WO2019009678A1 - 냉동사이클 장치 및 이를 포함하는 냉장고 - Google Patents

냉동사이클 장치 및 이를 포함하는 냉장고 Download PDF

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WO2019009678A1
WO2019009678A1 PCT/KR2018/007723 KR2018007723W WO2019009678A1 WO 2019009678 A1 WO2019009678 A1 WO 2019009678A1 KR 2018007723 W KR2018007723 W KR 2018007723W WO 2019009678 A1 WO2019009678 A1 WO 2019009678A1
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refrigerant
evaporator
ejector
inlet
flow path
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PCT/KR2018/007723
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고바야시마코토
스즈키토시아키
시미즈카즈오
시미즈타쯔야
이토유우
Original Assignee
삼성전자주식회사
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B9/00—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point
    • F25B9/08—Compression machines, plants or systems, in which the refrigerant is air or other gas of low boiling point using ejectors

Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration cycle apparatus.
  • the present invention relates to a refrigeration cycle apparatus such as a refrigerator for cooling a plurality of cooling spaces by a refrigeration cycle having an ejector.
  • the cooling system disclosed in Patent Document JP 2009-236330 A is configured as follows. That is, there are provided a compressor for compressing a refrigerant, a condenser for condensing by condensing the compressed refrigerant, a plurality of evaporators, which are combined with the respective expansion valves for expanding the refrigerant from the condenser and set at different pressures, And an ejector disposed at a confluence point of the refrigerant for pressurizing the refrigerant from the evaporator set at a low pressure by the refrigerant flowing from the evaporator set at a high pressure.
  • An object of the present invention is to provide a refrigeration cycle apparatus having an ejector capable of increasing the pressure of a suctioned refrigerant to flow out toward the compressor, and a refrigerator including the refrigeration cycle apparatus.
  • a refrigeration cycle apparatus including a compressor, a condenser for condensing the refrigerant compressed in the compressor, a first evaporator for evaporating the refrigerant condensed in the condenser, A second evaporator for evaporating the condensed refrigerant; and an ejector configured to suck the second refrigerant evaporated in the second evaporator by the first refrigerant evaporated in the first evaporator and flow out toward the compressor,
  • the ejector includes a first inlet configured to receive the first refrigerant, a second inlet configured to receive the second refrigerant, and a second refrigerant flowed through the first refrigerant and the second inlet introduced through the first inlet, A throttle portion whose sectional area of the flow path of the first refrigerant introduced through the first inlet is reduced, And a diffusion portion having a cylindrical or conical flow path configured to allow the first refriger
  • the angle of the inside of the diffusion portion may be 0 degrees or more and 12 degrees or less.
  • the ejector may further include a parallel portion having a cylindrical flow path configured to allow the first refrigerant and the second refrigerant merged downstream of the merging portion to pass therethrough.
  • the ejector may be configured such that refrigerant gasified in the first evaporator is introduced as the first refrigerant through the first inlet.
  • the ratio (f De / Llc) of the distance (Llc) between the outer end portion at the most downstream portion of the diffusion portion and the inner end portion at the most upstream portion of the parallel portion and the diameter (De) 1.17 or less.
  • the ejector may further include a cone-shaped depressurizing portion having a diameter smaller than that of the passage between the first inlet and the throttle portion, and the throttle portion may be a circular shape having a boundary between the depressurizing portion and the diffusing portion.
  • the throttle portion may have a cylindrical flow path.
  • a refrigerator including a compressor, a condenser for condensing the refrigerant compressed in the compressor, a first evaporator for evaporating the refrigerant condensed in the condenser, A second evaporator for evaporating the refrigerant; and an ejector configured to suck the second refrigerant evaporated in the second evaporator by the first refrigerant evaporated in the first evaporator and to flow out toward the compressor
  • the ejector includes a first inlet configured to receive the first refrigerant, a second inlet configured to receive the second refrigerant, and a second inlet configured to receive the first refrigerant and the second inlet, And a second refrigerant flow path through which the first refrigerant flowed through the first inlet is reduced
  • the upstream joining portion includes portions spread having a cylindrical or cone-shaped flow path composed of the first refrigerant having
  • the angle of the inside of the diffusion portion may be 0 degrees or more and 12 degrees or less.
  • the ejector may further include a parallel portion having a cylindrical flow path configured to allow the first refrigerant and the second refrigerant merged downstream of the merging portion to pass therethrough.
  • the ejector may be configured such that refrigerant gasified in the first evaporator is introduced as the first refrigerant through the first inlet.
  • the ratio (f De / Llc) of the distance (Llc) between the outer end portion at the most downstream portion of the diffusion portion and the inner end portion at the most upstream portion of the parallel portion and the diameter (De) 1.17 or less.
  • the ejector may further include a cone-shaped depressurizing portion having a diameter smaller than that of the passage between the first inlet and the throttle portion, and the throttle portion may be a circular shape having a boundary between the depressurizing portion and the diffusing portion.
  • the throttle portion may have a cylindrical flow path.
  • a refrigerator comprising: a first evaporator for cooling air in a refrigerating compartment; a second evaporator for cooling air in a freezing compartment; An ejector including a suction nozzle for sucking a gaseous suction refrigerant vaporized in the second evaporator, a mixing part for mixing the driving refrigerant and the suction refrigerant, and a diffuser part for increasing the pressure of the mixed refrigerant to flow out, And a compressor into which the mixed refrigerant discharged from the ejector flows.
  • the nozzle unit includes a decompression unit configured to decompress the driving refrigerant, the decompression unit having a conical flow path whose diameter decreases along the flow direction, A throttle portion having a circular or cylindrical shape in which the cross-sectional area of the refrigerant passage is minimized, and a flow rate of the driving refrigerant passing through the throttle portion And wherein the mixing portion is configured such that the driving refrigerant introduced into the nozzle portion and the suction refrigerant introduced into the suction portion are joined to each other, And a parallel portion having a cylindrical flow passage and configured to pass the drive refrigerant and the suction refrigerant merged at the merging portion and having a cylindrical flow path.
  • a refrigeration cycle apparatus having an ejector capable of increasing the pressure of a refrigerant sucked and flowing out toward the compressor.
  • FIG. 1 is a diagram showing a schematic configuration of a refrigeration cycle apparatus according to an embodiment.
  • FIG. 2 is a diagram showing a schematic configuration of a refrigerator to which a refrigeration cycle apparatus according to an embodiment is applied.
  • Fig. 3 is a diagram showing a schematic configuration of the ejector.
  • 5A is a diagram showing the flow rate of the refrigerant in the nozzle diffuser portion and the mixing portion of the nozzle portion when the angle? Is 1.5 DEG.
  • Fig. 5B is a diagram showing the flow rate of the refrigerant in the nozzle diffuser portion and the mixing portion of the nozzle portion when the angle [alpha] is 15 [deg.].
  • FIG. 6 is a graph showing the correlation between the area ratio Sr and the step-up ratio PLR.
  • Fig. 7 is a diagram showing the correlation between the length ratio Lr and the step-up ratio PLR.
  • FIG. 9 is a diagram showing the correlation between the ratio f and the step-up ratio PLR.
  • Fig. 10 is a diagram showing the correlation between the angle alpha, the ratio f, and the step-up ratio PLR.
  • FIG. 11 is a view showing a modified example of the nozzle portion of the ejector.
  • Fig. 1 is a diagram showing a schematic configuration of a refrigeration cycle apparatus 1 according to the present embodiment.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 includes a compressor 10 for compressing refrigerant, a condenser 20 for condensing the refrigerant compressed by the compressor 10, and a flow control valve 30.
  • a compressor 10 for compressing refrigerant for compressing refrigerant
  • a condenser 20 for condensing the refrigerant compressed by the compressor 10 and a flow control valve 30.
  • R600a refrigerant is used.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 further includes a first expansion device 40 and a first evaporator 50.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 further includes a second expansion device 60 and a second evaporator 70.
  • the first expansion device (40) and the second expansion device (60) have an expansion valve or a capillary tube, and decompress and expand the refrigerant flowing out of the condenser (20).
  • the first evaporator 50 and the second evaporator 70 will be described later.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 also has an ejector 100 for sucking the refrigerant from the second evaporator 70 by the refrigerant flowing in from the first evaporator 50.
  • the ejector 100 will be described later in detail.
  • the refrigerating cycle apparatus 1 also has a refrigerant pipe 80 for sequentially connecting the compressor 10, the condenser 20, and the flow control valve 30.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 further includes a first branch pipe 81 and a second branch pipe 82 branched from the downstream of the flow control valve 30.
  • the first expansion device (40) and the first evaporator (50) are sequentially connected by a first branch pipe (81).
  • the second expansion device (60) and the second evaporator (70) are sequentially connected by a second branch pipe (82).
  • the first branch pipe 81 is connected to the drive refrigerant inlet port 111 of the ejector 100 and the second branch pipe 82 is connected to the suction refrigerant inlet port 121 of the ejector 100 .
  • the refrigerating cycle apparatus 1 also has a compressed refrigerant pipe 83 for connecting the mixed refrigerant outlet 141 of the ejector 100 and the suction side of the compressor 10 to be described later.
  • FIG. 2 is a diagram showing a schematic configuration of a refrigerator 200 to which the refrigeration cycle apparatus 1 according to the present embodiment is applied.
  • the refrigerator 200 has a refrigerating compartment 220 for refrigerating foodstuffs and the like and a freezing compartment 230 for freezing foods and the like, which are partitioned by a partition plate in the housing 210.
  • the refrigerator (200) also has a machine room (240) behind the freezer compartment (230).
  • the refrigerator (200) has a first cool air passage (221) behind the refrigerating chamber (220).
  • a first evaporator 50 of the refrigeration cycle apparatus 1 and a refrigerating compartment blower 222 for blowing air into the refrigerating compartment 220 are provided in the first refrigerant passage 221.
  • the first evaporator (50) evaporates the refrigerant decompressed by the first expansion device (40) by heat exchange with the cool air in the first cool air passage (221).
  • the cool air cooled by the heat exchange with the first evaporator 50 rises in the first cool air passage 221 by the refrigerating compartment blower 222 and is discharged to the refrigerating compartment 220 through the discharge port of the first cool air passage 221, Thereby cooling the inside of the refrigerating chamber 220.
  • the evaporation temperature of the first evaporator (50) is adjusted by the first expansion device (40) to cool the refrigerating chamber (220).
  • the refrigerator (200) has a second cool air passage (231) behind the freezing chamber (230).
  • a second evaporator 70 of the refrigeration cycle apparatus 1 and a freezer compartment blower 232 for blowing air into the freezer compartment 230 are provided in the second cool air passage 231.
  • the second evaporator (70) evaporates the refrigerant decompressed by the second expansion device (60) by heat exchange with the cool air in the second cool air passage (231).
  • the cool air cooled by the heat exchange with the second evaporator 70 rises up to the second cool air passage 231 by the freezer blower 232 and is discharged to the freezing chamber 230 through the discharge port of the second cool air passage 231, And the inside of the freezing chamber 230 is cooled.
  • the evaporation temperature of the second evaporator (70) is adjusted by the second expansion device (60) to cool the freezer compartment (230).
  • the compressor (10) is disposed in the machine room (240).
  • the condenser 20 is disposed in the machine room 240, below the bottom of the housing 210, and the like.
  • the ejector 100 is provided in the first cool air passage 221 or in the second cool air passage 231. However, the ejector 100 may be provided in the rear wall of the housing 210.
  • refrigerant of high temperature and high pressure compressed by the driving of the compressor 10 is condensed by radiating heat in the condenser 20.
  • a part of the refrigerant condensed in the condenser 20 flows into the ejector 100 through the first expansion pipe 40 and the first evaporator 50 through the first branch pipe 81.
  • a part of the refrigerant condensed in the condenser 20 flows into the ejector 100 through the second expansion pipe 60 and the second evaporator 70 through the second branch pipe 82.
  • the refrigerant merged in the ejector 100 flows out of the diffuser unit 140 to be described later and flows into the compressor 10.
  • FIG. 3 is a diagram showing a schematic structure of the ejector 100. As shown in Fig.
  • the ejector 100 includes a nozzle unit 110 through which a refrigerant vaporized in the first evaporator 50 flows and a refrigerant evaporated from the second evaporator 70, (Hereinafter referred to as " suction refrigerant ").
  • the ejector 100 also has a mixing portion 130 for mixing the driving refrigerant and the suction refrigerant and a diffuser portion 140 for increasing the mixed refrigerant mixed in the mixing portion 130 to flow out.
  • a drive coolant inlet port 111 through which the drive coolant flows is formed.
  • the suction portion 120 is formed with a suction refrigerant inlet 121 through which the suction refrigerant flows.
  • a mixed refrigerant outlet 141 for discharging the mixed refrigerant is formed.
  • the nozzle unit 110 includes a decompression unit 112 for decompressing the driving refrigerant, a nozzle neck 113 having a reduced cross-sectional area of the flow path of the driving refrigerant, and a nozzle diffuser 114 for raising the flow rate of the driving refrigerant have.
  • the pressure-reducing portion 112 has a substantially conical flow path whose diameter decreases toward the right in Fig.
  • the nozzle diffuser portion 114 has a substantially conical or large-diameter flow path having a larger diameter as viewed in Fig. 3 toward the right.
  • the nozzle diffuser portion 114 will be described later in detail.
  • the nozzle neck portion 113 is a portion where the area of the flow path is the smallest between the decompression portion 112 and the nozzle diffuser portion 114.
  • the suction portion 120 has a substantially cylindrical flow path formed around the nozzle portion 110.
  • the mixing portion 130 has a merging portion 131 having a substantially conical flow path whose diameter increases toward the right in Fig. 3 and a parallel portion 132 having a substantially cylindrical flow path having the same diameter .
  • the diffuser portion 140 has a substantially conical flow path whose diameter increases toward the right in FIG.
  • the gas phase refrigerant evaporated (gasified) by the heat exchange in the first evaporator 50 that is, the refrigerant which does not include the droplet, or which slightly contains the droplet
  • the driving refrigerant is introduced through the driving refrigerant inlet port 111 of the nozzle unit 110.
  • the gas refrigerant evaporated (gasified) by the heat exchange in the second evaporator 70 that is, the suction refrigerant that does not include liquid droplets, or is a refrigerant slightly containing liquid droplets, And then flows into the suction refrigerant inlet 121.
  • the ejector 100 merges the driving refrigerant introduced into the driving refrigerant inlet port 111 and the suction refrigerant introduced into the suction refrigerant inlet 121 into the mixed portion 130 to form mixed refrigerant, 141).
  • the drive refrigerant introduced through the drive-side refrigerant inflow port 111 undergoes reduced pressure expansion in the depressurization portion 112 as the flow path area decreases.
  • the flow rate of the driving refrigerant whose speed has been increased by the depressurization increases in the nozzle neck portion 113, and thereafter, the speed further increases in the nozzle diffuser portion 114.
  • the high-speed driving refrigerant flows out from the nozzle unit 110.
  • the suction refrigerant sucked through the suction refrigerant inlet 121 of the suction unit 120 is drawn into the super-high-speed driving refrigerant by the pressure difference between the suction refrigerant inlet 121 and the outlet of the nozzle unit 110.
  • the high-speed driving refrigerant flowing out from the outlet of the nozzle portion 110 and the low-speed suction refrigerant start to be mixed. Kinetic energy exchange of the driving refrigerant and the suction refrigerant is performed.
  • the dynamic pressure is converted to the positive pressure by the deceleration due to the passage expansion, the pressure rises, and the mixed refrigerant flows out through the diffuser portion 140.
  • the ejector 100 has a function of lowering the static pressure by driving the driving refrigerant introduced through the driving refrigerant inlet port 111 at high speed and sucking the suction refrigerant through the suction refrigerant inlet 121.
  • the ejector 100 is connected to the mixed refrigerant outlet 141 of the diffuser portion 140 with respect to the pressure of the suction refrigerant at the suction refrigerant inlet 121 (hereinafter referred to as the suction pressure Pe) (Hereinafter, referred to as " outlet pressure Pc ”) flowing out toward the compressor 10 through the refrigerant passage 11 is higher.
  • boosting rate PLR outlet pressure Pc / suction pressure Pe
  • the temperature of the vapor after vaporized (gasified) by the heat exchange in the first evaporator 50 through the drive coolant inlet port 111 of the nozzle unit 110 The refrigerant flows in as the driving refrigerant.
  • the driving refrigerant introduced through the driving refrigerant inlet port 111 of the nozzle unit 110 is a liquid refrigerant
  • the nozzle unit 110 for passing the driving refrigerant has a function of evaporating the refrigerant and a function of increasing the flow rate of the refrigerant Function is required.
  • the liquid refrigerant partially evaporates to become a gas, while the remainder is in a droplet state, and the remaining liquid droplets interfere with the increase in the speed of the refrigerant.
  • the ejector 100 is an ejector in which the driving refrigerant is a single-phase flow (which does not include liquid droplets or slightly contains liquid droplets), the nozzle portion 110 through which the driving refrigerant passes,
  • the boosting rate PLR can be increased by having a function of increasing the flow rate of the drive refrigerant at a high speed even if it does not have a function of evaporating.
  • the inner angle alpha of the nozzle diffuser portion 114 (the inner peripheral surface of the region where the flow path in the nozzle diffuser portion 114 is formed) of the nozzle diffuser portion 114, And the angle formed by the straight lines L, which are cross-sectional shapes cut off from the plane passing through the center line C, are preferably 0 deg. Or more and 12 deg. Or less.
  • FIG. 4 is a diagram showing the correlation between the angle? And the step-up ratio PLR.
  • FIG. 4 shows the correlation when the area ratio Sr to be described later is 3.4 and the length ratio Lr to be described later is 8.0.
  • 5A is a graph showing the flow rates of the refrigerant in the nozzle diffuser section 114 and the mixing section 130 of the nozzle section 110 when the angle alpha is 1.5 DEG.
  • 5B is a diagram showing the flow rates of the refrigerant in the nozzle diffuser section 114 and the mixing section 130 of the nozzle section 110 when the angle alpha is 15 DEG.
  • 5A and 5B the larger the flow rate of the refrigerant, the finer the hatching is. In addition, the finest hatching indicates supersonic velocity.
  • hatching representing the cross-sectional shape of the nozzle unit 110 is omitted.
  • the step-up ratio PLR is not less than 1.15 and the angle? Is not more than 12 degrees.
  • the step-up ratio (PLR) is larger than that in the large case. Therefore, by setting the angle alpha to be not less than 0 and not more than 12, the performance of the ejector 100 can be improved as compared with the case where the angle alpha is made larger than 12 degrees. As a result, the efficiency (the coefficient of performance (COP)) of the refrigeration cycle apparatus 1 can be improved by setting the angle? To be not less than 0 and not more than 12, as compared with the case where the angle? .
  • the angle alpha is not less than 0 DEG and not more than 9.5 DEG.
  • the step-up ratio PLR is 1.20 or more and the step-up ratio PLR is larger than the case where the angle alpha is larger than 9.5 DEG when the angle alpha is 0 DEG or more and 9.5 DEG or less. It is particularly preferable that the angle? Is not less than 1.5 degrees and not more than 4 degrees.
  • the step-up ratio PLR is 1.225 or more, and the step-up ratio PLR is larger than the case where the angle alpha is 0 DEG or more and less than 1.5 or more than 4 DEG when the angle alpha is not less than 1.5 DEG and not more than 4 DEG.
  • Fig. 6 is a diagram showing the correlation between the area ratio Sr and the step-up ratio PLR. Fig. 6 shows the correlation when the angle? Is 1.5 ⁇ and the length ratio Lr is 8.0.
  • the step-up ratio PLR is 1.15 or more, and when the area ratio Sr is smaller than 2.5 or the area ratio Sr is larger than 5.6
  • the step-up ratio (PLR) is large.
  • the performance of the ejector 100 can be improved as compared with the case where the area ratio Sr is smaller than 2.5 and the area ratio Sr is larger than 5.6.
  • the efficiency of the refrigeration cycle apparatus 1 can be improved more than that in the case where the area ratio Sr is made smaller than 2.5 or the area ratio Sr is made larger than 5.6 have.
  • the area ratio (Sr) is more preferably 2.8 or more and 4.3 or less.
  • the step-up ratio PLR is 1.20 or more, and the step-up ratio PLR is larger than the case where the area ratio Sr is smaller than 2.8 and the area ratio Sr is larger than 4.3. Therefore, by setting the area ratio Sr to 2.8 or more and 4.3 or less, the efficiency of the refrigeration cycle apparatus 1 can be improved.
  • Fig. 7 is a diagram showing the correlation between the length ratio Lr and the step-up ratio PLR. Fig. 7 shows the correlation when the angle [alpha] is 1.5 [deg.] And the area ratio Sr is 3.4.
  • the step-up ratio PLR is 1.1 or more, and the step-up ratio PLR is larger than the case where the length ratio Lr is larger than 14.
  • the pressure loss at the parallel portion 132 of the mixing portion 130 becomes small, the flow rate of the refrigerant increases, and the static pressure decreases. As a result, the suction force of the suction refrigerant is increased. Further, in the parallel portion 132 of the mixing portion 130, since the driving refrigerant and the suction refrigerant can exchange kinetic energy, the suction force of the suction refrigerant is improved.
  • the step-up ratio PLR can be increased and the performance of the ejector 100 can be improved as compared with the case where the length ratio Lr is made larger than 14.
  • the efficiency of the refrigeration cycle apparatus 1 can be improved as compared with the case where the length ratio Lr is larger than 14.
  • the length ratio Lr is more preferably 3.0 or more and 12.5 or less.
  • the step-up ratio PLR is 1.20 or more and the step-up ratio PLR (Lr) is 3.0 or more and 12.5 or less, as compared with the case where the length ratio Lr is smaller than 3.0 and the length ratio Lr is larger than 12.5 ) Is large. Therefore, by setting the length ratio Lr to 3.0 or more and 12.5 or less, the efficiency of the refrigeration cycle apparatus 1 can be improved.
  • FIG. 8 is an enlarged view of a portion VIII in Fig.
  • the merging portion 131 of the mixing portion 130 is a space between the nozzle portion 110 and the parallel portion 132 of the mixing portion 130 in the center line direction.
  • the confluence portion 131 has an outer end portion 110a at the exit of the nozzle portion 110 (nozzle diffuser portion 114) and an inner end portion at the entrance of the parallel portion 132 132a in a curved surface Cs.
  • the sectional shape obtained by cutting the curved surface Cs on the surface passing the center line C is a straight line Lc shown by the broken line in Fig.
  • the curved surface Cs is a surface showing the boundary between the suction portion 120 and the merging portion 131 and is also an outlet through which the suction refrigerant flows out from the suction portion 120.
  • the step-up ratio PLR is 1.15 or more, and when the ratio f is smaller than 0.82 and the ratio f is larger than 1.17
  • the step-up ratio (PLR) is large.
  • the ratio (f) is 0.82 or more and 1.17 or less, a space for sucking the suction refrigerant can be ensured, and the driving refrigerant and the suction refrigerant can easily exchange kinetic energy. .
  • the step-up ratio PLR increases and the efficiency of the refrigeration cycle apparatus 1 increases.
  • the performance of the ejector 100 can be improved more than when the ratio f is made smaller than 0.82 and the ratio f is made larger than 1.17.
  • the efficiency of the refrigeration cycle apparatus 1 can be improved more than that in the case where the ratio f is made smaller than 0.82 and the ratio f is made larger than 1.17 have.
  • the ratio (f) is more preferably 0.85 or more and 1.12 or less.
  • the step-up ratio PLR is 1.20 or more, and the step-up ratio PLR is larger than the case where the ratio f is smaller than 0.85 and the ratio f is larger than 1.12. Therefore, by setting the ratio f to 0.85 or more and 1.12 or less, the efficiency of the refrigeration cycle apparatus 1 can be improved.
  • Fig. 10 is a graph showing the correlation between the angle alpha, the ratio f, and the step-up ratio PLR.
  • the ratio f changes in accordance with the angle?. Since the outlet area Se becomes larger as the outlet diameter De becomes larger and the area ratio Sr becomes smaller as the outlet area Se becomes larger, the ratio f becomes larger as the area ratio Sr becomes smaller . Thus, the ratio f is changed according to the area ratio Sr. Further, since the length ratio Lr becomes smaller as the outlet diameter De becomes larger, the ratio f becomes larger as the length ratio Lr becomes smaller. Thus, the ratio f changes in accordance with the length ratio Lr.
  • the ejector 100 is provided with a driving-side refrigerant inlet 111 as an example of a first inlet for introducing the driving refrigerant as an example of the first refrigerant, a second inlet 111 for introducing suction refrigerant as an example of the second refrigerant, And a suction refrigerant inlet 121 as an example of the suction refrigerant inlet 121.
  • the ejector 100 further includes a merging portion 131 for merging the suction refrigerant introduced through the suction refrigerant inlet 121 and the driving refrigerant introduced through the driving refrigerant inlet 111, And a parallel portion 132 having a cylindrical flow passage for passing the merged driving refrigerant and the suction refrigerant therethrough.
  • the ejector 100 also includes a nozzle neck portion 113 as an example of a throttle portion for reducing the cross sectional area of the flow path of the drive coolant introduced through the drive coolant inlet port 111 and a nozzle neck portion 113 113 and a nozzle diffuser portion 114 as an example of a diffusion portion having a cylindrical or conical flow path for passing the drive refrigerant passed through the nozzle diffuser portion 114.
  • the ejector 100 has an end portion 110a as an example of an outer end portion at the most downstream portion of the nozzle diffuser portion 114 and an end portion 132a as an example of an inner end portion at an uppermost portion of the parallel portion 132,
  • the ratio f as an example of the ratio of the outlet diameter De at the most downstream of the nozzle diffuser portion 114 to the distance (length Llc)
  • the performance of the ejector 100 can be improved as compared with the case where the ratio f is smaller than 0.82 or the ratio f is larger than 1.17.
  • the efficiency of the refrigeration cycle apparatus 1 having the ejector 100 can be improved.
  • FIG. 11 is a view showing a modified example of the nozzle unit 110 of the ejector 100. Fig.
  • the nozzle neck portion 113 of the nozzle portion 110 is formed in a substantially conical flow path of the pressure reducing portion 112 and a substantially conical flow path of the nozzle diffuser portion 114 But is not limited to such a shape. As shown in Fig. 11, the nozzle neck 113 may have a substantially cylindrical flow path having the same diameter.

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Abstract

흡입한 냉매의 압력을 보다 높여서 압축기를 향하여 유출시킬 수 있는 이젝터를 갖는 냉동사이클 장치를 제공한다. 이젝터(100)는, 제1 증발기에서 증발시켜진 제1 냉매를 유입시키는 구동 냉매 유입구(111)와, 제2 증발기에서 증발시켜진 제2 냉매를 유입시키는 흡인 냉매 유입구(121)와, 구동 냉매 유입구(111)로부터 유입된 제1 냉매와 흡인 냉매 유입구(121)로부터 유입된 제2 냉매를 합류시키는 합류부(131)와, 구동 냉매 유입구(111)로부터 유입된 제1 냉매의 유로를 교축하는 노즐 목부(113)와, 합류부(131)의 상류에 있어서 노즐 목부(113)를 통과한 제1 냉매를 통과시키는 원기둥 형상 또는 원추 형상의 유로를 갖는 노즐 디퓨저부(114)를 갖고, 중심선(C)을 지나는 평면에서 노즐 디퓨저부(114)의 내측 각도(α)는 0° 이상 12° 이하이다.

Description

냉동사이클 장치 및 이를 포함하는 냉장고
본 발명은 냉동사이클 장치에 관한 것이다.
본 발명은 이젝터를 갖는 냉동사이클에 의해 복수의 냉각 공간을 냉각하는 냉장고 등의 냉동사이클 장치에 관한 것이다.
예를 들어, 특허문헌 JP 2009-236330 A에 기재된 냉각 시스템은 하기와 같이 구성되어 있다. 즉, 냉매를 압축하는 압축기와, 압축된 냉매를 방열시켜서 응축하는 응축기와, 응축기로부터의 냉매를 팽창시키는 각자의 팽창 밸브와 조합되어 서로 다른 압력으로 설정된 복수개의 증발기와, 복수개의 증발기로부터 유출되는 냉매의 합류점에 배치되고, 낮은 압력으로 설정된 증발기로부터의 냉매를, 높은 압력으로 설정된 증발기로부터 유입되는 냉매에 의해 가압하는 이젝터를 구비한다.
압축기의 소비 동력을 저감시켜서 냉동사이클의 효율(성적 계수(Coefficient of Performance, COP))를 향상시키기 위해서는, 이젝터는 흡입한 냉매의 압력을 보다 높여서 압축기를 향하여 유출시키는 것이 바람직하다.
본 발명은 흡입한 냉매의 압력을 보다 높여서 압축기를 향하여 유출시킬 수 있는 이젝터를 갖는 냉동사이클 장치 및 이를 포함하는 냉장고를 제공하는 것을 목적으로 한다.
상기 목적을 달성하기 위한 본 발명의 일 측면에 따른 냉동 사이클 장치는, 압축기와, 상기 압축기에서 압축된 냉매를 응축시키는 응축기와, 상기 응축기에서 응축된 냉매를 증발시키는 제1 증발기와, 상기 응축기에서 응축된 냉매를 증발시키는 제2 증발기와, 상기 제2 증발기에서 증발된 제2 냉매를, 상기 제1 증발기에서 증발된 제1 냉매에 의해 흡인하여 상기 압축기를 향하여 유출하도록 구성된 이젝터를 포함하고, 상기 이젝터는, 상기 제1 냉매가 유입되도록 구성된 제1 유입구와, 상기 제2 냉매가 유입되도록 구성된 제2 유입구와, 상기 제1 유입구를 통해 유입된 상기 제1 냉매와 상기 제2 유입구를 통해 유입된 상기 제2 냉매가 합류되도록 구성된 합류부와, 상기 제1 유입구를 통해 유입된 상기 제1 냉매의 유로의 단면적이 감소된 스로틀부와, 상기 합류부의 상류에 있어서 상기 스로틀부를 통과한 상기 제1 냉매가 통과하도록 구성된 원기둥 형상 또는 원추 형상의 유로를 갖는 확산부를 포함한다.
상기 확산부의 내측의 각도는 0° 이상 12° 이하일 수 있다.
상기 이젝터는, 상기 합류부의 하류에서 합류된 상기 제1 냉매와 상기 제2 냉매가 통과하도록 구성된 원기둥 형상의 유로를 갖는 평행부를 더 포함할 수 있다.
상기 확산부의 출구 면적(Se)과 상기 평행부의 유로 면적(Sm)의 면적비(Sr=Sm/Se)는 2.5 이상 5.6 이하일 수 있다.
상기 확산부의 최하류부의 직경(De)과 상기 평행부의 길이(Lm)의 길이비(Lr=Lm/De)는 14 이하일 수 있다.
또한, 상기 이젝터는, 상기 제1 증발기에서 가스화된 냉매가 상기 제1 냉매로서 상기 제1 유입구를 통해 유입되도록 구성될 수 있다.
상기 확산부의 최하류부에 있어서의 외측단부와 상기 평행부의 최상류부에 있어서의 내측단부 사이의 거리(Llc)와 상기 확산부의 최하류부의 직경(De)의 비(f=De/Llc)는 0.82 이상 1.17 이하일 수 있다.
상기 이젝터는 상기 제1 유입구와 상기 스로틀부 사이의 유로의 직경이 작아지는 원추 형상으로 형성된 감압부를 더 포함할 수 있고, 상기 스로틀부는 상기 감압부와 상기 확산부의 경계인 원 형상일 수 있다.
상기 스로틀부는 원기둥 형상의 유로를 가질 수 있다.
상기 목적을 달성하기 위한 본 발명의 일 측면에 따른 냉장고는, 압축기와, 상기 압축기에서 압축된 냉매를 응축시키는 응축기와, 상기 응축기에서 응축된 냉매를 증발시키는 제1 증발기와, 상기 응축기에서 응축된 냉매를 증발시키는 제2 증발기와, 상기 제2 증발기에서 증발된 제2 냉매를, 상기 제1 증발기에서 증발된 제1 냉매에 의해 흡인하여 상기 압축기를 향하여 유출하도록 구성된 이젝터를 포함하는 냉동사이클 장치를 포함하고, 상기 이젝터는, 상기 제1 냉매가 유입되도록 구성된 제1 유입구와, 상기 제2 냉매가 유입되도록 구성된 제2 유입구와, 상기 제1 유입구를 통해 유입된 상기 제1 냉매와 상기 제2 유입구를 통해 유입된 상기 제2 냉매가 합류되도록 구성된 합류부와, 상기 제1 유입구를 통해 유입된 상기 제1 냉매의 유로의 단면적이 감소된 스로틀부와, 상기 합류부의 상류에 있어서 상기 스로틀부를 통과한 상기 제1 냉매가 통과하도록 구성된 원기둥 형상 또는 원추 형상의 유로를 갖는 확산부를 포함한다.
상기 확산부의 내측의 각도는 0° 이상 12° 이하일 수 있다.
상기 이젝터는, 상기 합류부의 하류에서 합류된 상기 제1 냉매와 상기 제2 냉매가 통과하도록 구성된 원기둥 형상의 유로를 갖는 평행부를 더 포함할 수 있다.
상기 확산부의 출구 면적(Se)과 상기 평행부의 유로 면적(Sm)의 면적비(Sr=Sm/Se)sms 2.5 이상 5.6 이하일 수 있다.
상기 확산부의 최하류부의 직경(De)과 상기 평행부의 길이(Lm)의 길이비(Lr=Lm/De)는 14 이하일 수 있다.
또한, 상기 이젝터는, 상기 제1 증발기에서 가스화된 냉매가 상기 제1 냉매로서 상기 제1 유입구를 통해 유입되도록 구성될 수 있다.
상기 확산부의 최하류부에 있어서의 외측단부와 상기 평행부의 최상류부에 있어서의 내측단부 사이의 거리(Llc)와 상기 확산부의 최하류부의 직경(De)의 비(f=De/Llc)는 0.82 이상 1.17 이하일 수 있다.
상기 이젝터는 상기 제1 유입구와 상기 스로틀부 사이의 유로의 직경이 작아지는 원추 형상으로 형성된 감압부를 더 포함할 수 있고, 상기 스로틀부는 상기 감압부와 상기 확산부의 경계인 원 형상일 수 있다.
상기 스로틀부는 원기둥 형상의 유로를 가질 수 있다.
상기 목적을 달성하기 위한 본 발명의 일 측면에 따른 냉장고는, 냉장실의 공기를 냉각하는 제1 증발기와, 냉동실의 공기를 냉각하는 제2 증발기와, 상기 제1 증발기에서 증발된 기상의 구동 냉매가 유입되는 노즐부, 상기 제2 증발기에서 증발된 기상의 흡인 냉매가 흡인되는 흡인부, 상기 구동 냉매와 상기 흡인 냉매를 혼합하는 혼합부, 및 상기 혼합 냉매를 승압하여 유출시키는 디퓨저부를 포함하는 이젝터와, 상기 이젝터로부터 나온 상기 혼합 냉매가 유입되는 압축기를 포함하고, 상기 노즐부는, 상기 구동 냉매를 감압시키도록 구성되고, 유동 방향을 따라 직경이 작아지는 원추 형상의 유로를 갖는 감압부와, 상기 구동 냉매의 유로의 단면적이 가장 감소된 원 형상 또는 원기둥 형상의 스로틀부와, 상기 스로틀부를 통과한 상기 구동 냉매의 유속을 상승시키도록 구성되고 원기둥 형상 또는 원추 형상의 유로를 갖는 확산부를 포함하고, 상기 혼합부는, 상기 노즐부로 유입된 상기 구동 냉매와 상기 흡인부로 유입된 상기 흡인 냉매가 합류되도록 구성되고, 유동 방향을 따라 직경이 커지는 원추 형상의 유로를 갖는 합류부와, 상기 합류부에서 합류된 상기 구동 냉매와 상기 흡인 냉매가 통과하도록 구성되고, 원기둥 형상의 유로를 갖는 평행부를 포함한다.
상기 확산부의 내측의 각도는 0° 이상 12° 이하일 수 있고, 상기 확산부의 출구 면적(Se)과 상기 평행부의 유로 면적(Sm)의 면적비(Sr=Sm/Se)는 2.5 이상 5.6 이하일 수 있고, 상기 확산부의 최하류부의 직경(De)과 상기 평행부의 길이(Lm)의 길이비(Lr=Lm/De)는 14 이하일 수 있고, 상기 확산부의 최하류부에 있어서의 외측단부와 상기 평행부의 최상류부에 있어서의 내측단부 사이의 거리(Llc)와 상기 확산부의 최하류부의 직경(De)의 비(f=De/Llc)는 0.82 이상 1.17 이하일 수 있다.
본 발명에 따르면, 흡입한 냉매의 압력을 보다 높여서 압축기를 향하여 유출시킬 수 있는 이젝터를 갖는 냉동사이클 장치를 제공할 수 있다.
도 1은 일 실시형태에 관한 냉동사이클 장치의 개략 구성을 도시하는 도면이다.
도 2는 일 실시형태에 관한 냉동사이클 장치를 적용한 냉장고의 개략 구성을 도시하는 도면이다.
도 3은 이젝터의 개략 구성을 도시하는 도면이다.
도 4는 각도(α)와 승압율(PLR)의 상관관계를 도시하는 도면이다.
도 5A는, 각도(α)가 1.5°일 경우의, 노즐부의 노즐 디퓨저부, 혼합부에 있어서의 냉매의 유속을 도시하는 도면이다.
도 5B는, 각도(α)가 15°일 경우의, 노즐부의 노즐 디퓨저부, 혼합부에 있어서의 냉매의 유속을 도시하는 도면이다.
도 6은 면적비(Sr)와 승압율(PLR)의 상관관계를 도시하는 도면이다.
도 7은 길이비(Lr)와 승압율(PLR)의 상관관계를 도시하는 도면이다.
도 8은 도 3의 VIII부의 확대도이다.
도 9는 비(f)와 승압율(PLR)의 상관관계를 도시하는 도면이다.
도 10은 각도(α)와, 비(f)와, 승압율(PLR)의 상관관계를 도시하는 도면이다.
도 11은 이젝터의 노즐부의 변형예를 도시하는 도면이다.
이하, 첨부 도면을 참조하여, 본 발명의 실시형태에 대하여 상세하게 설명한다.
도 1은 본 실시형태에 관한 냉동사이클 장치(1)의 개략 구성을 도시하는 도면이다.
냉동사이클 장치(1)는, 냉매를 압축하는 압축기(10)와, 압축기(10)에서 압축된 냉매를 응축시키는 응축기(20)와, 유량 제어 밸브(30)를 갖고 있다. 본 실시형태에 관한 냉동사이클 장치(1)에서는, R600a 냉매를 사용하고 있다.
또한, 냉동사이클 장치(1)는, 제1 팽창 장치(40)와, 제1 증발기(50)를 갖고 있다. 또한, 냉동사이클 장치(1)는, 제2 팽창 장치(60)와, 제2 증발기(70)를 갖고 있다. 제1 팽창 장치(40) 및 제2 팽창 장치(60)는, 팽창 밸브나 모세관 튜브를 갖고, 응축기(20)에서 유출된 냉매를 감압, 팽창시킨다. 제1 증발기(50) 및 제2 증발기(70)에 대해서는 후술한다.
또한, 냉동사이클 장치(1)는, 제2 증발기(70)로부터의 냉매를, 제1 증발기(50)로부터 유입되는 냉매에 의해 흡인하는 이젝터(100)를 갖고 있다. 이젝터(100)에 대해서는 상세히 후술한다.
또한, 냉동사이클 장치(1)는, 압축기(10), 응축기(20), 유량 제어 밸브(30)를 순차 접속하는 냉매 배관(80)를 갖고 있다. 또한, 냉동사이클 장치(1)는, 유량 제어 밸브(30)의 하류에서 분기한, 제1 분기 배관(81)과, 제2 분기 배관(82)을 갖고 있다. 제1 팽창 장치(40)와 제1 증발기(50)는, 제1 분기 배관(81)에 의해 순차 접속되어 있다. 제2 팽창 장치(60)와 제2 증발기(70)는, 제2 분기 배관(82)에 의해 순차 접속되어 있다. 제1 분기 배관(81)은, 후술하는 이젝터(100)의 구동 냉매 유입구(111)에, 제2 분기 배관(82)은, 후술하는 이젝터(100)의 흡인 냉매 유입구(121)에, 각각 접속되어 있다. 또한, 냉동사이클 장치(1)는, 후술하는 이젝터(100)의 혼합 냉매 유출구(141)와 압축기(10)의 흡입측을 접속하는 압축 냉매 배관(83)을 갖고 있다.
도 2는, 본 실시형태에 관한 냉동사이클 장치(1)를 적용한 냉장고(200)의 개략 구성을 도시하는 도면이다.
냉장고(200)는, 하우징(210)내에, 구획판에 의해 구획된, 식료품 등을 냉장하는 냉장실(220)과, 식료품 등을 냉동하는 냉동실(230)을 갖고 있다. 또한, 냉장고(200)는, 냉동실(230)의 후방에 기계실(240)을 갖고 있다.
냉장고(200)는, 냉장실(220)의 후방에, 제1 냉기 통로(221)를 갖고 있다. 제1 냉기 통로(221)내에는, 냉동사이클 장치(1)의 제1 증발기(50)와, 냉장실(220)내로 바람을 보내는 냉장실 송풍기(222)가 설치되어 있다. 제1 증발기(50)는, 제1 팽창 장치(40)로 감압한 냉매를 제1 냉기 통로(221)내의 냉기와의 열교환에 의해 증발시킨다. 제1 증발기(50)와 열교환하여 냉각된 냉기는 냉장실 송풍기(222)에 의해 제1 냉기 통로(221)를 상승하고, 제1 냉기 통로(221)의 토출구를 통하여 냉장실(220)로 토출되어, 냉장실(220)내를 냉각한다. 제1 증발기(50)의 증발 온도는 냉장실(220)내를 냉각하기 위하여 제1 팽창 장치(40)에 의해 조정된다.
냉장고(200)는, 냉동실(230)후방에, 제2 냉기 통로(231)를 갖고 있다. 제2 냉기 통로(231)내에는, 냉동사이클 장치(1)의 제2 증발기(70)와, 냉동실(230)내에 바람을 보내는 냉동실 송풍기(232)가 설치되어 있다. 제2 증발기(70)는, 제2 팽창 장치(60)로 감압한 냉매를 제2 냉기 통로(231)내의 냉기와의 열교환에 의해 증발시킨다. 제2 증발기(70)와 열교환하여 냉각된 냉기는 냉동실 송풍기(232)에 의해 제2 냉기 통로(231)를 상승하고, 제2 냉기 통로(231)의 토출구를 통하여 냉동실(230)로 토출되어, 냉동실(230)내를 냉각한다. 제2 증발기(70)의 증발 온도는 냉동실(230)내를 냉각하기 위하여 제2 팽창 장치(60)에 의해 조정된다.
압축기(10)는, 기계실(240)내에 배치되어 있다.
응축기(20)는, 기계실(240)내, 하우징(210)의 저부의 하방 등에 배치되어 있다.
이젝터(100)는, 제1 냉기 통로(221)내 또는 제2 냉기 통로(231)내에 설치되어 있다. 단, 이젝터(100)는, 하우징(210)의 후방부 벽 내에 설치해도 좋다.
이상과 같이 구성된 냉동사이클 장치(1)에 있어서는, 압축기(10)의 구동에 의해 압축된 고온 고압의 냉매가 응축기(20)에서 방열하여 응축한다. 응축기(20)에서 응축된 냉매의 일부는, 제1 분기 배관(81)을 통하여, 제1 팽창 장치(40) 및 제1 증발기(50)를 지나 이젝터(100)로 유입된다. 한편, 응축기(20)에서 응축된 냉매의 일부는, 제2 분기 배관(82)을 통하여, 제2 팽창 장치(60) 및 제2 증발기(70)를 지나, 이젝터(100)로 유입된다. 이젝터(100)에서 합류한 냉매는 후술하는 디퓨저부(140)로부터 유출되여 압축기(10)로 유입된다.
(이젝터(100))
도 3은, 이젝터(100)의 개략 구성을 도시하는 도면이다.
이젝터(100)는, 제1 증발기(50)에서 증발된 냉매(이하, "구동 냉매"라 한다.)가 지나는 노즐부(110)와, 제2 증발기(70)에서 증발된 냉매(이하, "흡인 냉매"라 한다.)를 흡인하는 흡인부(120)를 갖고 있다.
또한, 이젝터(100)는, 구동 냉매와 흡인 냉매를 혼합하는 혼합부(130)와, 혼합부(130)에서 혼합시켜진 혼합 냉매를 승압하여 유출시키는 디퓨저부(140)를 갖고 있다.
노즐부(110)에는, 구동 냉매가 유입되는 구동 냉매 유입구(111)가 형성되어 있다.
흡인부(120)에는, 흡인 냉매가 유입되는 흡인 냉매 유입구(121)가 형성되어 있다.
디퓨저부(140)에는, 혼합 냉매를 유출시키는 혼합 냉매 유출구(141)가 형성되어 있다.
노즐부(110)는, 구동 냉매를 감압시키는 감압부(112)와, 구동 냉매의 유로의 단면적이 감소된 노즐 목부(113)와, 구동 냉매의 유속을 상승시키는 노즐 디퓨저부(114)를 갖고 있다.
감압부(112)는, 도 3에서 오른쪽으로 감에 따라 직경이 작아지는 대략 원추 형상의 유로를 갖고 있다.
노즐 디퓨저부(114)는, 도 3에서 오른쪽으로 감에 따라 직경이 커지는 대략 원추 형상, 또는 직경이 같은 대략 원기둥 형상의 유로를 갖고 있다. 노즐 디퓨저부(114)에 대해서는 상세히 후술한다.
노즐 목부(113)는, 감압부(112)와 노즐 디퓨저부(114) 사이에 있어서, 유로의 면적이 가장 줄어든 부위이다.
흡인부(120)는, 노즐부(110) 주위에 형성된 대략 원통 형상의 유로를 갖는다.
혼합부(130)는, 도 3에서 오른쪽으로 감에 따라 직경이 커지는 대략 원추 형상의 유로를 갖는 합류부(131)와, 직경이 동일한 대략 원기둥 형상의 유로를 갖는 평행부(132)를 갖고 있다.
디퓨저부(140)는, 도 3에서 오른쪽으로 감에 따라 직경이 커지는 대략 원추 형상의 유로를 갖는다.
이상과 같이 구성된 이젝터(100)에 있어서는, 제1 증발기(50)에서의 열교환에 의해 증발한(가스화 된) 후의 기상 냉매, 즉, 액적을 포함하지 않는, 또는, 액적을 근소하게 포함하는 냉매인 구동 냉매가 노즐부(110)의 구동 냉매 유입구(111)를 통해 유입된다. 또한, 제2 증발기(70)에서의 열교환에 의해 증발한(가스화 된) 후의 기상 냉매, 즉, 액적을 포함하지 않는, 또는, 액적을 근소하게 포함하는 냉매인 흡인 냉매가 흡인부(120)의 흡인 냉매 유입구(121)로 유입된다.
그리고, 이젝터(100)는, 구동 냉매 유입구(111)로 유입된 구동 냉매와 흡인 냉매 유입구(121)로 유입된 흡인 냉매를, 혼합부(130)에서 합류시켜서 혼합 냉매로 하고, 혼합 냉매 유출구(141)로를 통해 유출시킨다.
이러한 구성에 의해, 구동 냉매 유입구(111)를 통해 유입된 구동 냉매는, 감압부(112)에서, 유로 면적의 저하에 수반하여 감압 팽창한다. 감압에 의해 속도가 상승한 구동 냉매는, 노즐 목부(113)에서 유속이 커지고, 그 후, 노즐 디퓨저부(114)에서 더욱 속도가 상승된다. 이에 의해 초고속의 구동 냉매가 노즐부(110)로부터 유출된다.
한편, 흡인부(120)의 흡인 냉매 유입구(121)를 통해 흡인되는 흡인 냉매는, 흡인 냉매 유입구(121)와 노즐부(110)의 출구의 압력차에 의해, 초고속의 구동 냉매에 끌려들어간다. 혼합부(130)의 합류부(131)에서, 노즐부(110)의 출구로부터 유출된 고속의 구동 냉매와 저속의 흡인 냉매가 혼합되기 시작한다. 구동 냉매와 흡인 냉매의 운동 에너지 교환이 행해진다.
디퓨저부(140)에서도 유로 확대에 의한 감속에 의해, 동압이 정압으로 변환되어 압력이 상승하고, 혼합 냉매가 디퓨저부(140)를 통해 유출된다.
본 실시형태에 관한 이젝터(100)는, 구동 냉매 유입구(111)를 통해 유입된 구동 냉매를 고속으로 함으로써 정압을 저하시켜서, 흡인 냉매 유입구(121)를 통해 흡인 냉매를 흡입하는 기능을 갖는다. 그리고, 이젝터(100)는, 흡인 냉매 유입구(121)에서의 흡인 냉매의 압력(이하, "흡입 압력(Pe)"이라 한다.)에 대하여, 디퓨저부(140)의 혼합 냉매 유출구(141)를 통하여 압축기(10)를 향하여 유출되는 혼합 냉매의 압력(이하, "출구 압력(Pc)"이라 한다.)이 높을수록 고성능이다. 즉, 출구 압력(Pc)을 흡입 압력(Pe)으로 나눈 값을 "승압율(PLR)"이라 칭하는 경우(승압율(PLR) = 출구 압력(Pc)/흡입 압력(Pe)), 승압율(PLR)이 높을수록 이젝터(100)의 성능이 높아진다. 이것은, 압축기(10)로 유입되는 냉매의 압력이 높을수록, 냉동사이클 장치(1)의 효율(성적 계수(COP))을 향상시킬 수 있기 때문이다.
상술한 바와 같이 본 실시형태에 관한 이젝터(100)에 있어서는, 노즐부(110)의 구동 냉매 유입구(111)를 통해, 제1 증발기(50)에서의 열교환에 의해 증발한(가스화 된) 후의 기상 냉매가 구동 냉매로서 유입된다. 노즐부(110)의 구동 냉매 유입구(111)를 통해 유입되는 구동 냉매가 액 냉매일 경우에는, 구동 냉매를 통과시키는 노즐부(110)는, 냉매를 증발시키는 기능과 냉매의 유속을 고속으로 하는 기능이 필요하다. 액 냉매는, 일부가 증발하여 가스로 되기는 하나, 나머지는 액적 상태로 되어, 남은 액적이 냉매의 고속화에 방해가 되기 때문이다.
본 실시형태에 관한 이젝터(100)는, 구동 냉매가 단상류(액적을 포함하지 않는, 또는, 액적을 근소하게 포함하는)인 이젝터이므로, 구동 냉매를 통과시키는 노즐부(110)는, 냉매를 증발시키는 기능을 갖고 있지 않아도, 구동 냉매의 유속을 고속으로 하는 기능을 가짐으로써, 승압율(PLR)을 높일 수 있다.
본 발명자들이 예의 검토한 결과, 노즐 디퓨저부(114)의 내측 각도(α)(노즐 디퓨저부(114)의 유로 외주면(노즐 디퓨저부(114)에 있어서의 유로를 형성하는 부위의 내주면)을, 중심선(C)을 지나는 면에서 절단한 단면 형상인 직선(L)끼리 이루는 각)는, 0° 이상 12° 이하인 것이 바람직한 것을 발견하였다.
도 4는, 각도(α)와 승압율(PLR)의 상관관계를 도시하는 도면이다. 도 4에는, 후술하는 면적비(Sr)를 3.4, 후술하는 길이비(Lr)를 8.0으로 했을 경우의 상관관계를 나타내고 있다.
도 5A는, 각도(α)가 1.5°일 경우의, 노즐부(110)의 노즐 디퓨저부(114), 혼합부(130)에 있어서의 냉매의 유속을 도시하는 도면이다. 도 5B는, 각도(α)가 15°일 경우의, 노즐부(110)의 노즐 디퓨저부(114), 혼합부(130)에 있어서의 냉매의 유속을 도시하는 도면이다. 도 5A 및 도 5B에는, 냉매의 유속이 클수록 미세한 해칭으로 나타내고 있다. 또한, 가장 미세한 해칭은, 초음속을 나타내고 있다. 도 5A 및 도 5B에서, 노즐부(110)의 단면 형상을 나타내는 해칭은 생략하였다.
각도(α)가 15°일 경우, 노즐 디퓨저부(114)의 내주면을 따라서 구동 냉매가 흐르려고 하지만, 흡인 냉매에 밀리므로, 노즐 디퓨저부(114) 내에 박리가 발생하여, 손실이 발생한다. 그로 인해, 도 5B에 도시한 바와 같이, 노즐 디퓨저부(114)의 유로 출구(114a)의 속도가 저하된다. 속도 저하가 발생하면, 정압이 높아지고, 흡인 냉매를 흡입하는 힘이 저하된다. 그 결과, 승압율(PLR)이 저하되어, 냉동사이클 장치(1)의 효율이 상승하기 어려워진다.
이에 대해, 도 5A에 도시한 바와 같이, 각도(α)가 1.5°일 경우, 노즐 디퓨저부(114)의 내주면을 따라서 흐르는 구동 냉매의 유속이 커, 노즐 디퓨저부(114) 내에 박리가 발생하지 않으므로 속도 저하가 발생하지 않는다. 그리고, 노즐 디퓨저부(114)의 유로 출구(114a)의 속도가 크므로 정압이 낮아져, 흡인 냉매를 흡입하는 힘이 향상된다. 그 결과, 승압율(PLR)이 커져, 냉동사이클 장치(1)의 효율이 상승되기 쉬워진다.
그리고, 본 발명자들이 예의 검토한 결과, 도 4에 도시한 바와 같이, 각도(α)가 0° 이상 12° 이하인 경우, 승압율(PLR)이 1.15 이상으로 되어, 각도(α)가 12°보다 큰 경우보다도 승압율(PLR)이 큰 것을 발견하였다. 그로 인해, 각도(α)를 0° 이상 12° 이하로 함으로써, 각도(α)를 12°보다 크게 하는 경우보다도 이젝터(100)의 성능을 향상시킬 수 있다. 그 결과, 각도(α)를 0° 이상 12° 이하로 함으로써, 각도(α)를 12°보다 크게 하는 경우보다도, 냉동사이클 장치(1)의 효율(성적 계수(COP))을 향상시킬 수 있다.
또한, 각도(α)는, 0° 이상 9.5° 이하인 것이 보다 바람직하다. 각도(α)가 0° 이상 9.5° 이하인 경우, 승압율(PLR)이 1.20 이상으로 되어, 각도(α)가 9.5°보다도 큰 경우보다도 승압율(PLR)이 크다. 또한, 각도(α)는, 1.5° 이상 4° 이하인 것이 특히 바람직하다. 각도(α)가 1.5° 이상 4° 이하인 경우, 승압율(PLR)이 1.225 이상으로 되어, 각도(α)가 0° 이상 1.5 미만, 4°보다 큰 경우보다도 승압율(PLR)이 크다.
또한, 본 발명자들이 예의 검토한 결과, 노즐 디퓨저부(114)의 유로 출구(114a)의 면적인 출구 면적(Se)(도 3 참조)과, 혼합부(130)의 평행부(132)의 유로 면적인 평행부 면적(Sm)(도 3 참조)의 면적비(Sr)(Sr = 평행부 면적(Sm)/출구 면적(Se))는, 2.5 이상 5.6 이하인 것이 바람직한 것을 발견하였다.
도 6은, 면적비(Sr)와 승압율(PLR)의 상관관계를 도시하는 도면이다. 도 6에는, 각도(α)를 1.5°, 길이비(Lr)를 8.0으로 했을 경우의 상관관계를 나타내고 있다.
도 6에 도시한 바와 같이, 면적비(Sr)가 2.5 이상 5.6 이하인 경우, 승압율(PLR)이 1.15 이상으로 되어, 면적비(Sr)가 2.5보다 작은 경우 및 면적비(Sr)가 5.6보다 큰 경우보다도 승압율(PLR)이 크다.
노즐 디퓨저부(114)의 유로 출구(114a)의 출구 면적(Se)과 혼합부(130)의 평행부(132)의 평행부 면적(Sm)의 비가 지나치게 작으면 흡인 냉매를 흡입하는 공간이 적고, 흡인 냉매를 흡입하는 힘이 저하되므로, 승압율(PLR)이 작아진다.
한편, 노즐 디퓨저부(114)의 유로 출구(114a)의 출구 면적(Se)과 혼합부(130)의 평행부(132)의 평행부 면적(Sm)의 비가 지나치게 크면, 흡인 냉매를 흡입하는 공간이 커지고, 구동 냉매와 흡인 냉매가 운동 에너지 교환을 하기 어려워지므로, 흡인 냉매를 흡입하는 힘이 저하된다.
그 결과, 면적비(Sr)가 2.5보다 작은 경우 및 면적비(Sr)가 5.6보다 큰 경우에는, 승압율(PLR)이 떨어지고, 냉동사이클 장치(1)의 효율이 상승되기 어려워진다.
이에 대해, 면적비(Sr)가 2.5 이상 5.6 이하인 경우, 흡인 냉매를 흡입하는 공간을 확보할 수 있고, 또한, 구동 냉매와 흡인 냉매가 운동 에너지 교환을 행할 수 있으므로, 흡인 냉매를 흡입하는 힘이 향상된다. 그 결과, 승압율(PLR)이 상승하고, 냉동사이클 장치(1)의 효율이 상승한다.
따라서, 면적비(Sr)를 2.5 이상 5.6 이하로 함으로써, 면적비(Sr)를 2.5보다 작게 하는 경우 및 면적비(Sr)를 5.6보다 크게 하는 경우보다도 이젝터(100)의 성능을 향상시킬 수 있다. 그 결과, 면적비(Sr)를 2.5 이상 5.6 이하로 함으로써, 면적비(Sr)를 2.5보다 작게 하는 경우 및 면적비(Sr)를 5.6보다 크게 하는 경우보다도, 냉동사이클 장치(1)의 효율을 향상시킬 수 있다.
또한, 면적비(Sr)는, 2.8 이상 4.3 이하인 것이 보다 바람직하다. 면적비(Sr)가 2.8 이상 4.3 이하인 경우, 승압율(PLR)이 1.20 이상으로 되어, 면적비(Sr)가 2.8보다 작은 경우 및 면적비(Sr)가 4.3보다 큰 경우보다도 승압율(PLR)이 크다. 그로 인해, 면적비(Sr)를 2.8 이상 4.3 이하로 함으로써, 냉동사이클 장치(1)의 효율을 향상시킬 수 있다.
또한, 본 발명자들이 예의 검토한 결과, 노즐 디퓨저부(114)의 유로 출구(114a)(최하류부)의 직경인 출구 직경(De)(도 3 참조)과, 혼합부(130)의 평행부(132)의 중심선 방향의 길이인 평행부 길이(Lm)(도 3 참조)의 길이비(Lr)(Lr = 평행부 길이(Lm)/출구 직경(De))는, 14 이하인 것이 바람직한 것을 발견하였다.
도 7은, 길이비(Lr)와 승압율(PLR)의 상관관계를 도시하는 도면이다. 도 7에는, 각도(α)를 1.5°, 면적비(Sr)를 3.4로 했을 경우의 상관관계를 나타내고 있다.
도 7에 도시한 바와 같이, 길이비(Lr)가 14 이하인 경우, 승압율(PLR)이 1.1 이상으로 되어, 길이비(Lr)가 14보다 큰 경우보다도 승압율(PLR)이 크다.
노즐 디퓨저부(114)의 유로 출구(114a)의 출구 직경(De)과, 혼합부(130)의 평행부(132)의 평행부 길이(Lm)의 길이비(Lr)가 지나치게 클 경우(길이비(Lr)가 14보다 큰 경우), 혼합부(130)의 평행부(132)에서의 압력 손실이 커지고, 냉매의 유속이 저하되므로, 승압율(PLR)이 작아진다고 생각된다.
이에 대해, 길이비(Lr)가 14 이하인 경우, 혼합부(130)의 평행부(132)에서의 압력 손실이 작고, 냉매의 유속이 커지고, 정압이 내려간다. 그 결과, 흡인 냉매를 흡입하는 힘이 커진다. 또한, 혼합부(130)의 평행부(132)에서는, 구동 냉매와 흡인 냉매가 운동 에너지 교환을 행할 수 있으므로, 흡인 냉매를 흡입하는 힘이 향상된다.
그로 인해, 길이비(Lr)를 14 이하로 함으로써, 길이비(Lr)를 14보다 크게 하는 경우보다도 승압율(PLR)를 올릴 수 있고, 이젝터(100)의 성능을 향상시킬 수 있다. 그 결과, 길이비(Lr)를 14 이하로 함으로써, 길이비(Lr)를 14보다 크게 하는 경우보다도, 냉동사이클 장치(1)의 효율을 향상시킬 수 있다.
또한, 길이비(Lr)는, 3.0 이상 12.5 이하인 것이 보다 바람직하다. 길이비(Lr)는, 3.0 이상 12.5 이하인 경우, 승압율(PLR)이 1.20 이상으로 되어, 길이비(Lr)가 3.0보다 작은 경우 및 길이비(Lr)가 12.5보다 큰 경우보다도 승압율(PLR)이 크다. 그로 인해, 길이비(Lr)를 3.0 이상 12.5 이하로 함으로써, 냉동사이클 장치(1)의 효율을 향상시킬 수 있다.
<합류부(131)의 형상에 대하여>
도 8은, 도 3의 VIII부의 확대도이다.
혼합부(130)의 합류부(131)는, 중심선 방향으로, 노즐부(110)와 혼합부(130)의 평행부(132) 사이의 공간이다. 또한, 합류부(131)는, 반경 방향으로, 노즐부(110)(노즐 디퓨저부(114))의 출구에 있어서의 외측단부(110a)와 평행부(132)의 입구에 있어서의 내측단부(132a)를 직선적으로 연결한 곡면(Cs)내의 공간이다. 곡면(Cs)을, 중심선(C)을 지나는 면에서 절단한 단면 형상은, 도 8에 파선으로 나타내는 직선(Lc)으로 된다. 또한, 곡면(Cs)은, 흡인부(120)와 합류부(131)의 경계를 나타내는 면인 동시에, 흡인부(120)로부터 흡인 냉매가 유출되는 유출구이기도 하다.
그리고, 본 발명자들이 예의 검토한 결과, 직선(Lc)의 길이(Llc)(노즐부(110)의 단부(110a)와 평행부(132)의 단부(132a) 사이의 거리)와, 노즐부(110)의 노즐 디퓨저부(114)의 출구 직경(De)과의 비(f)(f = 출구 직경(De)/길이(Llc))는, 0.82 이상 1.17 이하인 것이 바람직한 것을 발견하였다.
도 9는, 비(f)와 승압율(PLR)의 상관관계를 도시하는 도면이다.
도 9에 도시한 바와 같이, 비(f)가 0.82 이상 1.17 이하인 경우, 승압율(PLR)이 1.15 이상으로 되어, 비(f)가 0.82보다 작은 경우 및 비(f)가 1.17보다 큰 경우보다도 승압율(PLR)이 크다.
직선(Lc)의 길이(Llc)와, 노즐 디퓨저부(114)의 출구 직경(De)의 비가 지나치게 작으면, 흡인 냉매를 흡입하는 공간이 커지고, 구동 냉매와 흡인 냉매가 운동 에너지 교환을 하기 어려워지므로, 흡인 냉매를 흡입하는 힘이 저하된다.
한편, 직선(Lc)의 길이(Llc)와, 노즐 디퓨저부(114)의 출구 직경(De)의 비가 지나치게 크면, 흡인 냉매를 흡입하는 공간이 작고, 흡인 냉매를 흡입하는 힘이 저하되므로, 승압율(PLR)이 작아진다.
그 결과, 비(f)가 0.82보다 작은 경우 및 비(f)가 1.17보다 큰 경우에는, 승압율(PLR)이 떨어지고, 냉동사이클 장치(1)의 효율이 상승하기 어려워진다.
이에 대해, 비(f)가 0.82 이상 1.17 이하인 경우, 흡인 냉매를 흡입하는 공간을 확보할 수 있고, 또한, 구동 냉매와 흡인 냉매가 운동 에너지 교환을 행하기 쉬워지므로, 흡인 냉매를 흡입하는 힘이 향상된다. 그 결과, 승압율(PLR)이 오르고, 냉동사이클 장치(1)의 효율이 상승한다.
그로 인해, 비(f)를 0.82 이상 1.17 이하로 함으로써, 비(f)를 0.82보다 작게 하는 경우 및 비(f)를 1.17보다 크게 하는 경우보다도 이젝터(100)의 성능을 향상시킬 수 있다. 그 결과, 비(f)를 0.82 이상 1.17 이하로 함으로써, 비(f)를 0.82보다 작게 하는 경우 및 비(f)를 1.17보다 크게 하는 경우보다도, 냉동사이클 장치(1)의 효율을 향상시킬 수 있다.
또한, 비(f)는, 0.85 이상 1.12 이하인 것이 보다 바람직하다. 비(f)가 0.85 이상 1.12 이하인 경우, 승압율(PLR)이 1.20 이상으로 되어, 비(f)가 0.85보다 작은 경우 및 비(f)가 1.12보다 큰 경우보다도 승압율(PLR)이 크다. 그로 인해, 비(f)를 0.85 이상 1.12 이하로 함으로써, 냉동사이클 장치(1)의 효율을 향상시킬 수 있다.
도 10은, 각도(α)와, 비(f)와, 승압율(PLR)의 상관관계를 도시하는 도면이다.
상기 직선(Lc)의 길이(Llc)가 동일한 경우, 각도(α)가 커짐에 따라, 노즐부(110)의 노즐 디퓨저부(114)의 출구 직경(De)은 커지므로, 도 10에 도시한 바와 같이, 각도(α)가 커짐에 따라서 비(f)는 커진다. 이와 같이, 비(f)는, 각도(α)에 따라서 변화된다. 또한, 출구 직경(De)이 커짐에 따라서 출구 면적(Se)이 커지고, 출구 면적(Se)이 커짐에 따라서 면적비(Sr)가 작아지므로, 면적비(Sr)가 작아짐에 따라서 비(f)는 커진다. 이와 같이, 비(f)는, 면적비(Sr)에 따라서 변화된다. 또한, 출구 직경(De)이 커짐에 따라서 길이비(Lr)가 작아지므로, 길이비(Lr)가 작아짐에 따라서 비(f)는 커진다. 이와 같이, 비(f)는, 길이비(Lr)에 따라서 변화된다.
상술한 바와 같이, 이젝터(100)는, 제1 냉매의 일례로서의 구동 냉매를 유입시키는 제1 유입구의 일례로서의 구동 냉매 유입구(111)와, 제2 냉매의 일례로서의 흡인 냉매를 유입시키는 제2 유입구의 일례로서의 흡인 냉매 유입구(121)를 갖는다. 또한, 이젝터(100)는, 구동 냉매 유입구(111)를 통해 유입된 구동 냉매와 흡인 냉매 유입구(121)를 통해 유입된 흡인 냉매를 합류시키는 합류부(131)와, 합류부(131)의 하류에서, 합류된 구동 냉매와 흡인 냉매를 통과시키는 원기둥 형상의 유로를 갖는 평행부(132)를 갖는다. 또한, 이젝터(100)는, 구동 냉매 유입구(111)를 통해 유입된 구동 냉매의 유로의 단면적을 감소시키는 스로틀부의 일례로서의 노즐 목부(113)와, 합류부(131)의 상류에 있어서 노즐 목부(113)를 통과한 구동 냉매를 통과시키는 원기둥 형상 또는 원추 형상의 유로를 갖는 확산부의 일례로서의 노즐 디퓨저부(114)를 갖는다. 그리고, 이젝터(100)는, 노즐 디퓨저부(114)의 최하류부에 있어서의 외측단부의 일례로서의 단부(110a)와 평행부(132)의 최상류부에 있어서의 내측단부의 일례로서의 단부(132a) 사이의 거리(길이(Llc))에 대한 노즐 디퓨저부(114)의 최하류부의 출구 직경(De)의 비율의 일례로서의 비(f)는 0.82 이상 1.17 이하이다. 이와 같이 구성된 이젝터(100)에 의하면, 비(f)가 0.82보다 작은, 또는, 비(f)가 1.17보다 큰 경우에 비하여, 이젝터(100)의 성능을 향상시킬 수 있다. 그 결과, 이 이젝터(100)를 갖는 냉동사이클 장치(1)의 효율을 향상시킬 수 있다.
<이젝터(100)의 노즐부(110)의 변형예>
도 11은, 이젝터(100)의 노즐부(110)의 변형예를 도시하는 도면이다.
상술한 실시형태에 있어서는, 노즐부(110)의 노즐 목부(113)는, 감압부(112)에 있어서의 대략 원추 형상의 유로와, 노즐 디퓨저부(114)에 있어서의 대략 원추 형상의 유로의 경계인 원 형상이지만, 특별히 이러한 형태에 한정되지 않는다. 도 11에 도시한 바와 같이, 노즐 목부(113)는, 직경이 동일한 대략 원기둥 형상의 유로를 가져도 좋다.

Claims (20)

  1. 압축기;
    상기 압축기에서 압축된 냉매를 응축시키는 응축기;
    상기 응축기에서 응축된 냉매를 증발시키는 제1 증발기;
    상기 응축기에서 응축된 냉매를 증발시키는 제2 증발기; 및
    상기 제2 증발기에서 증발된 제2 냉매를, 상기 제1 증발기에서 증발된 제1 냉매에 의해 흡인하여 상기 압축기를 향하여 유출하도록 구성된 이젝터를 포함하고,
    상기 이젝터는,
    상기 제1 냉매가 유입되도록 구성된 제1 유입구;
    상기 제2 냉매가 유입되도록 구성된 제2 유입구;
    상기 제1 유입구를 통해 유입된 상기 제1 냉매와 상기 제2 유입구를 통해 유입된 상기 제2 냉매가 합류되도록 구성된 합류부;
    상기 제1 유입구를 통해 유입된 상기 제1 냉매의 유로의 단면적이 감소된 스로틀부; 및
    상기 합류부의 상류에 있어서 상기 스로틀부를 통과한 상기 제1 냉매가 통과하도록 구성된 원기둥 형상 또는 원추 형상의 유로를 갖는 확산부를 포함하는, 냉동사이클 장치.
  2. 제1항에 있어서,
    상기 확산부의 내측의 각도는 0° 이상 12° 이하인, 냉동사이클 장치.
  3. 제1항에 있어서,
    상기 이젝터는 상기 합류부의 하류에서 합류된 상기 제1 냉매와 상기 제2 냉매가 통과하도록 구성된 원기둥 형상의 유로를 갖는 평행부를 더 포함하는 냉동사이클 장치.
  4. 제3항에 있어서,
    상기 확산부의 출구 면적(Se)과 상기 평행부의 유로 면적(Sm)의 면적비(Sr=Sm/Se)는 2.5 이상 5.6 이하인, 냉동사이클 장치.
  5. 제3항에 있어서,
    상기 확산부의 최하류부의 직경(De)과 상기 평행부의 길이(Lm)의 길이비(Lr=Lm/De)는 14 이하인, 냉동사이클 장치.
  6. 제1항에 있어서,
    상기 이젝터는 상기 제1 증발기에서 가스화된 냉매가 상기 제1 냉매로서 상기 제1 유입구를 통해 유입되도록 구성된, 냉동사이클 장치.
  7. 제3항에 있어서,
    상기 확산부의 최하류부에 있어서의 외측단부와 상기 평행부의 최상류부에 있어서의 내측단부 사이의 거리(Llc)와 상기 확산부의 최하류부의 직경(De)의 비(f=De/Llc)는 0.82 이상 1.17 이하인, 냉동사이클 장치.
  8. 제1항에 있어서,
    상기 이젝터는 상기 제1 유입구와 상기 스로틀부 사이의 유로의 직경이 작아지는 원추 형상으로 형성된 감압부를 더 포함하고,
    상기 스로틀부는 상기 감압부와 상기 확산부의 경계인 원 형상인, 냉동사이클 장치.
  9. 제1항에 있어서,
    상기 스로틀부는 원기둥 형상의 유로를 갖는, 냉동사이클 장치.
  10. 압축기;
    상기 압축기에서 압축된 냉매를 응축시키는 응축기;
    상기 응축기에서 응축된 냉매를 증발시키는 제1 증발기;
    상기 응축기에서 응축된 냉매를 증발시키는 제2 증발기; 및
    상기 제2 증발기에서 증발된 제2 냉매를, 상기 제1 증발기에서 증발된 제1 냉매에 의해 흡인하여 상기 압축기를 향하여 유출하도록 구성된 이젝터를 포함하는 냉동사이클 장치를 포함하고,
    상기 이젝터는,
    상기 제1 냉매가 유입되도록 구성된 제1 유입구;
    상기 제2 냉매가 유입되도록 구성된 제2 유입구;
    상기 제1 유입구를 통해 유입된 상기 제1 냉매와 상기 제2 유입구를 통해 유입된 상기 제2 냉매가 합류되도록 구성된 합류부;
    상기 제1 유입구를 통해 유입된 상기 제1 냉매의 유로의 단면적이 감소된 스로틀부; 및
    상기 합류부의 상류에 있어서 상기 스로틀부를 통과한 상기 제1 냉매가 통과하도록 구성된 원기둥 형상 또는 원추 형상의 유로를 갖는 확산부를 포함하는, 냉장고.
  11. 제10항에 있어서,
    상기 확산부의 내측의 각도는 0° 이상 12° 이하인, 냉장고.
  12. 제10항에 있어서,
    상기 이젝터는 상기 합류부의 하류에서 합류된 상기 제1 냉매와 상기 제2 냉매가 통과하도록 구성된 원기둥 형상의 유로를 갖는 평행부를 더 포함하는 냉장고.
  13. 제12항에 있어서,
    상기 확산부의 출구 면적(Se)과 상기 평행부의 유로 면적(Sm)의 면적비(Sr=Sm/Se)는 2.5 이상 5.6 이하인, 냉장고.
  14. 제12항에 있어서,
    상기 확산부의 최하류부의 직경(De)과 상기 평행부의 길이(Lm)의 길이비(Lr=Lm/De)는 14 이하인, 냉장고.
  15. 제10항에 있어서,
    상기 이젝터는 상기 제1 증발기에서 가스화된 냉매가 상기 제1 냉매로서 상기 제1 유입구를 통해 유입되도록 구성된, 냉장고.
  16. 제12항에 있어서,
    상기 확산부의 최하류부에 있어서의 외측단부와 상기 평행부의 최상류부에 있어서의 내측단부 사이의 거리(Llc)와 상기 확산부의 최하류부의 직경(De)의 비(f=De/Llc)는 0.82 이상 1.17 이하인, 냉장고.
  17. 제10항에 있어서,
    상기 이젝터는 상기 제1 유입구와 상기 스로틀부 사이의 유로의 직경이 작아지는 원추 형상으로 형성된 감압부를 더 포함하고,
    상기 스로틀부는 상기 감압부와 상기 확산부의 경계인 원 형상인, 냉장고.
  18. 제10항에 있어서,
    상기 스로틀부는 원기둥 형상의 유로를 갖는, 냉장고.
  19. 냉장실의 공기를 냉각하는 제1 증발기;
    냉동실의 공기를 냉각하는 제2 증발기;
    상기 제1 증발기에서 증발된 기상의 구동 냉매가 유입되는 노즐부, 상기 제2 증발기에서 증발된 기상의 흡인 냉매가 흡인되는 흡인부, 상기 구동 냉매와 상기 흡인 냉매를 혼합하는 혼합부, 및 상기 혼합 냉매를 승압하여 유출시키는 디퓨저부를 포함하는 이젝터; 및
    상기 이젝터로부터 나온 상기 혼합 냉매가 유입되는 압축기를 포함하고,
    상기 노즐부는,
    상기 구동 냉매를 감압시키도록 구성되고, 유동 방향을 따라 직경이 작아지는 원추 형상의 유로를 갖는 감압부;
    상기 구동 냉매의 유로의 단면적이 가장 감소된 원 형상 또는 원기둥 형상의 스로틀부; 및
    상기 스로틀부를 통과한 상기 구동 냉매의 유속을 상승시키도록 구성되고 원기둥 형상 또는 원추 형상의 유로를 갖는 확산부를 포함하고,
    상기 혼합부는,
    상기 노즐부로 유입된 상기 구동 냉매와 상기 흡인부로 유입된 상기 흡인 냉매가 합류되도록 구성되고, 유동 방향을 따라 직경이 커지는 원추 형상의 유로를 갖는 합류부; 및
    상기 합류부에서 합류된 상기 구동 냉매와 상기 흡인 냉매가 통과하도록 구성되고, 원기둥 형상의 유로를 갖는 평행부를 포함하는, 냉장고.
  20. 제19항에 있어서,
    상기 확산부의 내측의 각도는 0° 이상 12° 이하이고,
    상기 확산부의 출구 면적(Se)과 상기 평행부의 유로 면적(Sm)의 면적비(Sr=Sm/Se)는 2.5 이상 5.6 이하이고,
    상기 확산부의 최하류부의 직경(De)과 상기 평행부의 길이(Lm)의 길이비(Lr=Lm/De)는 14 이하이고,
    상기 확산부의 최하류부에 있어서의 외측단부와 상기 평행부의 최상류부에 있어서의 내측단부 사이의 거리(Llc)와 상기 확산부의 최하류부의 직경(De)의 비(f=De/Llc)는 0.82 이상 1.17 이하인, 냉장고.
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