part away from the inner wall of the nozzle 410, it is difficult for the refrigerant to boil, so it is difficult to atomize the droplets of the refrigerant, which causes a decrease in the ejector efficiency ηe.
[0143]
In contrast, in the present embodiment and the seventeenth to nineteenth embodiments, the refrigerant is depressurized (squeezed) in two stages of the control valves 731 to 733 and the nozzle 410, so that the first stage nozzle (In this example, the control valves 731 to 733) boil the refrigerant once, and the refrigerant is expanded at the inlet of the second stage nozzle (in this example, the nozzle 410) to restore the pressure, thereby boiling the refrigerant. It can be boiled with the nozzle 410 in the second stage while generating nuclei.
[0144]
Therefore, since the boiling of the refrigerant in the second-stage nozzle 410 can be promoted, the refrigerant can be boiled even in the central portion away from the inner wall of the nozzle 410. As a result, since the coolant droplets can be atomized, the ejector efficiency ηe can be improved.
[0145]
(24th Embodiment)
In the present embodiment, a heat exchanger (internal heat exchanger) 800, an ejector 400, a gas-liquid separator 500, and a decompressor (throttle) that exchange heat between the refrigerant flowing out of the radiator 200 and the refrigerant sucked into the compressor 100. Means) 600 (integrated ejector-integrated gas-liquid separator), and its detailed structure will be described below with reference to FIGS.
[0146]
40 is an axial sectional view of an ejector-integrated gas-liquid separator, FIG. 41 is an axial sectional view as seen from a direction deviated approximately 90 degrees from FIG. 40, and FIG. 42 is an upper surface of FIG. 43 is a cross-sectional view taken along line AA of FIG. 40, FIG. 44 is a perspective view of the diffuser 430, FIG. 45 (a) is a perspective view of the heat exchanger 800, and FIG. 45 (b). These are sectional views of the tubes constituting the heat exchanger 800.
[0147]
As shown in FIGS. 40 and 41, the gas-liquid separator 500 includes a substantially cup-shaped lower body (tank body) 551 whose one end is closed and a top body 552 that is closed at the other end. The ejector 400 is fixed to the upper body 552 (upper side) so that the refrigerant flowing in the ejector 400 flows in the vertical direction from the upper side to the lower side.
[0148]
At this time, as shown in FIGS. 41, 42, and 45, the diffuser 430 includes a first horn portion 431 having a trumpet shape (a divergent shape) so that the cross-sectional area gradually increases from the mixing portion 420 toward the lower side. In addition, the lower body 551 has a second horn part 432 that constitutes the diffuser 430 together with a lower end part 552 and a part of the side wall part 553.
[0149]
The second horn portion 432 has a curved surface portion 432b that smoothly connects the substantially cylindrical cylindrical portion 432a, the first horn portion 431, and the cylindrical portion 432a facing each other with a predetermined gap in the side wall portion 553. In the present embodiment, the first horn portion 431 and the second horn 432 are integrally formed.
[0150]
The cylindrical portion 432a is provided with a positioning projection 433 that contacts the side wall portion 553 to position the diffuser 430 with respect to the lower body 551.
[0151]
43 and 45 (a), the heat exchanger 800 is sucked into the flat first tube 840 through which the high-pressure refrigerant before being decompressed by the ejector 400 flows, and the compressor 100. A flat second tube 850 through which a low-pressure refrigerant flows is wound in a spiral shape in contact with the flat surface. As shown in FIG. 45 (b), both

tubes

840 and 850 are This is a multi-hole tube in which a large number of refrigerant passages are formed in a single tube.
[0152]
Note that

headers

841, 842, 851, 852 communicating with the refrigerant passages in the

tubes

840, 850 are joined to both ends in the longitudinal direction of both

tubes

840, 850, and the

headers

841, 851 supply the refrigerant to each refrigerant passage. The

headers

842 and 852 collect and collect the refrigerant flowing out from each refrigerant passage after heat exchange.
[0153]
Next, the operation (refrigerant flow) of the ejector-integrated gas-liquid separator according to this embodiment will be described.
[0154]
The high-temperature and high-pressure refrigerant that has flowed out of the radiator 200 flows into the gas-liquid separator 500 from the first inlet 554 (see FIGS. 41 and 42), and flows in the order of the header 841, the first tube 840, and the header 842. Then, it flows into the ejector 400 (nozzle 410) via the communication port 555 (see FIG. 40).
[0155]
The refrigerant flowing into the ejector 400 (nozzle 410) is increased in pressure by the diffuser 430 while sucking the refrigerant evaporated in the evaporator 300 by the mixing unit 420, and then the cylindrical part 432a and the side wall part 553. Flows out to the upper side of the lower body 551 (the upper space in the gas-liquid separator 500) via the gap (a part of the diffuser 430). Note that the refrigerant evaporated in the evaporator 300 is sucked into the mixing unit 420 from the second inlet 558 (see FIG. 42).
[0156]
Further, the gas-phase refrigerant (low-pressure side refrigerant) existing above the lower body 551 (the upper space in the gas-liquid separator 500) is below the lower body 551 (the lower side in the gas-liquid separator 500). Of the U-shaped U-shaped tube 556 bent in the space) is sucked into the U-shaped tube 556 from the upper end side opening portion 556a and flows into the second tube 850 from the header 851, and the high-pressure side refrigerant (in the first tube 840) The refrigerant flows out of the first outlet 557 (see FIG. 41) and is sucked into the compressor 100.
[0157]
Note that an oil return hole 556b (see FIG. 45) for taking in the refrigerating machine oil (lubricating oil) separated from the refrigerant is provided in the lower bent portion of the U-shaped tube 556, and the refrigeration taken in from the oil return hole 556b. Machine oil flows through the second tube 850 together with the low-pressure side refrigerant and is sucked into the compressor 100.
[0158]
On the other hand, the liquid refrigerant present on the lower side of the lower body 551 (the space on the lower side in the gas-liquid separator 500) is sucked into the suction pipe 558 arranged coaxially with the ejector 400.-1And is discharged from the second outlet 559 (see FIG. 40) toward the evaporator 300. The decompressor (throttle means) 600 is configured by generating a predetermined pressure loss in the refrigerant passage extending from the lower end side opening 558a to the second outlet 559.
[0159]
Next, features of the present embodiment will be described.
[0160]
In the present embodiment, since a part of the diffuser 430 is configured by a part of the gas-liquid separator 500 (a part of the lower end 552 and the side wall part 553 of the lower body 551), the ejector 400 (the first horn part) The diffuser 430 having a sufficiently large refrigerant passage can be configured as compared with the case where the diffuser 430 is configured only by 431).
[0161]
Moreover, since the diffuser 430 having a sufficiently large refrigerant passage is configured using the space in the gas-liquid separator 500, the performance of the ejector 400 can be improved and the ejector 400 can be mounted.TheThe pace can be reduced and the installation (mounting) performance of the ejector cycle can be improved.
[0162]
(25th Embodiment)
This embodiment also relates to an ejector integrated gas-liquid separator. Specifically, as shown in FIG. 46, the ejector 400 is arranged in the gas-liquid separator 500 so that the refrigerant flowing in the ejector 400 flows in the vertical direction from the upper side to the lower side, The flow direction of the refrigerant is changed by approximately 180 degrees from the downward direction to the upward direction on the downstream side of the refrigerant flow from the refrigerant outlet of the diffuser 430 (portion where the refrigerant passage cross-sectional area is maximum).
[0163]
Accordingly, it is possible to concentrate the refrigerant inlet / outlet on the upper side of the gas-liquid separator 500 while minimizing the pressure loss in the ejector 400 (particularly, the diffuser 430).
[0164]
Incidentally, 560 is bent in a U shape in the lower space in the gas-liquid separator 500 and sucks the gas-phase refrigerant (low-pressure side refrigerant) existing in the upper space in the gas-liquid separator 500. A U-shaped pipe 570 is a suction pipe for sucking the liquid-phase refrigerant present in the lower space in the gas-liquid separator 500, and oil that takes in the refrigeration oil into the bent portion on the lower end side of the U-shaped pipe 560. A return hole 561 is formed.
[0165]
(Other embodiments)
In the above embodiment, carbon dioxide is used as the refrigerant. However, the present invention is not limited to this, and may be ethylene, ethane, nitrogen oxide, or the like.
[0166]
Further,

decompressors

710 and 720 may be disposed on both sides of the upstream side and the downstream side of the refrigerant flow of the ejector 400.
[0167]
Moreover, you may abbreviate | omit the 1st pressure reduction device 600 by providing the pressure loss applicable to refrigerant path itself.
[0168]
In the first to third embodiments, the first to

third pressure reducers

600, 710, and 720 are configured by a fixed throttle or a capillary tube having a fixed opening, but the present invention is not limited to this. Alternatively, it may be a variable opening valve capable of variably controlling the opening.
[0169]
In the second embodiment, the second pressure reducer 710 is a variable opening valve, and when the refrigerant pressure after being increased by the ejector 400 is less than the critical pressure, the valve opening is increased to reduce the pressure loss. If the refrigerant pressure after being reduced and the pressure increased by the ejector 400 is equal to or higher than the critical pressure, the valve opening is adjusted so that the refrigerant pressure at the inlet of the gas-liquid separator 500 is less than the critical pressure. Similarly to the third embodiment, it is possible to prevent the refrigerant flow resistance (pressure loss) from increasing while adjusting the refrigerant pressure to be surely lower than the critical pressure after being raised by the ejector 400.
[0170]
In the first to third embodiments, the refrigerant pressure after being increased in pressure by the ejector 400 in the second and

third pressure reducers

710 and 720 is adjusted to be reduced to below the critical pressure (gas-liquid two-phase region). The present invention is not limited to this, and the pressure is increased by the ejector 400 by adjusting the flow rate of refrigerant discharged from the compressor by means such as adjusting the rotational speed of the compressor and the theoretical discharge amount of the compressor. You may comprise the pressure adjustment means which carries out pressure reduction adjustment of the subsequent refrigerant pressure to less than a critical pressure (gas-liquid two phase area).
[0171]
In the fourth to sixth embodiments, the liquid-phase refrigerant is separated and extracted in the vicinity of the outlet portion of the mixing unit 420. However, the present invention is not limited to this, and the ejector 400 is being pressurized (in the mixing unit 420). Anywhere between the entrance and the exit of the diffuser 430).
[0172]
In the ninth to sixteenth embodiments, the ejector cycle according to the present invention is applied to a water heater, but the present invention is not limited to this, and can be applied to, for example, an air conditioner.
[0173]
In the ninth to sixteenth embodiments, the flow rate of the refrigerant discharged from the compressor 100 is controlled by the electric motor Mo, but the present invention is not limited to this, and the compression is performed by the variable capacity compressor. The refrigerant flow rate discharged from the machine 100 may be controlled.
[0174]
In the ninth to sixteenth embodiments, the flow rate of refrigerant discharged from the compressor 100 is controlled. However, the present invention is not limited to this. For example, the flow rate of refrigerant discharged from the compressor (rotation of the compressor) The number) may be a constant value.
[0175]
Moreover, this invention is not limited to what was shown by each above-mentioned embodiment, You may combine at least 2 embodiment among 1st-16th embodiment.
[0176]
In the above-described embodiment, the shape of the ejector 400 (the inlet diameter of the nozzle 410, the throat diameter of the nozzle 410, the outlet diameter of the nozzle 410, the diameter dimension of the mixing section 420, the dimension from the nozzle inlet to the nozzle throat, the nozzle The dimensions of the ejector such as the dimension from the throat to the nozzle outlet, the length of the mixing unit 420, and the spread angle of the diffuser 430) are fixed, but the present invention is not limited to this, and the ejector The shape of 400 may be changed according to the operating condition of the cycle. Accordingly, the cycle can be operated while maintaining high ejector efficiency regardless of the operation state of the ejector cycle.
[0177]
Further, the definition formula of the ejector efficiency ηe is not limited to the above-described formula 1, and may be any expression that accurately indicates the energy conversion efficiency when converting the expansion energy into the pressure energy.
[0178]
Further, in the gas-liquid separator according to the sixth and seventh embodiments and the ejector cycle according to the eighth to twenty-fifth embodiments, the high-pressure side pressure using carbon dioxide as a refrigerant is equal to or higher than the critical pressure of the refrigerant. These embodiments are not limited to this, and can also be applied to those in which the high-pressure side pressure is less than the critical pressure of the refrigerant.
[0179]
In the above-described embodiment, the mixing unit 420 and the diffuser 430 are clearly distinguished from each other. However, the present invention is not limited to this, and the mixing unit 420 and the diffuser 430 are not clearly distinguished. The ejector 400 may be configured by a pressure increasing unit having both the function of the mixing unit 420 and the function of the diffuser 430 and the nozzle 410.
[0180]
In the above-described embodiment, the nozzle 410 (ejector 400) has a one-stage aperture. However, the present invention is not limited to this, and the nozzle 410 (ejector 400) has a multi-stage aperture structure. May be.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram of an ejector cycle according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a ph (Mollier) diagram of an ejector cycle according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a graph showing the relationship between the high-pressure side pressure, the coefficient of performance, and the cooling capacity in the ejector cycle according to the first embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a schematic diagram of an ejector cycle according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a schematic diagram of an ejector cycle according to a third embodiment of the present invention.
FIG. 6 is an enlarged schematic view of an ejector and a gas-liquid separator portion of an ejector cycle according to a fourth embodiment of the present invention.
7A is a graph showing the relationship between the ejector efficiency ηe and the refrigerating capacity Qe generated in the evaporator, and FIG. 7B is a graph showing the ejector efficiency ηe, the compressor suction pressure increase ΔP, and the evaporator refrigerant inlet. 6 is a graph showing the relationship between the specific enthalpy difference Δh between the outlet side and the outlet side, and (c) shows the ejector efficiency ηe, the mass flow rate Gr of the refrigerant sucked into the compressor, and the mass flow rate Ge of the refrigerant flowing through the evaporator It is a graph which shows the relationship.
FIG. 8 is a ph (Mollier) diagram of an ejector cycle according to a fourth embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a three-dimensional characteristic diagram showing a relationship between a radial position and a refrigerant flow rate with respect to a central portion of a refrigerant passage section of an ejector from a refrigerant outlet of a nozzle to a refrigerant outlet of a diffuser.
FIG. 10 is an enlarged schematic view of an ejector and a gas-liquid separator portion of an ejector cycle according to a fifth embodiment of the present invention.
FIG. 11 is a graph showing the relationship between the position in the radial direction with reference to the central portion of the refrigerant passage cross section of the ejector and the ratio of liquid phase refrigerant (liquid volume ratio) in the refrigerant.
FIG. 12 is an enlarged schematic view of an ejector and a gas-liquid separator portion of an ejector cycle according to a sixth embodiment of the present invention.
FIG. 13 is a schematic diagram of a gas-liquid separator applied to an ejector cycle according to a seventh embodiment of the present invention.
FIG. 14 is an explanatory diagram for explaining the characteristics of a gas-liquid separator applied to an ejector cycle according to a seventh embodiment of the present invention.
FIG. 15 is a schematic diagram of a gas-liquid separator applied to an ejector cycle according to an eighth embodiment of the present invention.
16 is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG.
FIG. 17 is a schematic diagram of an ejector cycle according to a ninth embodiment of the present invention.
FIG. 18 is a graph showing the relationship between ejector efficiency and flow rate ratio.
FIG. 19 is a schematic diagram of an ejector cycle according to a tenth embodiment of the present invention.
FIG. 20 is a schematic diagram of an ejector cycle according to an eleventh embodiment of the present invention.
FIG. 21 is a schematic diagram of an ejector cycle according to a twelfth embodiment of the present invention.
FIG. 22 is a schematic diagram of an ejector cycle according to a thirteenth embodiment of the present invention.
FIG. 23 is a schematic diagram of an ejector cycle according to a fourteenth embodiment of the present invention.
FIG. 24 is a schematic diagram of an ejector cycle according to a fifteenth embodiment of the present invention.
FIG. 25 is a schematic diagram of an ejector cycle according to a sixteenth embodiment of the present invention.
FIG. 26 is a schematic diagram according to a modification of the ejector cycle according to the sixteenth embodiment of the present invention.
FIG. 27 is a schematic diagram of an ejector cycle according to a seventeenth embodiment of the present invention.
FIG. 28 is a graph showing the relationship between the degree of heating, the flow rate ratio α, the pressure increase ΔP in the ejector 400, and the ejector efficiency ηe.
FIG. 29 is a schematic diagram of an ejector cycle according to an eighteenth embodiment of the present invention.
FIG. 30 is a graph showing the relationship between the high pressure side pressure, the flow rate ratio α, the pressure increase ΔP in the ejector 400, and the ejector efficiency ηe.
FIG. 31 is a schematic diagram of an ejector cycle according to a nineteenth embodiment of the present invention.
FIG. 32 is a schematic diagram of an ejector cycle according to a twentieth embodiment of the present invention.
FIG. 33 is a schematic diagram of an ejector cycle according to a twenty-first embodiment of the present invention.
FIG. 34 is a schematic diagram of an ejector cycle according to a twenty-second embodiment of the present invention.
FIG. 35 is a schematic view according to a modification of the ejector cycle according to the twenty-second embodiment of the present invention.
FIG. 36 is a schematic view according to a modification of the ejector cycle according to the twenty-second embodiment of the present invention.
FIG. 37 is a schematic view according to a modification of the ejector cycle according to the twenty-second embodiment of the present invention.
FIG. 38 is a schematic view according to a modification of the ejector cycle according to the twenty-second embodiment of the present invention.
FIG. 39 is an enlarged schematic view of an ejector applied to an ejector cycle according to a twenty-third embodiment of the present invention.
FIG. 40 is an axial sectional view of an ejector-integrated gas-liquid separator according to a twenty-fourth embodiment of the present invention.
41 is an axial cross-sectional view as seen from a direction deviated by approximately 90 degrees with respect to FIG. 40. FIG.
42 is a top view of FIG. 40. FIG.
43 is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG. 40. FIG.
44 is a perspective view of the diffuser 430. FIG.
45A is a perspective view of a heat exchanger, and FIG. 45B is a cross-sectional view of a tube constituting the heat exchanger.
FIG. 46 is an axial sectional view of an ejector-integrated gas-liquid separator according to a twenty-fifth embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
400 ... ejector, 500 ... gas-liquid separator, 543 ... oil return hole.

Claims

冷媒を減圧膨張させて蒸発器にて蒸発した気相冷媒を吸引するとともに、膨張エネルギーを圧力エネルギーに変換して圧縮機の吸入圧を上昇させるエジェクタ（４００）を有するエジェクタサイクルに適用され、
前記エジェクタ（４００）からの気液二相冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離して液相冷媒をタンク部（５５１）に蓄えるとともに、気相冷媒を前記圧縮機（１００）の吸入側に供給し、液相冷媒を前記蒸発器（３００）に供給する気液分離器（５００）であって、
前記タンク部（５５１）内において、前記エジェクタ（４００）内を流通する冷媒が上方側から下方側に向けて流通するように前記エジェクタ（４００）を配置するとともに、前記エジェクタ（４００）のディフィーザ（４３０）の冷媒出口より冷媒流れ下流側にて、冷媒の流通方向を下方側に向かう向きから上方側に向かう向きに転向させるように構成したことを特徴とする気液分離器。Applied to an ejector cycle having an ejector (400) that expands the refrigerant under reduced pressure and sucks the vapor-phase refrigerant evaporated in the evaporator and converts the expansion energy into pressure energy to increase the suction pressure of the compressor;
The gas-liquid two-phase refrigerant from the ejector (400) is separated into a gas-phase refrigerant and a liquid-phase refrigerant, and the liquid-phase refrigerant is stored in the tank section (551), and the gas-phase refrigerant is sucked into the compressor (100). A gas-liquid separator (500) for supplying a liquid phase refrigerant to the evaporator (300),
In the tank part (551), the ejector (400) is arranged so that the refrigerant flowing in the ejector (400) flows from the upper side to the lower side, and the diffuser ( 430), the refrigerant flow direction is changed from the downward direction to the upward direction on the downstream side of the refrigerant flow from the refrigerant outlet.

冷媒を減圧膨張させて膨張エネルギーを圧力エネルギーに変換するエジェクタ（４００）と、An ejector (400) for expanding the refrigerant under reduced pressure to convert expansion energy into pressure energy;
前記エジェクタ（４００）から流出した気液二相冷媒を気相冷媒と液相冷媒とに分離して液相冷媒を蓄えるタンク部（５５１）とを備える気液分離器（５００）であって、A gas-liquid separator (500) comprising a tank part (551) for separating the gas-liquid two-phase refrigerant flowing out from the ejector (400) into a gas-phase refrigerant and a liquid-phase refrigerant and storing the liquid-phase refrigerant,
前記タンク部（５５１）内において、前記エジェクタ（４００）内を流通する冷媒が上方側から下方側に向けて流通するように前記エジェクタ（４００）を配置するとともに、前記エジェクタ（４００）のディフィーザ（４３０）の冷媒出口より冷媒流れ下流側にて、冷媒の流通方向を下方側に向かう向きから上方側に向かう向きに転向させるように構成したことを特徴とする気液分離器。In the tank part (551), the ejector (400) is arranged so that the refrigerant flowing in the ejector (400) flows from the upper side to the lower side, and the diffuser ( 430), the refrigerant flow direction is changed from the downward direction to the upward direction on the downstream side of the refrigerant flow from the refrigerant outlet.