本发明涉及一种喷射器循环系统，其高压侧致冷剂压力等于或高于致 冷剂的临界压力值。喷射器循环系统具有喷射器，其中高压侧致冷剂被 减压而膨胀，以使蒸发器中蒸发的气体致冷剂被吸入其中，通过将膨胀 能量转换为压缩能量使吸入压缩机的致冷剂压力增大。

近些年来，代替氟立昂致冷剂，其它致冷剂被用于蒸发压缩制冷循环 中。例如，USP 5,245,836描述了使用二氧化碳的蒸发压缩致冷剂循环。 然而，在这种情况下，因为需要增加高压侧致冷剂压力，使等于或高于 临界压力值，所以要使操作压缩机所需的功率变得更大，并使致冷剂循 环的性能系数减小。

考虑到前面的问题，本发明的目的在于提供一种高压侧致冷剂压力等 于或高于临界压力值值的喷射器循环系统，这改善了致冷剂循环的性能 系数(COP)。

按照本发明，一种喷射器循环系统包括：用于吸入和压缩致冷剂的压 缩机；用于冷却压缩机排放之致冷剂的散热器；通过吸收热量使其中的 致冷剂蒸发的蒸发器；喷射器，它使来自散热器的致冷剂减压和膨胀， 以便吸入蒸发器中蒸发的气体致冷剂，并将膨胀能量转换为压缩能量， 以增大拟由压缩机吸入之致冷剂的压力，以及气-液分离器，它用于储存 致冷剂以及将致冷剂分为气体致冷剂和液体致冷剂。所述的致冷剂循环 系统中，在喷射器中被减压之前，致冷剂的压力等于或高于致冷剂的临 界压力值。当致冷剂被用于超临界区域时，与用氟立昂作致冷剂相比， 特定的焓差与压力变化的比(ΔP)变大，而且在减压和膨胀过程中，压力差 变得更大。于是，本发明中使得在减压过程的膨胀能量得以充分地恢复。 此外，在所述喷射器中，喷射器排放之致冷剂的压力增大，从比蒸发器 内部压力高的中间压力增大至比低于临界压力值的压力。因此，可使压 缩机消耗的功率降低。

在致冷剂的超临界区域，由于气体致冷剂的密度大致等于液体致冷剂 的密度，所以，喷射器中被减压和膨胀的致冷剂，气体致冷剂和液体致 冷剂二者的速度大致相等。例如，当用二氧化碳作为致冷剂时，与用氟 立昂作致冷剂的情况相比，喷射器的效率约增加两倍。于是，在本发明 的喷射器循环中，由于被减压之前喷射器中的致冷剂压力等于或高于致 冷剂的临界压力值，所以可使喷射器循环系统的性能系数提高。

最好将气-液分离器安排成，使气-液分离器中的气体致冷剂被送至压 缩机的吸入侧，而使气-液分离器中的液体致冷剂被送至蒸发器，而且所 述喷射器循环系统还包括一个加热单元，它加热吸入压缩机的致冷剂。 因此，可使吸入压缩机的致冷剂温度提高，也使压缩机排放的致冷剂温 度得以提高，比可使散热器的能力和喷射器循环系统的效率得以提高。

最好设置一个喷射器效率控制单元，以控制喷射器中的能量转换效 率。进而，还设置流量调整装置，用于调整流入喷射器的致冷剂流量。 于是，喷射器循环系统运行时喷射器的效率得以提高。

另外，喷射器循环系统的致冷剂通道中安排一个控制阀门，使得喷 射器中减压之前致冷剂压力等于或高于致冷剂的临界压力值。因此，喷 射器循环系统运行的同时使喷射器效率得以提高。所述控制阀门和喷射 器最好被集成为一体。从而可使喷射器循环系统的结构做得简单。喷射 器最好包括一个喷嘴，从散热器流入的高压致冷剂的压缩能量在其中被 转换成速度能量，使致冷剂减压并膨胀，还包括一个增压部分，使速度 能量在其中被转换成压缩能量，从而使喷嘴排放的致冷剂与蒸发器吸入 的致冷剂混合时，增大致冷剂的压力。控制阀门可与喷射器的喷嘴集成 为一体。

最好使气-液分离器有一个储藏容器部分，致冷剂储存在其中并使气 体致冷剂与液体致冷剂彼此分开，喷射器的一部分与所述容器部分集成 为一体。例如，将喷射器安排成使喷射器内的致冷剂从低侧向上流动， 喷射器与储藏容器部分是集成的，使得喷射器的出口位于储藏容器部分 内的致冷剂液面上面。在这种情况下，可以过程一个碰撞壁，致冷剂从 喷射器出口流出至其上。做为选择，可使喷射器与储藏容器部分集成为 一体，使喷射器出口位于储藏容器部分内的致冷剂液面上面，并且从喷 射器的出口排放的致冷剂与储藏容器部分的内壁表面碰撞。

通过下面结合附图对本发明实施例的详细描述，本发明的其它目的 和优点将变得更加清楚，其中：

图1是本发明第一优选实施例喷射器循环系统的示意图；

图2是按照第一实施例，用二氧化碳作为致冷剂的喷射器循环系统 的焓熵(Mollier)图；

图3是表示按照第一实施例，高压侧致冷剂压力、性能系数(COP)和 致冷功率之间相互关系的曲线图；

图4是本发明第二优选实施例喷射器循环系统的示意图；

图5是本发明第三优选实施例喷射器循环系统的示意图；

图6是本发明第四优选实施例喷射器循环系统主要部分的示意图；

图7A是表示按照第四实施例，喷射器效率η与蒸发器的致冷功率Qe 之间关系的曲线图；

图7B是表示按照第四实施例，喷射器效率η、吸入压缩机增加的压 力ΔP和蒸发器的致冷剂入口和致冷剂出口之间特定的焓差Δh之间相互 关系的曲线图；

图7C是表示按照第四实施例，喷射器效率η、吸入压缩机的致冷剂 流量Gr和蒸发器中流动的致冷剂流量Ge之间相互关系的曲线图；

图8是按照第四实施例，用二氧化碳作为致冷剂的喷射器循环系统 的焓熵图；

图9是一个三维特性视图，表示按照第四实施例，从喷嘴的致冷剂 出口到扩散器致冷剂出口的致冷剂相对流速与喷射器致冷剂通道部分沿 从中心的径向方向的径向位置之间的关系；

图10是本发明第五优选实施例喷射器循环系统主要部分的示意图；

图11是表示按照第五实施例，所述径向位置与喷射器中液体体积比 之间关系的曲线图；

图12是本发明第六优选实施例喷射器循环系统主要部分的示意图；

图13是本发明第七优选实施例喷射器循环系统所用的喷射器集成气 液分离器的示意图；

图14是说明第七实施例的喷射器集成气-液分离器特性的示意图；

图15是本发明第八优选实施例的喷射器循环系统所用的喷射器集成 气-液分离器的示意图；

图16是沿图15中XVI-XVI线所取的横截面图；

图17是表示本发明第九优选实施例喷射器循环系统的示意图；

图18是表示按照第九实施例，喷射器效率η与流量比α(Ge/Gn)之 间关系的曲线图；

图19是表示本发明第十优选实施例喷射器循环系统的示意图；

图20是表示本发明第十一优选实施例喷射器循环系统的示意图；

图21是表示本发明第十二优选实施例喷射器循环系统的示意图；

图22是表示本发明第十三优选实施例喷射器循环系统的示意图；

图23是表示本发明第十四优选实施例喷射器循环系统的示意图；

图24是表示本发明第十五优选实施例喷射器循环系统的示意图；

图25是表示本发明第十六优选实施例喷射器循环系统的示意图；

图26是表示第十六实施例改型的喷射器循环系统示意图；

图27是表示本发明第十七优选实施例喷射器循环系统的示意图；

图28是表示按照第十七实施例，蒸发器的致冷剂加热程度、喷射器 效率η、流量比α(Ge/Gn)和喷射器中增加的压力ΔP之间关系的曲线 图；

图29是表示本发明第十八优选实施例喷射器循环系统的示意图；

图30是表示按照第十八实施例，高压侧致冷剂压力、喷射器效率η、 流量比α(Ge/Gn)和喷射器中增加的压力ΔP之间关系的曲线图；

图31是表示本发明第十九优选实施例喷射器循环系统的示意图；

图32是表示本发明第二十优选实施例喷射器循环系统的示意图；

图33是表示本发明第二十一优选实施例喷射器循环系统的示意图；

图34是表示本发明第二十二优选实施例喷射器循环系统的示意图；

图35是表示第二十二实施例改型的喷射器循环系统示意图；

图36是表示第二十二实施例改型的喷射器循环系统示意图；

图37是表示第二十二实施例改型的喷射器循环系统示意图；

图38是表示第二十二实施例改型的喷射器循环系统示意图；

图39是表示本发明第二十三优选实施例喷射器循环系统的示意图；

图40是表示本发明第二十四优选实施例喷射器循环系统的示意图；

图41是表示第二十四实施例喷射器循环系统的喷射器示意图；

图42是表示第二十四实施例喷射器循环系统的气-液分离器示意图；

图43是表示本发明第二十五优选实施例喷射器循环系统的示意图；

图44是表示本发明第二十六优选实施例喷射器循环系统的示意图；

图45是表示本发明第二十七优选实施例喷射器循环系统的示意图；

图46是表示本发明第二十八优选实施例喷射器循环系统的示意图；

图47是表示本发明第二十九优选实施例喷射器循环系统所用的气-液 分离器的示意图；

图48是表示第二十九实施例喷射器循环系统所用的气-液分离器的示 意图。

下面将参照附图详细描述本发明的优选实施例。

下面将参照附图1-3描述本发明的第一实施例。在第一实施例中，本 发明的喷射器循环系统通常用于采用二氧化碳作为致冷剂的参照循环， 用于交通工具/车辆的空气调节器。

如图1所示，所述喷射器循环系统中设置压缩机100，它利用来自诸 如车辆引擎等驱动源的驱动力吸入并压缩致冷剂。散热器200(气体散热器) 被安排成使从压缩机100排放的致冷剂与乘客车厢外部的空气热交换并被 外部空气冷却。

喷射器循环系统中布置蒸发器300，使吹入乘客车厢的空气和流过蒸 发器300的液体致冷剂热交换。在蒸发器300中，由于液体致冷剂的蒸发 可以获得致冷功率。喷射器400使来自散热器200的致冷剂减压和膨胀， 并使蒸发的气体致冷剂被吸入喷射器400。喷射器400使来自散热器200的 致冷剂减压并且膨胀，以使蒸发器300中蒸发的气体致冷剂被吸入其中， 并将膨胀能量转换为压缩能量，以增加压缩机100吸入之致冷剂的压力。

喷射器400包括：喷嘴410，它通过使散热器200流出之高压侧致冷剂 的压缩能量(压力头)转换为速度能量(速度头)，使致冷剂减压和膨胀；混 合部分420，其中蒸发器300内蒸发的气体致冷剂被喷嘴410排放的高速致 冷剂流(喷流)吸入；以及扩散器430，它使速度能量转换成压缩能量， 使得在来自喷嘴410的致冷剂与自蒸发器300吸入的致冷剂混合时，增 加压缩机100所吸入的致冷剂压力。

气-液分离器500被布置成，使喷射器400所排放的致冷剂流入气-液 分离器500。气-液分离器500中储存致冷剂，并使来自喷射器400的致冷 剂被分成气体致冷剂和液体致冷剂。在气-液分离器500中分开的气体致冷 剂被吸入压缩机100，在气-液分离器500中分开的液体致冷剂被吸向蒸发 器300。第一减压单元600布置在气-液分离器500与蒸发器300之间，使从 气-液分离器500流到蒸发器300的液体致冷剂被减压。由于第一减压单元 600，可充分降低蒸发器300内的压力(蒸汽压)。

接下来将描述第一实施例喷射器循环系统的工作过程。当压缩机100 运转时，气体致冷剂从气-液分离器500被吸入压缩机100，高压等于或高 于致冷剂临界压力值的压缩致冷剂被排放到散热器200。致冷剂在散热器 200中被冷却并流入喷射器400。在喷射器400的喷嘴410中，来自散热 器200的致冷剂被减压和膨胀，由于来自喷嘴410的高速致冷剂喷射流， 蒸发器300中的气体致冷剂被吸入混合部分420。当从蒸发器300吸入的 致冷剂和从喷嘴410喷射的致冷剂在混合部分420中混合时，致冷剂的动 压力(速度能量)被转换成扩散器430中致冷剂的静压力(压缩能量)。其后， 致冷剂从喷射器400流进气-液分离器500。

另一方面，由于蒸发器300内的气体致冷剂被吸入喷射器400，气-液 分离器500中的液体致冷剂流入蒸发器300，并通过从吹入乘客车厢的空 气中吸收热量在蒸发器300中蒸发。

图2是表示第一实施例喷射器循环系统的工作情况的Mollier图(P-h 图)。图2示出图1中不同位置(如C1，C2..)的致冷剂状态。根据混合部分420 和扩散器430的操作效率，改变压缩机100吸入致冷剂压力所增加的压力 值ΔP，并且随着喷嘴410的致冷剂入口(图1中C2表示的点)的致冷剂和喷 嘴410的出口(图1中C3表示的点)的致冷剂之间的特定的焓差变大而变大。

在第一实施例中，由于用二氧化碳作为致冷剂，所以由压缩机100使 致冷剂的压力增大到超临界值区域，然后由喷射器400的喷嘴410减压。 因此，减压之前和减压之后致冷剂的压力差变大，在喷嘴410的致冷剂入 口(图1和2中的C2点)的致冷剂和喷嘴410的致冷剂出口(图1和2中的C3点) 的致冷剂之间的特定焓差变大。在第一实施例中，因为可使致冷剂减压 时产生的膨胀能量充分地被恢复，所以减压之前和减压之后的压力差别 变大。因此，可使压缩机100吸入致冷剂压力的增大压力值(改变的压力) ΔP增加，还可使喷射器循环系统的性能系数得以提高。

因为在超临界值区域中气体致冷剂的密度与液体致冷剂的密度大致相 等，所以喷射器400的喷嘴410中的气体致冷剂和液体致冷剂减压和膨胀 被加速到大致相等的速度。因此，在致冷剂的超临界值区域中，在喷射 器400的喷嘴410处，能量转换效率变得较高。例如，与使用氟立昂作为 致冷剂的情况相比，能量转换效率可以提高大约两倍。因此，在第一实 施例中，可使致冷剂减压操作中产生的膨胀能量被充分地恢复。

与氟立昂相比，从临界点到饱和液体线的二氧化碳等熵曲线具有大的 焓变化量(Δh)与压力变化量(ΔP)之比。因此，与用氟立昂作为致冷剂的喷 射器循环系统相比，在使用二氧化碳作为致冷剂的喷射器循环系统中， 当致冷剂在喷射器400中被减压和膨胀时，喷嘴410的致冷剂入口处的致 冷剂和扩散器430的致冷剂入口处的致冷剂之间的特定焓差(绝热降低)可 以变大。

按照第一实施例，在使用二氧化碳作为致冷剂的喷射器循环系统中， 能提高喷射器循环系统的性能(效率)系数。图3表示性能系数(COP)、蒸发 器300中的致冷功率、以及喷射器400的喷嘴410中被减压之前的高压侧致 冷剂压力之间的关系。如图3所示，随着高压侧致冷剂压力的增大，致 冷功率增加。然而，当高压侧的致冷剂压力过分增大时，会使喷射器循 环系统的性能系数(COP)降低。因此，在第一实施例中，喷射器400的喷 嘴410的形状和尺寸、来自压缩机100的致冷剂排放量等均可被调整，以 致可以保持在性能系数(COP)变得较大处的高压侧致冷剂压力。

下面参照图4描述本发明的第二实施例。在第二实施例中的，如图4所 示，第二减压单元710降低在喷射器400的扩散器430中被增大的致冷剂压 力，它被布置在喷射器400的下游侧。因此，在第二减压单元710中，使 喷射器400的扩散器430中致冷剂增加的压力被减压，以具有低于临界压 力值的预定减压压力。其后，具有比临界压力值低的预定减压压力的致 冷剂流入气-液分离器500，将被充分地分离成气体致冷剂和液体致冷剂。

在使用二氧化碳作为致冷剂的喷射器循环系统中，因为高压侧的致冷 剂压力等于或高于超临界压力值，从扩散器430排放的致冷剂压力可以变 得等于或高于临界压力值。在这种情况下，气-液分离器500内难于将致冷 剂分成气体致冷剂和液体致冷剂，而且难于从气-液分离器500给蒸发器300 提供液体致冷剂。然而，根据第二实施例，因为第二减压单元710布置在 喷射器400与气-液分离器500之间，所以可将在喷射器400的扩散器430中 增大的致冷剂压力调整成变得低于临界压力值。

下面将参照图5描述本发明的第三实施例。在上面描述的第二实施例 中，第二减压单元(即压力调整单元)710被布置在喷射器400的下游致冷剂 侧，使来自喷射器400的致冷剂变成比临界压力值低的预定压力。但在 第三实施例中，有如图5所示，第三减压单元(压力调整单元)720被布置在 喷射器400的上游致冷剂侧，利用第三减压单元720和喷射器400的喷嘴 410，可以使来自喷射器400要被引入气-液分离器500的致冷剂压力被降低 到比临界压力值低。

第三实施例的第三减压单元720和第二实施例的第二减压单元710使从 喷射器400引入气-液分离器500的致冷剂压力调整到低于临界压力值。然 而，即使不设置第二和第三减压单元710、720，根据高压侧的致冷剂压 力和喷射器400的效率，来自喷射器400的致冷剂压力可以比临界压力值 更低。在这种情况下，当第二减压单元710被布置在喷射器400的下游致 冷剂侧时，由于第二减压单元710的这种安排，使致冷剂的流动阻力变得 较大。然而，在第三实施例中，因为第三减压单元720被布置在喷射器400 的上游致冷剂侧，所以第三减压单元720的减压操作总是是在超临界压力 值区域中进行的。因此，在第三实施例中，由于第三减压单元720的缘故， 可以防止致冷剂的流动阻力(压力损失)增大，而从使喷射器400排放的致 冷剂压力变得比临界压力值低。

下面将参照附图6-9描述本发明的第四实施例。在上面描述的第一到 第三实施例中，在致冷剂从喷射器400的扩散器430排放之后，致冷剂在 气-液分离器500中被分成气体致冷剂和液体致冷剂，以使在气-液分离器 500中的气体致冷剂流向压缩机100的吸入侧，而气-液分离器500中的液 体致冷剂流向蒸发器300。但在第四实施例中，如图6所示，气-液分离器500 被布置在混合部分420的致冷剂出口部分，使液体致冷剂在从喷射器400 流出之前，即被从致冷剂中分开和取出。被分开和被提出的液体致冷剂 提供给蒸发器300，从喷射器400流动的气体致冷剂被提供给压缩机100的 吸入侧。如图6所示，高压PH致冷剂被引入喷嘴410，并在喷嘴410中被减 压至压力Ps。其后，在扩散器430中致冷剂压力被增大至在扩散器430的 出口处所具有的压力PD。来自混合部分420出口侧的致冷剂被引入气-液分 离器500。来自气-液分离器500的液体致冷剂在减压单元600中被减压， 并被引入蒸发器300，以被蒸发。另一方面，与上述第一实施例类似，低 压PL(Pe)气体致冷剂被吸入喷射器400。

图7A是第四实施例的模拟结果，表示喷射器效率η和蒸发器300中产 生的致冷剂功率Qe(Qe＝Ge×Δh)之间的关系。图7B是第四实施例的模拟 结果，表示喷射器效率η、压缩机100的增大压力ΔP和蒸发器300的致冷 剂入口及致冷剂出口之间致冷剂的特定焓差Δh之间的相互关系。另外， 图7C是第四实施例的模拟结果，表示喷射器效率η、吸入压缩机100的致 冷剂流量Gr和流入蒸发器300的致冷剂流量Ge之间的相互关系。

如图7A、7B、7C所示，当喷射器效率η变大时，增大的压力ΔP变 大，可使压缩机100的压缩作用减低。当增大的压力ΔP变大时，由于气 体-液体分离器500中的压力增加，所以流入蒸发器300的致冷剂的特定焓 变大，如图8中的虚线所示。相应地，特定的焓差Δh变小，由蒸发器300 产生的致冷功率Qe变小。

可以根据下列公式(1)计算喷射器效率η。

η＝[ΔP(Gn+Ge)/ρg-Ge(Ue2/2)]/(Δie·Gn)

  ＝[(Gn+Ge)Δir-Ge(Ue2/2)]/(Δie·Gn)          …… (1)

其中，Δie[Δie＝i(C2)-i(C3)]在图2表示是喷嘴410的致冷剂入口与致 冷剂出口之间的焓差，Δir＝i(C8)-i(C8′)，Gn是流入散热器200的致冷剂 量，Ge是流入蒸发器300的致冷剂量，ΔP(吸入压力增加的量)是吸入压 缩机的致冷剂增加的压力，Ue是喷射器400中致冷剂的吸入流速，ρg是 喷射器400中致冷剂的吸入流的气体密度。

根据第四实施例，要提供给蒸发器300的液体致冷剂在从喷射器400排 放之前，被从致冷剂中分离并被取出。因此，如图8中的实线所示，即使 当吸入压力增大的量ΔP变大，可以使从气-液分离器500流出之液体致冷 剂的压力增量ΔPe比吸入压力的增量ΔP小。

因此，可以避免蒸发器300入口处的致冷剂特定焓变大，并可使蒸发 器300的致冷剂入口与致冷剂出口之间特定焓差Δhe比特定的焓差Δh 大。结果，可使蒸发器300产生的致冷功率Qe增大。

图9表示一种模拟结果，表示从喷嘴410的致冷剂出口到扩散器430的 致冷剂出口的致冷剂流速(相对速度Vgi/Vgno)，和在喷射器400的致冷 剂通道剖面图中，沿从中心起的径向方向的径向位置之间的相互关系。 假设致冷剂流速的分布(气体流速分布)是关于中心轴线对称的，并假设喷 嘴410出口处致冷剂的流速是1，以实现图9的模拟。在图9中，A表示从 喷嘴410的流出的射流气体致冷剂，B表示从蒸发器300吸入的吸入气体致 冷剂(吸入流动气体)。如图9所示，与射流气体致冷剂吸入并加速来自蒸 发器300的致冷剂的同时，喷嘴410排放的射流气体致冷剂的流速变低。 因此，在混合部分420的致冷剂出口侧(扩散器430的致冷剂入口侧)处，射 流气体致冷剂的流速的降低几乎完成，如图9中“a”所示，而来自蒸发 器300的吸入气体致冷剂被充分加速，如图9中“b”所示。即在混合部分 420的致冷剂出口侧(扩散器430的致冷剂入口侧)处，喷嘴410排放的气体 致冷剂和从蒸发器300吸入的气体致冷剂混合，使得从蒸发器300吸入的 气体致冷剂流速变成大致等于来自喷嘴410的气体致冷剂的流速。混合部 分420中混合的混合致冷剂流入扩散器430，使扩散器430中的致冷剂压力 增大，同时致冷剂的流速降低。

如上所述，在混合部分420的致冷剂出口处完成从蒸发器300的气体致 冷剂吸入，并且致冷剂压力在扩散器430中增大。因此，当将气-液分离器 500设在混合部分420的致冷剂出口处，并将来自气-液分离器500的液体致 冷剂提供给蒸发器300时，能避免流入蒸发器300的致冷剂的特定焓变大， 同时保持压缩机100的吸入压力增量ΔP。因此，在第四实施例中，可使 蒸发器300产生的致冷功率Qe较大，同时使喷射器效率η保持在较高的 值。

下面将参照图10和11描述本发明的第五实施例。与上述第四实施例类 似，在第五实施例中，在混合部分420的致冷剂出口侧，液体致冷剂与喷 射器400中流动的致冷剂分离并被从中取出，引入到第一气-液分离器500。 从喷射器400的混合部分420出口侧流出的液体致冷剂通过第一气-液分离 器500被提供到蒸发器300种。另一方面，从喷射器400的扩散器430流出 的致冷剂流入第二气-液分离器510，并且在第二气-液分离器510中被分 离成气体致冷剂和液体致冷剂。在第二气-液分离器510中分离的液体致 冷剂被提供给蒸发器300，在第二气-液分离器510中分离的气体致冷剂被 提供给压缩机100的吸入侧。

在第五实施例中，即使不能从混合部分420的出口侧分隔和取出足够 数量的液体致冷剂，但由于设置了第二气-液分离器510，使得从喷射器400 的扩散器430流出的致冷剂在第二气-液分离器510中分离成气体致冷剂和 液体致冷剂，而且所分离的液体致冷剂被引进蒸发器300。因此，可将 液体致冷剂充分提供给蒸发器300。

因为第一气-液分离器500内的压力是在扩散器430中被增压之前的压 力，所以在连接第一气-液分离器500和蒸发器300的致冷剂通道中不设置 减压单元。另一方面，因为第二气-液分离器510内的压力是在扩散器430 中被增大的压力，所以在第二气-液分离器510与蒸发器300之间设置减压 单元600，以防止蒸发器300内部压力增加。

图11是一模拟结果，表示喷射器400内的径向位置与液体体积比例(即 液体致冷剂量的比)之间的关系。在图11中，曲线C表示喷嘴410出口周围 的液体体积比，曲线D表示混合部分420出口周围的液体体积比，曲线E表 示扩散器430出口周围的液体体积比。如图11所示，在喷射器400内部致 冷剂通道截面的中心部分处，液体体积比变得最大。在第五实施例中， 模拟条件类似于上面第四实施例所述的条件。

如图10所示，第五实施例中，在混合部分420致冷剂出口侧的液体致 冷剂通过致冷剂引入管道501被引入第一气-液分离器500。致冷剂引入管 道501的引入端口502被布置在喷射器400的混合部分420的致冷剂出口侧 处的致冷剂通道部分的中心，所以可以从喷射器400中有效地分离和取出 液体致冷剂。

下面将参照图12描述本发明的第六实施例。在上述第五实施例中，设 置第一气-液分离器500和第二气-液分离器510。而在第六实施例中，只设 置单独一个气-液分离器520，可以获得类似于上述第五实施例的优点。

具体地说，如图12所示，气-液分离器520具有一盒体521，其中由具 有多个孔口522的隔开部件523将内部空间分区，成为下部空间524和上面 的空间525。致冷剂引入管道501伸入所述隔开部件523之下的下部空间 524，使混合部分420的出口侧的致冷剂被引入下部空间524。另一方面， 喷射器400的扩散器430出口侧延伸，与隔开部件523上面的上层空间525 沟通。

此外，气-液分离器520的上层空间525与压缩机100的吸入侧沟通，使 得气体致冷剂被吸入压缩机100。另一方面，下层空间524储存的液体致 冷剂被提供给蒸发器300。第六实施例中设在隔开部件523中的孔口522被 用作减压装置(调节装置)，用于降低从上层空间525流到下层空间524的 致冷剂的压力。此外，隔开部件523被用作扰动阻止单元，用于防止从扩 散器430引入的致冷剂扰动气-液分离器520内的液体致冷剂。

下面将参照图13和14描述本发明的第七实施例。如图13所示，第七 实施例中的喷射器400、气-液分离器500和减压单元600(调节装置)被集 成为一体。

如图13所示，设置金属储藏容器540，使得从喷射器400的扩散器430 排放的致冷剂在金属储藏容器540部被分离成气体致冷剂和液体致冷剂， 而分离的液体致冷剂被储存在金属储藏容器540中。喷射器400被布置成 使致冷剂在喷射器400内从低侧向上流动。喷射器400的一部分被布置在 金属储藏容器540内部，使扩散器430的致冷剂出口431位于所述储藏容器 540内部致冷剂液体表面LS的上面，向着上部开口。

从喷嘴410通过混合部分420到扩散器430的喷射器400的致冷剂通道近 乎成直线。因此，喷射器400中不会产生不必要的致冷剂的压力损失。碰 撞壁(障碍板)541，来自扩散器430之致冷剂出口431的致冷剂碰撞该碰撞 壁，该壁结合到在喷射器400的扩散器430的致冷剂出口一侧的储藏容器 540的内壁上。

致冷剂管道542布置在储藏容器540中，通过该致冷剂管道542，在储 藏容器540内部上层侧储存的气体致冷剂被引进压缩机100的吸入侧。致 冷剂管道542在弯曲部分542a处被弯曲约180°，形成U形，致冷剂管道542 的U形底部处于储藏容器540内部下层储存的液体致冷剂中。在所述弯曲 部分542a中设置孔542b，从孔542b吸入包括润滑油在内的液体致冷剂， 所述润滑油用于润滑压缩机100的滑动部分。

液体致冷剂管道543布置在储藏容器540中，储藏容器540内部下层储 存的液体致冷剂通过管道543被引入蒸发器300。因此，液体致冷剂管道543 的底部开口端设在储藏容器540内的液体致冷剂中，液体致冷剂管道543 的致冷剂出口侧设有减压单元600(如固定节门)。

接下来将描述第七实施例的集成喷射器的气-液分离器的工作过程。 来自喷射器400的扩散器430的致冷剂出口431的致冷剂与碰撞壁541碰 撞，而使之散开。在这种情况下，密度及粘性均比气体致冷剂大的液体 致冷剂粘附到碰撞壁541上，或者与气体致冷剂相比不会被散开。因此， 来自喷射器400的扩散器430的致冷剂出口431的致冷剂可以有效地分离成 气体致冷剂和液体致冷剂。依附在碰撞壁541上的液体致冷剂由于重力 而向下落。

因为将喷射器400的扩散器430的致冷剂出口431开在储藏容器540内部 液体致冷剂表面LS的上面，从而可以防止由于从喷射器400的扩散器430 流出的致冷剂在所述储藏容器540内部造成的致冷剂扰动。另外，由于致 冷剂出口431是向上开的，就能轻易地从喷射器400的扩散器430流出的致 冷剂中分离出密度较大的液体致冷剂。

当把喷射器400整体与气-液分离器500的储藏容器540整体连在一起 时，可以将喷射器400布置成有如比较例的图14中右侧所示的那样，使 致冷剂在喷射器400中从上向下流动，并使致冷剂出口431位于液体致冷 剂表面LS的上面。不过，在这种情况下，与图14左侧所示的第七实施例 储藏容器540相比，气-液分离器500的储藏容器540的垂直尺寸H变得较 大。即在图14所示的两个情况中，因为必需将致冷剂出口431设置于储藏 容器540内部液体致冷剂表面LS的上面，所以当在这两种情况下在储藏容 器540内部液体致冷剂高度h1和从喷嘴410到致冷剂出口431的尺寸相同 时，图14的右侧所示的比较例要求从液体致冷剂面LS上面的上位尺寸C2， 也即大于从喷嘴410到致冷剂出口431的尺寸(C2-S1)。但在第七实施例 中，如图14左侧的h1所示，从喷嘴410到致冷剂出口431的大部分处于液 体致冷剂中，与比较例相比，可将集成喷射器的气-液分离器的储藏容器540 的垂直尺寸H做得较小。

在比较例中，可将从喷嘴410到致冷剂出口431的尺寸做得充分小，用 以减小垂直尺寸H。然而，当从喷嘴410到致冷剂出口部分431的尺寸做得 较小时，来自蒸发器300的气体致冷剂不能充分地被吸入喷射器400，并 且扩散器430中致冷剂的压力也不能充分增大。

在本喷射器循环系统中，即使来自压缩机100的致冷剂在散热器200中 被冷却，较高的温度的致冷剂也会流入喷嘴410。因此，当把包括喷嘴410 的整个喷射器400被布置在储藏容器540内时，在被减压之前，储藏容器540 内的液体致冷剂会被高温致冷剂蒸发。因此，在第七实施例中的，由于 至少是把喷嘴410布置在所述储藏容器540的外部，所以在喷嘴410中被减 压和膨胀之后的低温致冷剂被引入储藏容器540。因此，可以避免储藏容 器540内部的液体致冷剂蒸发，能够充分地将液体致冷剂提供给蒸发器 300。

在第七实施例中，喷射器400的一部分被布置在储藏容器540中，使致 冷剂在喷射器400内沿垂直方向从下向上流动，通过致冷剂通道。然而， 在以预定的倾斜角相对于水平方向倾斜地流动时，也可使致冷剂在喷射 器400内从下向上流动通过致冷剂通道。

在第七实施例中，只有喷嘴410被布置在储藏容器540外面。不过，也 可以使混合部分420布置在储藏容器540的外面。

在第七实施例中，从喷嘴410通过混合部分420到扩散器430的喷射器 400的致冷剂通道是近乎成直线。不过，也可以只使从喷嘴410到混合部 分420的致冷剂通道是近乎成直线的，并可使扩散器430的致冷剂通道430 适当地弯曲。

下面将参照图15和16描述本发明的第八实施例。如图15和16所示，在 第八实施例中，喷射器400的致冷剂通道是近乎水平地延伸设置的，致冷 剂出口431设在储藏容器540的液体致冷剂表面LS的上方，使来自致冷剂 出口431的致冷剂与储藏容器540的内壁表面碰撞。因此，无需附加的 碰撞壁，能以低成本制成集成喷射器的气-液分离器500，同时可使液体致 冷剂和气体致冷剂有效地分开。

在第八实施例中，喷嘴410被布置在储藏容器540外部。因此，与上述 第七实施例类似，可以防止储藏容器540内部的液体致冷剂被蒸发，可以 充分地将液体致冷剂能从储藏容器540提供给蒸发器300。

在第八实施例中，喷射器400的纵向是近乎水平地布置的，使致冷剂 在喷射器400的致冷剂通道中近乎水平地流动。但也可使喷射器400的纵 向相对于水平表面向上面或者向下面为倾斜的。

下面将参照图17和18描述本发明的第九实施例。在第九实施例中，在 用二氧化碳作致冷剂的喷射器循环系统的散热器200中，水与高压侧的致 冷剂热交换，使所供给的水被加热。这就是说，第九实施例描述一种喷 射器循环型热水器。

如图17所示，在第九实施例中，在致冷剂通道中设置一个电的流量调 整阀(可变的节流阀)730，用于调节致冷剂的流量，气-液分离器500中的 液体致冷剂通过所述致冷剂通道被提供给蒸发器300。喷射器400的扩散 器430的致冷剂出口侧设置第一致冷剂温度传感器741，用以检测流入气- 液分离器500的致冷剂的温度；在流量调整阀门730的致冷剂出口侧设置 第二致冷剂温度传感器742，用以检测流入蒸发器300的致冷剂的温度。 根据温度传感器741、742二者测得的温度调整流量调整阀门730的阀门开 启程度。

在散热器200(水-致冷剂热交换器)中，致冷剂沿着与水的流动方向相 反的方向流动。压缩机100的转速(转数)由电机Mo控制，使流入喷射器400 的致冷剂流量成为预定值。

水箱750被布置成使水被提供给散热器200，并使在散热器200中加热 的热水被储存和提供给用户。在水箱750与散热器200之间设置电泵751， 用于使水循环。设置水温度传感器743，以检测水箱750内水的温度。在 第九实施例中，将温度传感器741、742、743的信号输入电子控制单元 (ECU)740，ECU740控制流量调整阀门730的阀门开启程度、压缩机100 的电机Mo和泵751各自的动作。

接下来，将描述喷射器-循环型热水器(下称热水器)的工作情况。根据 用户的请求，水箱750中储存的供水(热水)被送给用户，当水箱750内的水 量变得比预定量低时，自来水(水)被供给进入水箱750。

另一方面，当水箱750内的水温度等于或低于预定温度时，泵751和压 缩机100运转，使水箱750内的水被加热，同时控制流量调整阀门730的阀 门开启程度，以便保持较高的喷射器效率η。

喷射器效率η是扩散器430中收回的压缩能量与喷射器400的喷嘴410 中产生的膨胀能量的比。随着喷射器效率η变大，所收回的压缩能量变 大，并且喷射器致冷剂循环的性能系数(COP)变高。

致冷剂循环的COP是输出值(如散热器200辐射的热量)对循环所用的 能量(如压缩机100中消耗的电能)的比。另一方面，如上面公式(1)描述的 那样，喷射器效率η与流过蒸发器300的致冷剂量Ge对流过散热器200的 致冷剂量Gn的流量比α(Ge/Gn)、收回的压力(增加压力)ΔP、喷嘴410的 致冷剂入口与致冷剂出口之间的焓差Δie、从蒸发器300吸入到喷射器400 的致冷剂的流速Ue有关。因为流速Ue非常小，可以不考虑参数Ge(Ue2/2)。 这里，ΔP/(ρg·Δie)被用作参数β，参数β、喷射器效率η和流量比之 间的相互关系被计算有如图18所示那样。

在图18中，参数β(n)、参数β(n+1)、参数β(n+2)和参数β(n+3)表 示互不同的参数。因此，当参数β变化时，控制流量控制阀门730的阀门 开启程度，使具有流量比α，在所述流量比α条件下，在这时的参数β 下，喷射器效率η变成最大值。结果，可使喷射器效率η保持在较高的 值。在本喷射器循环系统中，因为有高压侧致冷剂流(喷射器400中被减压 之前)和低压侧致冷剂流(蒸发器300的侧)，所以参数β是与高压侧致冷剂 的状态(焓)和低压侧致冷剂的状态(焓)有关的函数。

在第九实施例中，根据致冷剂温度传感器741、742二者测得的温度决 定参数β，并使流量调整阀门730的阀门开启程度受到控制。因此，可使 这种喷射器-循环型热水器有效地工作。

在第九实施例中，流量调整阀门730构成喷射器效率的控制装置，用 以通过调节流入蒸发器300中的致冷剂量(流量)控制能量转换效率。当流 量调整阀门730的阀门开启程度变化时，使在蒸发器300内的压力和温度 以及扩散器430中增大的压力量得以改变。因此，流量调整阀门730可以 通过调整流量比α(Ge/Gn)、蒸发器300内的压力和温度以及喷射器400的 扩散器430中增大的压力中的任何一个，调节喷射器效率η。

在上述第九实施例中，根据高压侧致冷剂温度和低压侧致冷剂温度确 定参数β。然而，由于可以根据致冷剂的压力确定致冷剂状态(焓)，所以， 可以根据高压侧致冷剂压力和低压致冷剂压力确定参数β。另外，作为 确定参数β的因素，除致冷剂温度和致冷剂压力外，可以利用喷射器循 环系统的环境条件，如外部空气温度。

此外，在上述第九实施例中，可以改变检测低温侧致冷剂状态(焓)和 高温侧致冷剂状态(焓)的传感器排列位置。例如，可以在喷射器400的致 冷剂入口侧检测高温侧致冷剂状态(焓)，而在蒸发器300的致冷剂出口侧 检测低温侧致冷剂状态(焓)。

下面将参照图19描述本发明的第十实施例。如图19所示，在第十实施 例中，将流量调整阀门730布置在喷射器400的致冷剂入口侧，根据致冷 剂温度传感器741、742二者测得的温度确定参数β，将流量调整阀门730 的阀门开启程度控制为保持较高的喷射器效率η。

在第十实施例中，当调整流量调整阀门730的阀门开启程度时，使高 压侧致冷剂压力被改变。因此，流量调整阀门730可以通过调整流量比α (Ge/Gn)和高压侧致冷剂压力中的任何一个，调整喷射器效率η。在第十 实施例中，其他部分与上述第九实施例类似。

下面将参照图20描述本发明的第十一实施例。

在上面描述的第九和第十实施例中，调整流量调整阀门730的阀门开 启程度，使喷射器效率η变得较高。但在第十一实施例中，并未设置第 九和第十实施例中所述的流量调整阀门730。这就是说，第十一实施例中， 根据致冷剂温度传感器741、742两者测得的温度控制泵751，以使与高压 侧致冷剂在散热器200中热交换的水流量得到调整。在这种情况下，调整 散热器中热交换之后热水的温度，使喷射器400中的能量转换效率(喷射器 效率η)变得较高。

下面将参照图21描述本发明的第十二实施例。如图21所示，在第十二 实施例中，与图17所示的第九实施例相比，进一步设置第三致冷剂温度 传感器744，用以检测自散热器200流出的致冷剂温度，还设置水温传感 器745，用以检测流入散热器200的水的温度。因此，在第十二实施例中， 根据致冷剂温度传感器741、742二者测得的温度控制泵751，并调整流过 散热器200的水和致冷剂之间的温度差，使喷射器400中的能量转换效率(喷 射器效率η)变得较高。

下面将参照图22描述本发明的第十三实施例。如图22所示，在第十 三实施例中，设置热交换器800，使从散热器200流出的致冷剂和要被吸入 压缩机100的致冷剂在热交换器800中热交换。相应地，吸入压缩机100的 致冷剂在热交换器800中被加热。

在本喷射器循环系统中，由于喷射器400的扩散器430中增大压力之后 致冷剂被吸入压缩机100，因此，与不使用喷射器400的常规蒸发压缩型 致冷剂循环相比，吸入压缩机100的饱和的气体致冷剂的焓较小。相应地， 当使从本喷射器循环系统中的压缩机100排放的致冷剂压力等于从常规蒸 发压缩型致冷剂循环的压缩机中排放的致冷剂压力时，与常规蒸发压缩 型致冷剂循环相比，从喷射器循环系统中的压缩机100排放的致冷剂的温 度变得较低。

按照第十三实施例，可以通过从散热器200流出的致冷剂和吸入压缩 机100的致冷剂之间的热交换增大吸入压缩机100的致冷剂的温度。因此， 可使压缩机100排放的致冷剂的温度增大，还可使散热器200的热功率和 喷射器循环系统的COP得到提高。

下面将参照图23描述本发明的第十四实施例。如图23所示，在第十 四实施例中，设置热交换器810，使驱动压缩机100的电机Mo和吸入压缩 机100的致冷剂热交换。相应地，由来自电机Mo的热加热吸入压缩机100 的致冷剂，可以获得与上述第十三实施例类似的优点。

下面将参照图24描述本发明的第十五实施例。如图24所示，在第十 五实施例中，设置热交换器820，使吸入压缩机100的致冷剂由从水箱750 流出的水加热。相应地，吸入压缩机100的致冷剂的温度增大，压缩机100 的消耗功率减少，喷射器循环系统的COP提高。

下面将参照图25和26描述本发明的第十六实施例。第十六实施例的喷 射器循环系统用于整个建筑物，比如一幢房子的热控制系统(热管理)，包 括热水器。特别如图25所示，建筑物中产生的排热(如剩余的热量)被重新 回收，并与被吸入压缩机100的致冷剂在热交换器830中热交换。另外， 在喷射器400和气-液分离器500之间布置一个附加的蒸发器310。相应地， 利用排放的气体，可以提高散热器200中的加热功率(水加热功率)和致冷 剂循环的COP。例如在蒸发器300中致冷剂吸收热，同时实现间隔室的冷 却，利用蒸发器300中吸收的热量和蒸发器310中吸收的热量，可以在散 热器200中加热水。在第十六实施例中，利用蒸发器300实现间隔室的致 冷(空气调节)。然而，可以利用蒸发器310实现乘客车厢的致冷，或者可 以利用蒸发器300、310两者来实现。

另外，如图26所示，可以按照所需的温度范围，分别设置多个散热器 200。例如，在水回路中设置不需要水箱的设备753，借助水泵751的动作， 可以使水沿着设备753与散热器200之间的水回路流动。也就是说，可将 热量从单独一个喷射器循环系统加给无需水箱750的设备753，而热水器 需要水箱750。

下面将参照图27和28描述本发明的第十七实施例。如图27所示，在第 十七实施例中，散热器200与喷射器400之间的致冷剂通道中设置控制阀 门731，以便根据蒸发器300致冷剂出口侧的致冷剂加热程度(过热度)控制 致冷剂通道的开启程度。

控制阀门731是压力补偿型的，它以机械的方式检测蒸发器300致冷剂 出口的致冷剂温度，并使蒸发器300的致冷剂出口处的致冷剂加热程度保 持在预定的程度。控制阀门731具有温度检测部分731a，检测蒸发器300 的致冷剂出口侧的致冷剂温度，还具有压力补偿管道731b。

当蒸发器300的致冷剂出口侧的加热程度变得较大时，流入蒸发器300 的致冷剂流量也变大。另一方面，因为喷射器400的工作情况恒定，所以 当致冷剂流量变得较大，而且流量比α(Ge/Gn)也变大时，就使喷射器400 的扩散器430中增加的压力ΔP降低。因此，如图28所示，喷射器效率η 按照在蒸发器300的致冷剂出口侧的加热程度改变，并且在某加热程度成 为最大值。

在第十七实施例中，由控制阀门731控制蒸发器300的致冷剂出口处的 过热度，使喷射器效率η成为最大值。不过，在第十七实施例中，可用电 阀门代替控制阀门731，以便根据喷射器循环系统的工作状态改变蒸发器 300的致冷剂出口处的控制目标加热程度。

下面将参照图29和30描述本发明的第十八的实施例。如图29所示，控 制阀门732被布置在散热器200和喷射器400之间的致冷剂通道中，用以根 据高压侧致冷剂温度控制从散热器200中流出的高压侧致冷剂的压力。这 里的高压侧致冷剂压力是指在控制阀门732和喷射器400的喷嘴410中被减 压之前的致冷剂压力。

第十八实施例的控制阀门732具有温度敏感部分732a，它以机械的方 式检测散热器200的致冷剂出口侧的致冷剂温度。控制阀门732根据由温 度敏感部分732a检测的致冷剂温度控制高压侧的致冷剂压力。

当高压侧致冷剂的压力变大时，流入散热器200的致冷剂流量Gn变 小。另一方面，由于喷射器400的工作状态恒定，所以当致冷剂流量Gn变 小而流量比α(Ge/Gn)变大时，会使喷射器400的扩散器430中的压力增量 ΔP减小。因此，如图30所示，喷射器效率η按照高压侧的致冷剂压力改 变。这就是说，存在一个在喷射器效率η成为最大值条件下的高压侧致 冷剂压力。

在第十八实施例中，由控制阀门732控制高压侧致冷剂的压力，使喷 射器效率η成为最大值。不过，在第十八实施例中，可以用电阀门代替 以机械方式工作的控制阀门732，。

下面将参照图31描述本发明的第十九实施例。如图31所示，控制阀门 733布置在散热器200和喷射器400之间的致冷剂通道中，以便根据蒸发器 300内的压力(蒸发器300内的热负载)控制控制阀门733的开启程度。

控制阀门733以机械的方式检测蒸发器300内致冷剂的压力，并根据检 测的致冷剂压力控制阀门开启程度。控制阀门733具有压力补偿管道 733a。当蒸发器300内的压力变大时，控制阀门733的开启程度变大。反 之，当蒸发器300内的压力变小时，控制阀门733的开启程度变小。

根据第十九实施例，根据蒸发器300内的压力(蒸发器300的热负载)控 制所述控制阀门733的开启程度。因此，即使当蒸发器300内的压力改变 时，控制阀门733的开启程度也受控制，可使喷射器效率η保持在较高的 值。

在第十九实施例中，当蒸发器300内的压力变大时，控制阀门733的开 启程度也变大。反之，当蒸发器300内的压力变小时，控制阀门733的开 启程度也变小。因此，可使喷射器效率η保持较高的值，还可以使流入 蒸发器300的致冷剂流量得到适当的控制。

下面将参照图32描述本发明的第二十实施例。在上述第十七实施例 中，控制阀门731设在散热器200与喷射器400之间的致冷剂通道中，并根 据蒸发器300的致冷剂出口的致冷剂加热程度控制所述控制阀门731的开 启程度。但在第二十实施例中，有如图32所示，控制阀门731被布置在气- 液分离器500与蒸发器300之间的致冷剂通道中，并根据蒸发器300的致冷 剂出口的致冷剂加热程度控制控制阀门731的开启程度。在第二十实施例 中，由于可将加给控制阀门731的压力做得比上述第十七实施例的值小， 所以可以减小控制阀门731的尺寸并降低生产成本。

下面将参照图33描述本发明的第二十一实施例。在上述第十九实施例 中，控制阀门733设在散热器200与喷射器400之间的致冷剂通道中。而在 第二十一实施例中，如图33所示，控制阀门733被布置在气-液分离器500 与蒸发器300之间的致冷剂通道中，并根据蒸发器300的压力(蒸发器300中 的热负载)控制控制阀门733的开启程度。

下面将参照图34-38描述本发明的第二十二实施例。如图34-38所示， 设置热交换器(即内部热交换器)800，散热器200排放的致冷剂与吸入压 缩机100的致冷剂在热交换器800中热交换。图34是上述第十七实施例的 喷射器循环系统中设置热交换器800的例子。图35是上述第十八实施例的 喷射器循环系统中设置热交换器800的例子。图36是上述第十九实施例的 喷射器循环系统中设置热交换器800的例子。图37是上述第二十实施例的 喷射器循环系统中设置热交换器800的例子。图38是上述第二十一实施例 的喷射器循环系统中设置热交换器800的例子。

根据第二十二实施例，由热交换器800使流入控制阀门731-733的致冷 剂冷却。因此，使喷射器400的喷嘴410中的膨胀能量降低，也使从喷嘴410 流出的致冷剂的流速(流动速度)降低，以及使喷嘴410出口处的致冷剂干 燥度降低。于是，使从蒸发器300吸入到喷射器400的致冷剂流量和流动 速度增加，而使从喷嘴410排放的致冷剂流与从蒸发器吸入的致冷剂流之 间的流速差变小。相应地，对于在从蒸发器吸入的致冷剂和从喷嘴410排 放的致冷剂混合时的产生的涡流，其涡流损耗可以变得较小。结果，可 使喷射器效率η得到提高。

下面将参照图39描述本发明的第二十三实施例。如图39所示，在第二 十三实施例中，设在喷射器400与散热器200之间之致冷剂通道中的控制 阀门731-733与喷嘴410集成为一体，以致喷射器400与控制阀门731-733 是集成为一体的。因为设置控制阀门731-733，所以可以使喷射器400中的 致冷剂按控制阀门731-733和喷嘴410两个步骤减压(节流)。也就是说， 在控制阀门731-733处的第一步骤，可使致冷剂沸腾一次，而在喷嘴410的 入口部分处的第二步骤，使致冷剂被膨胀，使得能够有效地恢复致冷剂 的压力。相应地，具有沸腾核心的致冷剂在第二步骤的喷嘴410处沸腾， 使在第二步骤的喷嘴410处的致冷剂的沸腾得到促进，甚至在与喷嘴410 的内壁分开的中心部分，也能使致冷剂沸腾。结果，在喷嘴410处可以将 液滴充分地喷成雾状，喷射器效率η可以提高。

如图39所示，在喷射器400和控制阀门731-733的集成的结构中，设置 连接压力均衡器和温度敏感圆筒的连接部分。

下面将参照图40-42描述本发明的第二十四实施例。第二十四实施例 中，设置回油管505，具有混合比较大之润滑油的液体致冷剂通过回油管 505被引入压缩机100。如图40所示，从喷射器400流出的致冷剂流入气-液 分离器500，在气-液分离器500中被分离成气体致冷剂和液体致冷剂。在 气-液分离器500中分离的气体致冷剂被吸入压缩机100，在气-液分离器 500中分离的液体致冷剂被引入蒸发器300。

在第二十四实施例中，用液体密度比致冷剂大的矿物油，如聚乙二醇 (FAG)作为润滑油，回油管505被连接于气-液分离器500最底部的位置。 因此，在气-液分离器500中与致冷剂分离的润滑油可以返回压缩机100的 致冷剂吸入侧。这里，与致冷剂分离的润滑油并不意味着纯净的润滑油， 仅仅是指包括大量润滑油的一种液体。

在气-液分离器500与蒸发器300之间的致冷剂通路中，设置减压单元 (如毛细管)和固定节流阀，以便能使流入蒸发器300的致冷剂被充分地减 压。在第二十四实施例中，喷射器400的结构与上述第一实施例类似，如 图41所示。

第二十四实施例给出回油管505，使润滑油可以通过回油管505引入压 缩机100的吸入侧。因此，即使在喷射器循环系统长时间连续运转的情况 下，也可以充分地给压缩机100供给润滑油。因此，可以有效地防止由于 润滑油不充足造成的压缩机100的故障，并且可以提高喷射器循环系统 的耐久性。

在本发明的第二十四实施例中，使用液体密度比液体致冷剂大的润滑 油，润滑油的密度分布如图42所示。这就是说，在气-液分离器500内的液 体致冷剂中，底部油的密度高，而液体表面油的密度低。因此，在第二 十四实施例中，可以充分地给压缩机100供给润滑油，而具有低密度油的 液体致冷剂被提供给蒸发器300。因此，可以减少停留在蒸发器300中的 润滑油，使蒸发器300的热交换能力(致冷功率)得以提高。另外，因为回 油管505连到气-液分离器500的底部，所以润滑油可以充分精确地返回压 缩机100。

结果，可以有效地防止由于润滑油不充足造成的压缩机100的故障， 并可使蒸发器300的热交换能力得到提高，同时也可以提高喷射器循环系 统的耐久性。

下面将参照图43描述本发明的第二十五实施例。在上述第二十四实施 例中，气-液分离器500中从致冷剂中分离的润滑油返回压缩机100的吸入 侧。而在第二十五实施例中，如图43所示，回油管505连到蒸发器300的 致冷剂出口侧，所以蒸发器300中储存的润滑油返回压缩机100的吸入侧。 因为液体润滑油易于从蒸发器300中蒸发的气体致冷剂中被分离，所以在 蒸发器300的致冷剂出口侧，润滑油比较容易被储存。

在第二十五实施例中，回油管505连到蒸发器300的致冷剂出口侧。 不过，回油管505的连接位置可以改变。例如，回油管505可以连到蒸发 器300的致冷剂入口，或者可以连到蒸发器300的致冷剂入口与致冷剂出 口之间。

下面将参照图44描述本发明的第二十六实施例。由于回油管505中流 动的润滑油不是纯润滑油，只是一种包含液体致冷剂的混合液体，所以， 当直接把这种混合液体引入压缩机100时，液体致冷剂被吸入压缩机100。 在这种情况下，可能过分增强压缩机100的压缩动作。如图44所示，在第 二十六实施例中，设置电加热器506，用以加热回油管505中流动的混合 液体。因此，可以使回油管505中流动的混合液体中的液体致冷剂气化(蒸 发)，并可避免液体致冷剂被吸入压缩机100。因此，可以避免不必要地增 强压缩机100的压缩动作。

下面将参照图45描述本发明的第二十七实施例。在上述第二十六实 施例中，由电加热器506加热流过回油管505的混合液体。而在第二十七 实施例中，在蒸发器上游空气侧设置热交换器530，以便由热交换器530 中的空气加热流过回油管505的混合液体。相应地，在第二十七实施例中， 可以得到与上述第二十六实施例类似的优点。

下面将参照图46描述本发明的第二十八实施例。如图46所示，在第 二十八实施例中，设置热交换器535，用以在流过回油管505的混合液体 和来自散热器200出口侧的高压侧致冷剂之间进行热交换，使吸入压缩机 100的混合液体被加热。相应地，在第二十八实施例中，可以得到与上述 第二十六实施例类似的优点。

下面将参照图47和48描述本发明的第二十九实施例。在上述各实施 例中，使用二氧化碳作为致冷剂。但在第二十九实施例中使用氟立昂作 为致冷剂，并使用聚乙二醇作为润滑油。因为润滑油的液体密度比液体 致冷剂的液体密度小，如图47和48所示，在气-液分离器500内的液体致冷 剂中，在按预定距离与液体表面分开的预定位置处，开有与回油管505连 通的油吸入接口511。

这就是说，如图47和48所示，与回油管505结合的可移动连接管道512 与在液体表面浮动的浮动体513连接。因此，即使在气-液分离器500中致 冷剂的液体面改变的情况下，油吸入接口511也总是处于按预定距离与液 体表面分隔的预定位置。

在图47中，与浮动体513相连的可移动连接管道512(512b)被插入与回 油管505相连的固定连接管道512a中。另一方面，在图48中，可移动连接 管道512是由诸如橡皮类的弹性材料制成的弹性管道。

虽然已经参照附图结合优选的实施例全面描述了本发明，但应理解， 对于熟悉本技术领域的人员而言，显然能够做出各种改型和变动。

例如，在上述本发明的第一至第二十八实施例中，二氧化碳被用作 为致冷剂。然而，当喷射器400中被减压之前的致冷剂压力等于或高于致 冷剂的临界压力值时，可以使用具有超临界压力值的其他致冷剂，比如 乙烯、乙烷和氮氧化物。此外，减压单元710和720可以分别设在喷射器400 的致冷剂上游侧和下游侧。做为选择，通过在致冷剂通道内给出适当的 压力损耗，可以省去第一减压单元600。

在上述第一至第三实施例中，减压单元600、710、730是固定的节流 阀单元；然而，它们可以是一种可移动的阀门，其中的开启程度可有各 种改变。例如，第二实施例中的第二减压单元710可以由可动的阀门构成。 在这种情况下，当喷射器400的扩散器430中被增大的致冷剂压力比临界 压力值小时，可将阀门开启程度调整到使压力损失变得较小。另一方面， 当喷射器400的扩散器430中被增大的致冷剂压力等于或大于临界压力值 时，阀门开启程度被调整到使气体-液体分离器500入口处的致冷剂压力低 于临界压力值。

在上述第二和第三实施例中，使用第二或第三减压单元710、720，从 喷射器400的扩散器430中排放的致冷剂压力被调整到比临界压力值低。 不过，可以通过调整压缩机的转速，调整从压缩机100排放的致冷剂的量， 所以可将从喷射器400的扩散器430中排放的致冷剂压力调整得比临界压 力值更低。

在上述第四至第六实施例中，是从混合部分420出口周围的一个位置 分离并取出液体致冷剂的。但也可以从在混合部分420的入口与扩散器430 的出口之间的一个位置分离并取出液体致冷剂。

在上述第九至第十六实施例中，本发明的喷射器循环系统被应用于 热水器中。不过，本发明的喷射器循环系统可以应用于其它所用的空气 调节器中。上述第九至第十六实施例中，可以使用其它压缩机，如容积 变量型压缩机和具有恒定转速的压缩机。

可以改变上述各实施例中的喷射器400的形状和结构。例如，喷嘴410 的节流阀可以由多级构成。

这样的改变和改型应被认为都是在所附各权利要求定义的本发明范围 内的。