JP4358832B2

JP4358832B2 - 冷凍空調装置

Info

Publication number: JP4358832B2
Application number: JP2006068192A
Authority: JP
Inventors: 史武畝崎; 多佳志岡崎
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2005-03-14
Filing date: 2006-03-13
Publication date: 2009-11-04
Anticipated expiration: 2026-03-13
Also published as: JP2006292351A

Description

この発明は、冷凍空調装置に係り、特にエジェクタを用いる冷凍空調装置に関するものである。

従来の冷凍空調装置に、エジェクタを用い、エジェクタ出口に気液分離器を設け、気液分離器で分離された液冷媒を蒸発器に供給し、蒸発器出口の冷媒をエジェクタに吸引昇圧させるとともに、気液分離器で分離されたガス冷媒を加熱器に供給し、加熱器で大きく加熱された冷媒を圧縮機に吸入させて圧縮機出口の吐出温度を所定値以上にしたものがある（例えば、特許文献１参照）。
また、従来の別の冷凍空調装置として、エジェクタを用い、気液分離器で分離した液相冷媒をメイン蒸発器、サブ蒸発器に供給するとともに、気液分離器で分離した気相冷媒を温度作動式可変絞り弁を経て圧縮機吸入に供給し、エジェクタの効率が悪化した時に温度作動式可変絞り弁の可変絞り開度を狭くして、サブ蒸発器にも冷媒を流すようにしたものがある（例えば、特許文献２参照）。

特開２００４−３８０４号公報（５―８頁、図１）特開２０００−２８３５７７号公報（１―７頁、図１）

しかし、従来の冷凍空調装置（特許文献１）の場合には、蒸発器と加熱器に冷媒を分配する前に気液分離器を用いていたため以下のような問題があった。まず、加熱器に供給される冷媒がガス冷媒となるため、加熱器での熱交換量は、最大でも冷媒が飽和ガス状態から蒸発器で冷却する負荷熱媒体と同じ温度のガスと変化するまでの熱量しか確保できず、熱交換量が限定されてしまう問題があった。従って加熱器にて装置の運転条件に応じて熱交換量を増加しようとしても、加熱器の熱交換量が不足し、装置運転者の要求に応じた能力を発揮できないという問題があった（なお、蒸発器を第１蒸発器とすれば、加熱器は第２蒸発器といえる）。

また、従来の冷凍空調装置の別の問題として、加熱器の冷媒状態を制御できないため、圧縮機の吸入温度が大きく上昇し、それに伴い圧縮機の吐出温度も過度に上昇し、圧縮機運転の信頼性が低下する問題があった。加熱器入口の冷媒状態は飽和ガス状態に固定されるので、加熱器出口の冷媒状態は熱交換量に応じて温度上昇したガス冷媒となる。そのため、いわゆる過負荷状態となり、加熱器で冷却する負荷熱媒体の温度が高くなり熱交換量が大きく増加した場合、それに応じて加熱器出口の冷媒温度、すなわち圧縮機吸入温度が大きく上昇する状態となり、吐出温度の過度の上昇を引き起こしていた。

また、従来の冷凍空調装置の別の問題として、冷凍サイクルを循環する冷凍機油が圧縮機に戻りにくくなり、圧縮機の油量が低下し圧縮機運転の信頼性が低下する問題があった。気液分離器に流入する冷凍機油は、液冷媒に溶解して液冷媒側に流出するか、溶解しなくても液体であるので、液冷媒と同様にガス冷媒から分離されて液冷媒側に分離されるので、気液分離器のガス冷媒とともにガス冷媒側に流出する冷凍機油はほとんど無くなる。従って圧縮機に油が戻りにくくなり、圧縮機運転の信頼性低下を引き起こしていた。

また、従来の別の冷凍空調装置（特許文献２）の場合には以下のような問題があった。エジェクタ効率が悪化した場合には、エジェクタでの吸引流量が減少し、メイン蒸発器に流せる流量が低下する。従って、メイン蒸発器で蒸発できる液冷媒量が低下するので、エジェクタを出て気液分離器に流入する冷媒乾き度が低下する。ここで、従来の装置ではサブ蒸発器出口の冷媒過熱度が大きくなると、エジェクタ効率悪化を検知するとしていることから、効率悪化時に気液分離器に流入する冷媒乾き度が低くなりすぎて、液冷媒がオーバーフローし、気相側流路に流れ、気相側流路の冷媒流量が増加し、それにより温度作動式可変絞り弁での減圧量が大きくなり、圧縮機吸入圧（＝サブ蒸発器圧力）が低下し、サブ蒸発器での熱交換量が増加し、冷媒過熱度が大きくなったことを検知している。

そして、この状態になったときに、温度作動式可変絞り弁開度を小さくし、サブ蒸発器出口の冷媒過熱度を小さくしていることから、気相側流路に流出した液冷媒流量を減少させ、その分をサブ蒸発器に流し、熱交換量に対する液冷媒供給量を増加させて、サブ蒸発器出口の冷媒過熱度を小さくしている。従って、従来の装置では、サブ蒸発器出口の冷媒過熱度は制御できるが、気相側流路から流出する液冷媒量の大小を制御する機能は持たないことになる。そのため、気相側流路とサブ蒸発器出口が合流する圧縮機吸入の状態はコントロールできないことになり、状況によっては圧縮機に液冷媒が吸入される液バック状態になり、圧縮機の運転信頼性を低下させる問題があった。

この発明は、以上の課題を解決するためになされたもので、エジェクタを用いた冷凍空調装置において、第２蒸発器での熱交換量を制御可能にすることで、必要に応じて第２蒸発器での冷却能力を確保し、装置運転の信頼性を確保するとともに、圧縮機吸入温度の過度の上昇や吸入への液バックを抑制するとともに、圧縮機への返油を確保し、圧縮機運転の信頼性を確保できる冷凍空調装置を提供することを目的とする。

この発明に係る冷凍空調装置は、圧縮機、凝縮器または放熱器、エジェクタ、蒸発器を環状に接続した冷凍サイクルを有する冷凍空調装置において、前記蒸発器は、第１蒸発器と、第２蒸発器と、を備えるとともに、前記エジェクタからの冷媒を前記第１蒸発器、前記第２蒸発器に分配する分配器を、前記エジェクタと前記第１、第２蒸発器の間に備え、前記エジェクタは前記第１蒸発器からの冷媒を吸引昇圧し、前記分配器は前記エジェクタから流出された冷媒を気液二相冷媒及び液冷媒に分離し、前記第１蒸発器の出口を前記エジェクタの吸引部に、前記第１蒸発器の入口を前記分配器の液冷媒出口に接続し、前記第２蒸発器の出口を前記圧縮機に、前記第２蒸発器の入口を前記分配器の気液二相冷媒出口に接続し、前記エジェクタでの昇圧量を冷媒の蒸発温度上昇幅に換算した値が前記蒸発器での空気の温度低下幅の１／２になる場合は前記第１蒸発器と前記第２蒸発器の面積が同じになるように設定し、前記換算された冷媒の蒸発温度上昇幅が前記蒸発器での空気の温度低下幅の１／２より大きい場合は、前記第２蒸発器の伝熱面積を前記第１蒸発器の伝熱面積より小さくし、前記換算された冷媒の蒸発温度上昇幅が前記蒸発器での空気の温度低下幅の１／２より小さい場合は、前記第１蒸発器の伝熱面積を前記第２蒸発器の伝熱面積より小さくするものである。

この発明は、圧縮機、凝縮器または放熱器、エジェクタ、蒸発器を環状に接続した冷凍サイクルを有する冷凍空調装置において、前記蒸発器は、第１蒸発器と、第２蒸発器と、を備えるとともに、前記エジェクタからの冷媒を前記第１蒸発器、前記第２蒸発器に分配する分配器を、前記エジェクタと前記第１、第２蒸発器の間に備え、前記エジェクタは前記第１蒸発器からの冷媒を吸引昇圧し、前記分配器は前記エジェクタから流出された冷媒を気液二相冷媒及び液冷媒に分離し、前記第１蒸発器の出口を前記エジェクタの吸引部に、前記第１蒸発器の入口を前記分配器の液冷媒出口に接続し、前記第２蒸発器の出口を前記圧縮機に、前記第２蒸発器の入口を前記分配器の気液二相冷媒出口に接続し、前記エジェクタでの昇圧量を冷媒の蒸発温度上昇幅に換算した値が前記蒸発器での空気の温度低下幅の１／２になる場合は前記第１蒸発器と前記第２蒸発器の面積が同じになるように設定し、前記換算された冷媒の蒸発温度上昇幅が前記蒸発器での空気の温度低下幅の１／２より大きい場合は、前記第２蒸発器の伝熱面積を前記第１蒸発器の伝熱面積より小さくし、前記換算された冷媒の蒸発温度上昇幅が前記蒸発器での空気の温度低下幅の１／２より小さい場合は、前記第１蒸発器の伝熱面積を前記第２蒸発器の伝熱面積より小さくするので、第２蒸発器での熱交換量を制御可能にすることで、必要に応じて第２蒸発器での能力を確保し、装置運転信頼性を確保できるとともに、圧縮機吸入温度の過度の上昇や液バックを抑制することで圧縮機運転の信頼性を確保できる。また、液冷媒とともに冷凍機油も第２蒸発器を経由して圧縮機に返油可能とすることで、圧縮機油量を確保し、圧縮機運転の信頼性を確保することができる。さらに、第１蒸発器と第２蒸発器での空気と冷媒との温度差を比較的均一にし、第１蒸発器と第２蒸発器での熱交換効率を向上させることができる。

実施の形態１．
以下この発明の実施の形態１を図１に示す。図１はこの発明の冷凍空調装置の回路図であり、室外機１内には圧縮機３、凝縮器（放熱器）であり、熱源側熱交換器として作用する室外熱交換器４、エジェクタ５、分配器である液分配器６、第２の減圧装置である膨張弁７、負荷側熱交換器として作用する第１蒸発器８及び第２蒸発器９が搭載されており、図示されるように環状に接続され冷媒回路を構成する。
即ち、圧縮機３、室外熱交換器４、エジェクタ５、液分配器６、第２蒸発器９の順で冷凍サイクルが構成され、第２蒸発器９を出た冷媒が圧縮機３吸入側に戻される。また、液分配器６で分配された一部の冷媒が膨張弁７、第１蒸発器８を経てエジェクタ５の吸引部に戻される。
圧縮機３はインバータにより回転数が制御され容量制御されるタイプである。室外熱交換器４は送風機によって搬送される室外機１周囲の空気と熱交換を行う。エジェクタ５は膨張部での絞り開度が可変な構造となっている。膨張弁７は開度が可変に制御される電子膨張弁である。第１蒸発器８、第２蒸発器９はプレート熱交換器であり、搬送される水やブラインなど負荷側熱媒体と冷媒との間で熱交換を行う。この冷凍空調装置の冷媒としては例えばＲ４１０Ａが用いられる。
室内機２では、第１蒸発器８、第２蒸発器９で冷却される水やブラインの負荷側熱媒体が搬送され、室内機２内の室内熱交換器２０で負荷側熱媒体と空気が熱交換を行うことにより冷房運転を行う。

室外機１内には温度センサ１１ａが圧縮機３吸入側、温度センサ１１ｂが圧縮機３吐出側、温度センサ１１ｃが第２蒸発器９入口、温度センサ１１ｄが第１蒸発器８入口、温度センサ１１ｅが第１蒸発器８出口に設けられており、それぞれ設置場所の冷媒温度を計測する。また、温度センサ１１ｆが第１蒸発器８出口の負荷側熱媒体流路に設けられており、ここでの負荷側熱媒体の温度を計測する。また、温度センサ１１ｇが室外機１周囲の外気温度を計測するために設けられる。
また、圧力センサ１２ａが圧縮機３吸入側、圧力センサ１２ｂが圧縮機３吐出側に設けられており、それぞれ設置場所の冷媒圧力を計測する。

また、室外機１内には、計測制御装置１０が設けられており、温度センサ１１、圧力センサ１２などの計測情報や、冷凍空調装置使用者から指示される運転内容に基づいて、圧縮機３の運転方法、室外熱交換器４の送風機風量、エジェクタ５の絞り開度、膨張弁７の開度などを制御する。

次に、この冷凍空調装置でのエジェクタ５の構造について説明する。図２はこの発明の実施の形態１を示す冷凍空調装置に使用されるエジェクタの構造と圧力変化の関係を表した図であり、図２（ａ）はエジェクタ５の構造を表しており、図２（ｂ）は図２（ａ）におけるエジェクタ５の冷媒流れ方向位置に対応した圧力分布を示している。図２（ｂ）において、横軸は図２（ａ）のエジェクタ５の冷媒流れ方向位置を表し、縦軸はエジェクタ５の各位置での圧力変化を表している。図において、エジェクタ５は、ニードル部４２、ニードル部４２を駆動する電磁コイル部４１、ノズル部４３、混合部４４、ディフューザ部４５から構成され、ノズル部４３はさらに減圧部４３ａとノズル喉部４３ｃと末広部４３ｂから構成されている。したがって、本実施の形態のエジェクタ５は、ニードル部４２を電磁コイル部４１にて軸方向に駆動（移動）させてノズル喉部４３ｃの流路面積を可変可能にできる構造であるので、絞り開度可変の絞り機構を備えたエジェクタである。

エジェクタ５は駆動流である圧力Ｐ１の液冷媒Ｅ１を減圧部４３ａ（Ｘ１〜Ｘ２）で減圧膨張させてノズル喉部４３ｃ（Ｘ２）で圧力Ｐ２の音速とし、更に末広部４３ｂ（Ｘ２〜Ｘ３）で超音速として圧力Ｐ３まで減圧させる。このとき、周囲のガス冷媒の吸引部入口５ａからガス冷媒Ｅ４を吸引し、この吸引されたガス冷媒は、吸引混合部（Ｘ３〜Ｘ４）にて末広部４３ｂを流出し超音速となった冷媒と混合されて気液二相冷媒Ｅ２となり、この混合された気液二相冷媒Ｅ２は、混合部４４（Ｘ４〜Ｘ５）で圧力回復して圧力Ｐ４の状態となり、更にディフューザ部４５（Ｘ５〜Ｘ６）で圧力Ｐ５まで圧力上昇して流出する。

次に、液分配器６について説明する。図３はこの発明の実施の形態１を示す冷凍空調装置の液分配器の断面図である。図において液分配器６はエジェクタ５からの流入路６ａと、流入路６ａから第１蒸発器側８に分岐する第１分岐路６ｂと、流入路６ａから第２蒸発器９に分岐する第２分岐路６ｃとを備え、第１、第２分岐路６ｂ、６ｃをＵ字形状としている。そして、第１分岐路６ｂを、第２分岐路６ｃより下方に配置し、分岐部での第２蒸発器９へ流れる冷媒流路よりも第１蒸発器８へ流れる冷媒流路が下方になるように配置している。このとき液冷媒は重力により下方の第１蒸発器８側へ流れ、流しきれない残りの液冷媒が上方の第２蒸発器９側へ流れる。

次に、この冷凍空調装置での運転動作について図１〜図４に基づいて説明する。図４は、この発明の実施の形態１を示す冷凍空調装置の圧力とエンタルピの関係を表した図であり、横軸はエンタルピを表し、縦軸は圧力を表している。ここで、本実施の形態の冷凍空調装置は、例えば室外に設置された室外機１から室内に設けられた室内機２へ熱交換をしながら負荷側熱媒体を搬送し、室内を冷房するものであり、圧縮機３から吐出された高温・高圧のガス冷媒Ｒ１（Ｉ１、Ｐｃ１）は、室外熱交換器４で空気へ放熱して凝縮・液化し、高圧の液冷媒Ｒ２（Ｉ２、Ｐｃ１）（Ｅ１）となってエジェクタ５に流入する。

エジェクタ５へ流入した冷媒は、ノズル部４３出口（図２のＸ３の位置）で状態Ｒ３（Ｉ３、Ｐｅ２）になり、混合部４４へ流入する。混合部４４でエジェクタ５のガス冷媒の吸引部入口５ａから流入するＲ４（Ｉ８、Ｐｅ２）（Ｅ４）の冷媒ガスと混合した後、Ｒ５（Ｉ５、Ｐｅ２）の状態となった冷媒はディフューザ４５によりＰｅ２からＰｅ１まで圧力が回復し、状態Ｒ６（Ｉ６、Ｐｅ１）の状態となる。エジェクタ５で減圧された冷媒は、液分配器６に流入する。液分配器６では、エジェクタ５を出た二相冷媒中の液冷媒の一部が第１蒸発器８側に分配され、状態Ｒ９（Ｉ９、Ｐｅ１）の液冷媒は膨張弁７で減圧され、第１蒸発器８に流入し、負荷側熱媒体を冷却しながら蒸発して状態Ｒ４（Ｉ８、Ｐｅ２）のガス冷媒となってエジェクタ５のガス冷媒の吸引部入口５ａに吸引される。一方、液分配器６で第１蒸発器８側に分離されなかった残りの液冷媒とガス冷媒が混合した状態Ｒ７（Ｉ７、Ｐｅ１）の二相冷媒は、第２蒸発器９に流入し、負荷側熱媒体を冷却しながら蒸発して状態Ｒ８（Ｉ８、Ｐｅ１）のガス冷媒となり、圧縮機３に吸入される。ここで、本実施の形態では、Ｐｃ１＞Ｐｃ２＞Ｐｅ１＞Ｐｅ２であり、また、Ｉ１＞Ｉ８＞Ｉ７＞Ｉ６＞Ｉ５＞Ｉ２＞Ｉ２＞Ｉ３＞Ｉ９である。

ここで、エジェクタ５の駆動力は、等エントロピー膨張時のエンタルピＩ３と等エンタルピ膨張時のエンタルピＩ２とのエンタルピ差ΔＨ（＝Ｉ２−Ｉ３）である。このエンタルピ差ΔＨが大きいほどエジェクタの導入効果は大きく、一般にこのエンタルピ差ΔＨは高圧圧力Ｐｃ１と低圧圧力Ｐｅ２との圧力差ΔＰｃ（＝Ｐｃ１−Ｐｅ２）が大きいほど大きくなる。

次に、この冷凍空調装置での冷房運転における負荷側熱媒体の流れと温度変化について説明する。ここで負荷側熱媒体は水として説明する。室内機２では、低温水、例えば７℃の水が室外機から供給され、室内機空間を冷房しながら、水温が上昇し、高温水、例えば１２℃の水となって室内機２を出て室外機１に流入する。室外機１において、水はまず第２蒸発器９に流入し、ここで冷媒により冷却され温度低下し、例えば９℃の水となって第２蒸発器９を流出する。第２蒸発器９を出た水は引き続き第１蒸発器８に流入し、ここで冷媒によりさらに冷却され温度低下し、例えば７℃の水となって第１蒸発器８を流出し、室外機１を出て室内機２に流入する。
この冷凍空調装置では、まず高温の水が第２蒸発器９で冷却され、続いて比較的低温の水が第１蒸発器８で冷却される。

次に、この冷凍空調装置での制御動作について図５に基づいて説明する。まず、圧縮機３の回転数、室外熱交換器４送風量、エジェクタ５開度、膨張弁７開度を初期値に設定して運転を行う（Ｓ１）。ここで室外熱交換器４送風量の初期設定値は温度センサ１１ｇで検知される外気温度で決定され、外気温度が高い場合は高風量、低い場合は低風量に設定される（Ｓ１）。

そして、この状態で運転した後、装置運転状態に応じて各アクチュエータを制御する。まず圧縮機３の回転数は、温度センサ１１ｆで検知される第１蒸発器８出口の負荷側熱媒体温度（Ｓ２）である出口水温が予め設定された目標値、例えば７℃となるように制御される。圧縮機３の回転数が高いと、冷媒流量が増加するため装置の冷却能力が増加し、水がより冷却されるため、第１蒸発器８出口の水温は低下する。逆に、圧縮機３の回転数が低いと、第１蒸発器８出口の水温は上昇する。そこで第１蒸発器８出口の水温と目標値とを比較し（Ｓ３）、水温が高い場合は圧縮機３の回転数を増加させ、水温が低い場合は圧縮機３の回転数を減少させる（Ｓ４）。

次に、室外熱交換器４送風量であるが、この送風量は基本的に初期設定値にて運転を行う。ただし、運転条件によって、圧力センサ１２ｂで検知される高圧（圧縮機３吐出冷媒の圧力）が、過度に上昇した場合は圧縮機３保護のために風量を増加させる制御を行う。また、高圧が過度に低下した場合は、エジェクタ５開度や膨張弁７開度制御を行っても低圧（圧縮機３吸入冷媒の圧力）が大きく低下し、負荷側搬送媒体として水を用いた場合などに、冷媒蒸発温度が低すぎて凍結する恐れが出てくるので、高圧の過度の低下を抑制するように風量を減少させる制御を行う（Ｓ５）。

次に、エジェクタ５の開度であるが、第２蒸発器９出口（圧縮機３吸入口）の冷媒過熱度ＳＨ２が、予め設定された目標値、例えば５℃となるように制御される。ここで、第２蒸発器９出口の冷媒過熱度ＳＨ２は、温度センサ１１ａ検知温度（第２蒸発器９出口温度）−温度センサ１１ｃ検知温度（第２蒸発器９での冷媒蒸発温度）で演算される値か、または、温度センサ１１ａ検知温度−圧力センサ１２ａ検知圧力から換算される冷媒飽和ガス温度で演算される値を用いる（Ｓ６）。このように、圧縮機吸込側過熱度検出手段は温度センサ１１ａ、１１ｃからなり、この温度差から過熱度を演算する。
エジェクタ５の開度が小さくなると、エジェクタ５を通過する冷媒流量が減少するため、圧縮機３による搬送流量が減少し、第２蒸発器９を流れる冷媒流量も減少する。

従って、所定の熱交換量に対して流れる冷媒流量の増減が制御されることになり、いわゆる膨張弁７の開度制御を行った場合と同様の変化となり、エジェクタ５の開度を小さくすると第２蒸発器９出口の冷媒過熱度ＳＨ２は大きくなり、エジェクタ５の開度を大きくすると第２蒸発器９出口の冷媒過熱度ＳＨ２は小さくなる。そこで、第２蒸発器９出口の冷媒過熱度ＳＨ２と目標値とを比較し（Ｓ７）、冷媒過熱度ＳＨ２が目標値より大きい場合には、エジェクタ５の開度を大きく制御し、冷媒過熱度ＳＨ２が目標値より小さい場合にはエジェクタ５の開度を小さく制御する（Ｓ８）。

次に、膨張弁７の開度であるが、第１蒸発器８出口の冷媒過熱度ＳＨ１が、予め設定された目標値、例えば５℃となるように制御される。ここで第１蒸発器８出口の冷媒過熱度ＳＨ１は、温度センサ１１ｅの検知温度（第１蒸発器８出口温度）−温度センサ１１ｄの検知温度（第１蒸発器８での冷媒蒸発温度）で演算される値を用いる（Ｓ９）。このように、第１蒸発器出口過熱度検出手段は温度センサ１１ｅ、１１ｄからなり、この温度差から過熱度を演算する。
膨張弁７の開度が小さくなると、第１蒸発器８を流れる冷媒流量は減少し、第１蒸発器８出口の冷媒過熱度ＳＨ１は大きくなり、逆に膨張弁７の開度を大きくすると第１蒸発器８出口の冷媒過熱度ＳＨ１は小さくなる。そこで、第１蒸発器８出口の冷媒過熱度ＳＨ１と目標値とを比較し（Ｓ１０）、冷媒過熱度ＳＨ１が目標値より大きい場合には、膨張弁７の開度を大きく制御し、冷媒過熱度ＳＨ１が目標値より小さい場合には膨張弁７の開度を小さく制御する（Ｓ１１）。

なお、これらの圧縮機３の回転数制御や、エジェクタ５、膨張弁７の開度制御においては、目標値との偏差に基づくＰＩＤ制御法などにより、制御量が決定される。

次に、この冷凍空調装置の構成及び制御によって得られる効果について説明する。まずエジェクタ５の昇圧効果により高効率運転が実現される。エジェクタを用いない冷凍空調装置の場合、負荷側熱媒体を冷却するために第１蒸発器８での圧力（Ｐｅ２）まで圧力を下げる必要があるが、この冷凍空調装置では、エジェクタ５の昇圧効果により、圧縮機３吸入圧力がＰｅ２から、第２蒸発器９での圧力であるＰｅ１まで引き上げられる。その分圧縮機３の駆動に要する入力が減少し、高効率運転が実現される。

また、液分配器６での分配により、第２蒸発器９にも液冷媒を供給可能としたことで以下の効果が得られる。まず冷却負荷が増加し過負荷運転となり、第２蒸発器９に流入する負荷側熱媒体温度が上昇した場合には、第２蒸発器９での熱交換量が増加し、第２蒸発器９出口の冷媒過熱度ＳＨ２が大きくなるため、エジェクタ５の開度が大きく制御される。このときに膨張弁７の開度が同じであると、エジェクタ５を通過し、液分配器６に流入する二相冷媒流量、すなわち液、ガス流量とも増加する一方、膨張弁７を経て第１蒸発器８に流出する液冷媒流量は変化しないので、第２蒸発器９側に流出する冷媒流量が増加し、流出する液冷媒流量も増加する。従って、第２蒸発器９での冷媒の蒸発量が増加し、より多くの熱交換量が得られる。従って過負荷運転となっても、冷却能力を増加する運転を行うことができ、装置運転の信頼性を確保することができる。

また、第２蒸発器９での蒸発熱交換量が負荷に応じて増加するように液冷媒を供給することで、第２蒸発器９内の過熱ガス領域の増加を抑制し、熱伝達率の高い二相冷媒領域を多く確保できるので、過負荷運転時でも熱交換性能を高く維持することができ、装置全体で見た蒸発器の性能を高く維持し、過負荷運転となっても高効率の運転を行うことができる。

また、過負荷運転となっても、液冷媒を第２蒸発器９に供給するので、従来例のように気液分離器後のガス冷媒のみが加熱されることが無くなり、第２蒸発器９出口冷媒温度の過度の上昇を抑制でき、圧縮機３の吐出温度上昇を抑制でき、信頼性の高い圧縮機３の運転を実現できる。

また、液分配器６での分配により、第２蒸発器９にも液冷媒を供給可能としたことで、液冷媒とともに冷凍機油も第２蒸発器９に供給することができる。従って第２蒸発器９を通過した後で圧縮機３に冷凍機油を返油することが可能となり、従来例のように気液分離器後のガス冷媒のみが圧縮機３に供給される構造に比べて、圧縮機３内の油量確保を確実に行うことができ、圧縮機運転の信頼性を確保することができる。

また、従来例のように、気液分離器を用いる場合、気液密度差を利用して、重力で分離する方法が一般に取られるが、分離を確実にするため冷媒流速をできるだけ遅くする必要があり、大口径の容器が用いられており、高コストとなる問題があった。この発明の冷凍空調装置では液分配だけできればよいので、液分配器６を図３に示したようなＵ字型の分岐形状を上下に配置し、分岐部での第２蒸発器９へ流れる冷媒流路よりも第１蒸発器８へ流れる冷媒流路が下方になるように配置した単純な分岐構造とでき、液冷媒は重力により下方の第１蒸発器８側へ流れ、流しきれない残りの液冷媒が上方の第２蒸発器９側へ流れる。このように液冷媒のみを考慮した分配構造とできるので、簡単な構造の分配器を適用でき、低コストを実現できる。

なお、エジェクタ５で吸引昇圧に適用できる動力については、
吸引昇圧に適用できる動力∝吸引流量×昇圧幅
の相関が成立するので、第１蒸発器８に分配される冷媒流量が多いと、エジェクタ５での昇圧幅が小さくなり、低圧上昇による効率上昇幅が小さくなる。そのため、第１蒸発器８に分配される冷媒流量は必要以上にならないことが望ましい。この発明の冷凍空調装置では、第１蒸発器８入口に膨張弁７を設け、第１蒸発器８出口の冷媒過熱度を適度に制御できる。従って、同じ熱交換量を得るために、第１蒸発器８に過大な流量が流入して第１蒸発器８出口が気液二相状態のままエジェクタ５に吸引される状態を回避でき、第１蒸発器８での熱交換量を確保する最小限の冷媒流量を供給するようにでき、エジェクタ５での昇圧による効率上昇幅を最大に運転でき、高効率の冷凍空調装置を得ることができる。

また、第１蒸発器８に分配される冷媒流量は少ない方が望ましいことから、蒸発熱交換に寄与しないガス冷媒はできるだけ、第１蒸発器８側に分配されないことが望ましく、液分配器６に流入するガス冷媒をできるだけ多く第２蒸発器９側に分配することが望ましい。図３に示されるような液分配器６構造とする場合、ガス冷媒は上方に偏って流れるので、分配器分岐部を上下に配置し、上側に分岐する流路を第２蒸発器９側に、下側に分岐する流路を第１蒸発器８側（膨張弁７側）に配置する。このような配置とすると、第１蒸発器８側に分配されるガス流量はほとんどなく、第２蒸発器９側にガス流量を多く分配することができるので、エジェクタ５での昇圧による効率上昇幅を最大に運転でき、高効率の冷凍空調装置を得ることができる。

また、エジェクタ５の開度制御を、第２蒸発器９出口の冷媒過熱度制御で行う代わりに、圧縮機３の吐出温度、または、吐出冷媒の過熱度を目標に制御を行ってもよい。
これまで、この冷凍空調装置を冷房運転するものとして説明したが、同じ冷媒回路構成で、第１蒸発器８、第２蒸発器９を熱源側熱交換器として構成して外気から採熱し、室外熱交換器４の代わりに凝縮器として温水を加熱する熱交換器を設け、ヒートポンプ給湯機とすることもできる。給湯機では、圧縮機３の吐出ガスの持つ顕熱量も活用して、沸き上げ温度まで昇温する運転が行われるので、吐出ガスの持つ顕熱量の大小を示す、吐出温度または、吐出冷媒の過熱度をどのように設定するかが加熱能力確保、および運転効率向上に重要となる。

そこで、能力確保し、高効率となる最適な運転を行えるように、沸き上げ温度に応じて吐出温度または、吐出冷媒の過熱度の制御目標値を設定し、圧縮機吐出温度検出手段である温度センサ１１ｂで検知される吐出温度、または、温度センサ１１ｂで検知される吐出温度−圧力センサ１２ｂで検知される圧力高圧から求められる凝縮温度で演算される吐出冷媒の過熱度が目標値となるようにエジェクタ５の開度制御を行う。このように、圧縮機吐出過熱度検出手段は温度センサ１１ｂ、圧力センサ１２ｂからなり、検出温度と検出圧力から求められる凝縮温度の差に基づいて過熱度を演算する。
エジェクタ５の開度制御は前述したように、通常の膨張弁開度制御と同様の傾向を示すので、吐出温度、または、吐出冷媒の過熱度が目標値より高い場合にはエジェクタ５の開度を大きく制御し、逆に吐出温度、または、吐出冷媒の過熱度が目標値より低い場合にはエジェクタ５の開度を小さく制御する。
このような運転を行うことで、加熱能力を確保するとともに、高効率の運転を行える冷凍空調装置を得ることができる。

また、第１蒸発器８、第２蒸発器９で冷却する場合、図１の構成のように、冷却される媒体の温度が高温である方を第２蒸発器９で冷却、低温である方を第１蒸発器８で冷却することが望ましい。
これは、エジェクタ５の吸引昇圧作用により、第１蒸発器８の圧力（図４のＰｅ２）＜
第２蒸発器９の圧力（図４のＰｅ１）となることから、冷媒の蒸発温度は第１蒸発器８＜第２蒸発器９であるので、冷却される媒体の温度も第１蒸発器８＜第２蒸発器９となっていると、蒸発熱交換での冷媒蒸発温度と冷却される媒体の温度差を均一にでき、蒸発器での熱交換効率を高くでき、装置の運転効率を高くすることができる。

なお、第１蒸発器８、第２蒸発器９で冷却される媒体は水やブラインに限るものではなく、空気を用いてもよく、第１蒸発器８、第２蒸発器９を被冷却空間に配置し空気を冷却する直膨の運転を行ってもよい。
この場合、図６に示すように同一の風路内に第１蒸発器８、第２蒸発器９を配置する空気熱交換器構造とし、空気が熱交換器に流入したばかりで高温である風上側に第２蒸発器９、第２蒸発器９で冷却され空気温度が低下する風下側に第１蒸発器８を配置する。この場合も同様に冷媒蒸発温度と冷却される媒体の温度差を均一にでき、第１蒸発器８、第２蒸発器９での熱交換効率を高くでき、装置の運転効率を高くすることができる。

また、第１蒸発器８、第２蒸発器９で同一の媒体を冷却する必要は無く、個別に冷却を行ってもよい。例えば、第１蒸発器８はより低い蒸発温度で運転できるので、室内空間の露点温度より低い蒸発温度で運転し除湿を行う除湿用熱交換器とし、第２蒸発器９は高い蒸発温度の運転となるので、露点温度より高い室内空間の顕熱分を冷却する顕熱冷却用熱交換器とする構成としてもよい。この場合も、同一熱交換器で除湿と顕熱冷却を行う場合に比べて、蒸発熱交換での冷媒蒸発温度と冷却される媒体の温度差をより均一にでき、第１蒸発器８、第２蒸発器９での熱交換効率を高くでき、装置の運転効率を高くすることができる。また、圧縮機３の吸入圧力に相当する蒸発温度を顕熱冷却に対応した温度とすることができ、高い吸入圧力で除湿も行える空調が行え、高効率かつ快適性の高い運転を行うことができる。

また、第１蒸発器８、第２蒸発器９で冷却対象の温度が異なるものの冷却を行ってもよい。例えば、第１蒸発器８でより低温が要求される対人空調を行い、第２蒸発器９で冷却温度が高くてもよい対機械空調を行うこともできる。また、ショーケースシステムなど低温用冷却に用い、例えば、第１蒸発器８でより低温が要求される肉魚などの生鮮品の冷却を行い、第２蒸発器９で冷却温度が高くてもよい青果・日配品などの冷却を行うようにしてもよい。

実施の形態２．
実施の形態１では、液分配器をＵ字形状としたが、本実施の形態は筒状構造としたものである。図７、図８はこの発明の実施の形態２を示す冷凍空調装置の液分配器の構造を示す断面図である。
図７は、液分配器６の筒状構造を垂直に配置したものであり、第１、第２分岐路６ｂ、６ｃを垂直にし、筒状部下部に液冷媒を滞留させ、そこから液冷媒を抜き取り、第１蒸発器８側（膨張弁７側）に供給する構造とする。この構造とする場合、筒状部下部にガス冷媒が到達しないように、分配器入口部は、図示されるように分配器上方に配置し、第１分岐路６ｂを第２分岐路６ｃより長くすることが望ましい。
また、図８は筒状構造を水平に配置したものであり、流入路６ａと第２分岐路６ｃを水平にし、第１分岐路６ｂを垂直とし、二相冷媒が上側に気相、下側に液相と分離される特性を利用して、筒状の下方から液冷媒を抜き取り、第１蒸発器８側（膨張弁７側）に供給する構造とする。いずれの場合も分岐部での冷媒流路において、第１蒸発器８側（膨張弁７側）に分岐される流路が第２蒸発器９側に分岐される流路よりも下方になるように配置される。

図７、図８いずれの構造においても、気液分離を確実にする必要はなく、第２蒸発器９側はガス冷媒と液冷媒が混合して流出してよい。従って、一般に用いられる気液分離器のように冷媒流速を遅くしなくてもよいため、筒状部の径は液冷媒が滞留する適度な大きさの径でよい。従って、銅配管の絞り構造などで構成することができ、この場合も従来の気液分離器に比べて安価となり、低コストの冷凍空調装置を得ることができる。

実施の形態３．
実施の形態１では、エジェクタ５を絞り開度可変の構造としているが、本実施の形態は、エジェクタ５の開度を固定の構造とし、膨張弁を追加したものである。
図９、図１０はこの発明の実施の形態３を示す冷凍空調装置のエジェクタと膨張弁の回路構成を示す図である。
図９は、エジェクタ５と第１の減圧装置である開度可変の電子膨張弁１３とを並列に組み合わせ、図１０は直列に組み合わせて接続して、減圧装置を構成しており、電子膨張弁１３の開度制御により、第２蒸発器９に分配される液冷媒流量を制御する。
この構成による制御は、エジェクタ５の開度制御と同様にして、第２蒸発器９出口の過熱度制御を行う。

この構成による制御は、エジェクタ５にて開度制御を行うのと同様の効果を得られるとともに、エジェクタ５の構造が簡単で安価となり、低コストの冷凍空調装置を得ることができる。
なお、電子膨張弁１３の変わりに、第１の減圧装置としてキャピラリーチューブと電磁弁を直列に接続した回路を複数接続してもよい。この場合、各キャピラリーチューブは流動抵抗が異なるものとし、電磁弁の開閉で減圧装置としての流動抵抗を可変にすることができ、電子膨張弁１３と同様の機能を実現できる。

実施の形態４．
本実施の形態は実施の形態１の図１で示した第２蒸発器９の代わりに、内部熱交換器を用いたものである。
図１１はこの発明の実施の形態４を示す冷凍空調装置の回路図である。図において図１と同一または、相当部分には同一の符号を付し説明を省略する。第２蒸発器９の代わりに、凝縮器である室外熱交換器４の出口の高圧側冷媒と圧縮機３に吸入される低圧側冷媒との間で熱交換する内部熱交換器１９が設けられている。

この構成において、実施の形態１と同様に内部熱交換器１９に液冷媒を供給され、熱交換量の調整や、吐出温度上昇の抑制、返油量の確保など同様の効果を得ることができる。
また、冷媒としてＣＯ₂を用いる場合や、冷蔵冷凍など低温用途に用いる場合などには、一般に蒸発器での冷媒エンタルピ差が小さく効率が低下しやすいが、内部熱交換器１９を用いると、凝縮器４の出口の冷媒を冷却することにより、蒸発器としての冷媒エンタルピ差を拡大でき、より高効率の運転を行うことができる。

なお、内部熱交換器１９を大きなサイズとし、熱交換量を稼いで、より蒸発器としての冷媒エンタルピ差を拡大しようとした場合、従来例のように、気液分離器で分離されたガス冷媒を内部熱交換器に供給すると、圧縮機３の吸入の温度が上昇しすぎるため、却って運転効率が低下する場合がある。この場合に、この発明の構成のように内部熱交換器１９に液冷媒を供給できるような構造とすると、冷媒エンタルピ差を拡大するとともに、圧縮機３の吸入温度の過度の上昇を抑制し、より高効率の運転を行うことができる。
また、吸入温度上昇抑制を目的に、内部熱交換器１９での熱交換量を減少させる回路構造を持つ場合に比べ、内部熱交換器１９での熱交換面積を有効に活用でき、内部熱交換器１９の効果を十分に得ることができる。
また、図においては内部熱交換器１９は、室内機２からの負荷熱媒体を冷却する構成とはしてないが、第２蒸発器９として、内部熱交換器１９と負荷側熱媒体を冷却する熱交換器を併用しても同様の効果を得ることができる。

また、図１では、第１蒸発器８、第２蒸発器９ともにそれぞれ１つの熱交換器として図示されているが、それぞれ複数個あっても同様の効果を得ることができる。例えば、第１蒸発器８、膨張弁７を内蔵した室内機２を２台以上の複数で構成し、各室内機２で空気を直接冷却する直膨のシステムとして、図１２の回路図のように、第１蒸発器８ａ、膨張弁７ａを内蔵した室内機２ａ及び第１蒸発器８ｂ、膨張弁７ｂを内蔵した室内機２ｂ等とした構成としてもよい。この場合、液分配器６で分配された冷媒が、各室内機２ａ、２ｂ内の膨張弁７ａ、７ｂ、第１蒸発器８ａ、８ｂを経てエジェクタ５に吸引される回路構成となる。

実施の形態５．
実施の形態１、４では、この発明の冷凍空調装置は冷房運転（冷却運転）を行うものとして説明したが、本実施の形態は、冷房（冷却）及び暖房（加熱）をともに実施するヒートポンプに適用するものである。
図１３はこの発明の実施の形態５を示す冷凍空調装置の回路図である。
図において、実施の形態１の図１及び実施の形態４の図１２と同一または、相当部分には同一の符号を付し説明を省略する。
室外機１には冷房運転、または、暖房運転を行うための流路を切り換える切換手段である四方弁１４と逆止弁１５、冷房運転時は凝縮器となり、暖房運転時には第１蒸発器となり熱源側熱交換器として作用する室外熱交換器１７、膨張弁７ｃが設けられている。室内機２ａ、２ｂには、冷房運転時は凝縮器となり、暖房運転時には第１蒸発器となる室外熱交換器１７が設けられている。
室内機２ａ、２ｂには、冷房運転時は第１蒸発器となり、暖房運転時には凝縮器となり、負荷側熱交換器として作用する室内熱交換器１６ａ、１６ｂがそれぞれ設けられている。

次に、運転動作について図１３に基づいて説明する。まず、四方弁１４、逆止弁１５の流路切り換えにより、冷房運転を行う場合、圧縮機３、四方弁１４、室外熱交換器１７、膨張弁７ｃ、逆止弁１５ａ、エジェクタ５、液分配器６、内部熱交換器１９を経て圧縮機３吸入部に接続される回路構成となるとともに、液分配器６で分配された一部の冷媒が逆止弁１５ｂ、各室内機２ａ、２ｂの膨張弁７ａ、７ｂ、室内熱交換器１６ａ、１６ｂ、四方弁１４を経てエジェクタ５ガス冷媒の吸引部入口５ａに戻される回路となる。そして、冷媒流路は図中実線の流れとなり、各室内機２ａ、２ｂ内の室内熱交換器１６ａ、１６ｂが第１蒸発器、室外熱交換器１７が凝縮器となり、冷却運転を行う。

また、暖房運転を行う場合、圧縮機３、四方弁１４、各室内機２ａ、２ｂ内の室内熱交換器１６ａ、１３ｂ、膨張弁７ａ、７ｂ、逆止弁１５ｃ、エジェクタ５、液分配器６、内部熱交換器１９を経て圧縮機３吸入部に接続される回路構成となるとともに、液分配器６で分配された一部の冷媒が逆止弁１５ｄ、膨張弁７ｃ、室外熱交換器１７、四方弁１４を経てエジェクタ５ガス冷媒の吸引部入口５ａに戻される回路となる。そして冷媒流路は図中点線の流れとなり、各室内機２ａ、２ｂ内の室内熱交換器１６ａ、１６ｂが凝縮器、室外熱交換器１７が第１蒸発器となり、暖房運転を行う。

この回路構成で、四方弁１４は冷暖各運転時に、圧縮機３から吐出された冷媒が凝縮器となる熱交換器に流れるよう流路切り換えをするとともに、第１蒸発器となる熱交換器を流出した冷媒がエジェクタ５に吸引されるように流路切換を行う。また、逆止弁１５は、凝縮器となる熱交換器を流出した高圧冷媒がエジェクタ５において吸引動力を発揮する流路側に流入するように流路切り換えをするとともに、液分配器６から第１蒸発器に流入させるべく分配された液冷が第１蒸発器となる熱交換器に流入するように流路切り換えをする。
このような回路構成とすることで、冷暖いずれの運転においてもエジェクタ５による昇圧効果により高効率運転を行うことができるなど図１の回路の場合と同様の効果を得ることができる。また、複数台の室内機２を接続するマルチシステムを構成した場合でも図１の回路の場合と同様の効果を得ることができる。

この場合、エジェクタ５の開度制御は、冷却運転・暖房運転時とも、内部熱交換器１９の出口（圧縮機３吸入）の冷媒過熱度ＳＨ２が、予め設定された目標値となるように行われる。また、膨張弁７ｃの制御については、冷却運転時には、室外熱交換器１７出口の膨張弁７ｃは開度全開で減圧しないように制御され、膨張弁７ａ、７ｂは第１蒸発器８に相当する室内熱交換器１６ａ、１６ｂの出口冷媒過熱度が予め設定された目標値となるように制御される。室内熱交換器１６ａ出口の冷媒過熱度は、温度センサ１１ｅ検知温度−温度センサ１１ｄ検知温度で演算され、室内熱交換器１６ｂ出口の冷媒過熱度は、温度センサ１１ｉ検知温度−温度センサ１１ｈ検知温度で演算される。
暖房運転時には、室内熱交換器１６ａ、１６ｂ出口の膨張弁７ａ、７ｂは開度全開で減圧しないように制御され、膨張弁７ｃは第１蒸発器８に相当する室外熱交換器１７出口の冷媒過熱度が予め設定された目標値となるように制御される。室外熱交換器１７出口の冷媒過熱度は、温度センサ１１ｋ検知温度−温度センサ１１ｊ検知温度で演算される。

また、圧縮機３については、スクロール、ロータリー、レシプロなどどのような種類のものであってもよいし、容量制御方法としてもインバータによる回転数制御だけでなく、複数台圧縮機がある場合の台数制御や、インジェクション、高低圧間の冷媒バイパス、ストロークボリューム可変タイプならストロークボリュームを変更するなど各種方法をとってもよい。

また、適用する冷媒もＲ４１０Ａに限るものではなく、他のＨＦＣ系冷媒や、ＨＣ冷媒、ＣＯ₂、ＮＨ３などの自然冷媒に適用することができる。ＣＯ₂冷媒の場合、高低圧差圧が大きいことから、エジェクタ５での回収動力が大きく、エジェクタ５での昇圧量が大きくなり、この発明に適用する際により効果的である。ＣＯ₂冷媒を適用する場合で、高圧が臨界圧力以上の運転の場合は、凝縮器は放熱器として作用する。

実施の形態６（この発明の実施の形態）．
実施の形態１、４では、この発明の冷凍空調装置は冷房運転を行うものとして説明したが、本実施の形態は食品などの冷蔵冷凍用途に冷熱を供給する冷凍装置に適用するものである。
図１４はこの発明の実施の形態６を示す冷凍空調装置の回路図である。この実施の形態においては、室外機１はコンデンシングユニットであり、室内機２はユニットクーラであり、ユニットクーラ周囲の空気を冷却する。コンデンシングユニット１とユニットクーラ２はガス管２１、液管２２で接続される。
計測制御装置１０ａはコンデンシングユニット１の制御装置であり、温度センサ１１、圧力センサ１２などの計測情報や、冷凍空調装置使用者から指示される運転内容に基づいて、コンデンシングユニット１内の圧縮機３の運転方法、室外熱交換器４の送風機風量などを制御する。計測制御装置１０ｂはユニットクーラ２の制御装置であり、温度センサ１１、圧力センサ１２などの計測情報や、冷凍空調装置使用者から指示される運転内容に基づいて、ユニットクーラ２内のエジェクタ５、膨張弁７の開度などを制御する。

ユニットクーラ２内において、第１蒸発器８と第２蒸発器９は一体構造のプレートフィン熱交換器１８で構成されている。図１４には空気熱交換器であるプレートフィン熱交換器１８の断面構造、伝熱管２３の配置構造も併せて示しており、伝熱管２３は所定の間隔で平行に配置されているフィンプレート２４と一体化されており、このフィンプレート２４に設けられている貫通孔（図示せず）を通った後、紙面垂直方向の手前・奥の両端で折り返され、再びフィンプレート２４に戻るように配列されている。
プレートフィン熱交換器１８では、空気が図１４の紙面の右から左に流れる。伝熱管２３が空気流路に垂直に５列配置されており、流路風下側の４列の伝熱管２３にて、第１蒸発器８が構成され、流路風上側の１列の伝熱管２３にて第２蒸発器９が構成される。なお図１４中で、点線で示してある列は、フィンプレート２４には伝熱管２３を貫通させる貫通孔が空いているが、伝熱管２３が配置されていない列である。

温度センサ１１ｌは第２蒸発器９出口部に設置されており、設置箇所の冷媒温度を計測する。以上で説明した以外の図１４における各機器の符号は、実施の形態１と同一であり説明を省略する。

冷媒回路は図１４に示されるように環状に構成され、圧縮機３、室外熱交換器４、液管２２、エジェクタ５、液分配器６、第２蒸発器９、ガス管２１の順で冷凍サイクルが構成され、ガス管２１を出た冷媒が圧縮機３吸入側に戻される。また、液分配器６で分配された一部の冷媒が膨張弁７、第１蒸発器８を経てエジェクタ５の吸引部に戻される。

次に、この冷凍空調装置での運転動作について説明する。圧縮機３から吐出された高温・高圧のガス冷媒は、室外熱交換器４で空気へ放熱して凝縮・液化し、高圧の液冷媒となり、液管２２を経てエジェクタ５に流入する。
エジェクタ５へ流入した冷媒は、ノズル部で減圧し二相冷媒となった後で混合部において吸引部のガス冷媒を吸引し、ディフューザにて圧力回復する。エジェクタ５で減圧された冷媒は、液分配器６に流入する。液分配器６では、エジェクタ５を出た二相冷媒中の液冷媒の一部が第１蒸発器８側に分配され、液冷媒は膨張弁７で減圧され、第１蒸発器８に流入し、ユニットクーラ２に流入する空気を冷却しながら蒸発してガス冷媒となってエジェクタ５のガス冷媒の吸引部入口５ａに吸引される。一方、液分配器６で第１蒸発器８側に分離されなかった残りの液冷媒とガス冷媒が混合した状態の二相冷媒は、第２蒸発器９に流入し、ユニットクーラ２に流入する空気を冷却しながら蒸発してガス冷媒となり、ガス管２１を経て圧縮機３に吸入される。
冷凍サイクルの動作状況は実施の形態１における図４とほぼ同様の動作状況となる。

次に、この冷凍空調装置での制御動作について説明する。まず、圧縮機３の回転数、室外熱交換器４送風量、エジェクタ５開度、膨張弁７開度を初期値に設定して運転を行う。そして、この状態で運転した後、装置運転状態に応じて各アクチュエータを制御する。まず圧縮機３の回転数は、圧力センサ１２ａで検知される圧縮機吸入圧力が予め設定された目標値、例えば０．３ＭＰａとなるように制御される。吸入圧力が目標値より高い場合は、圧縮機３の回転数を増加させ、低い場合は圧縮機３の回転数を減少させる。

次に、室外熱交換器４の送風量であるが、この送風量は基本的に初期設定値にて運転を行う。ただし、運転条件によって、圧力センサ１２ｂで検知される高圧（圧縮機３吐出冷媒の圧力）が、過度に上昇した場合は圧縮機３保護のために風量を増加させる制御を行う。

次に、エジェクタ５の開度であるが、第２蒸発器９出口の冷媒過熱度ＳＨ２が、予め設定された目標値、例えば２℃となるように制御される。ここで、第２蒸発器９出口の冷媒過熱度ＳＨ２は、温度センサ１１ｌ検知温度（第２蒸発器９出口温度）−温度センサ１１ｃ検知温度（第２蒸発器９での冷媒蒸発温度）で演算される値を用いる。第２蒸発器９出口の冷媒過熱度ＳＨ２と目標値とを比較し、冷媒過熱度ＳＨ２が目標値より大きい場合には、エジェクタ５の開度を大きく制御し、冷媒過熱度ＳＨ２が目標値より小さい場合にはエジェクタ５の開度を小さく制御する。

次に、膨張弁７の開度であるが、第１蒸発器８出口の冷媒過熱度ＳＨ１が、予め設定された目標値、例えば２℃となるように制御される。ここで第１蒸発器８出口の冷媒過熱度ＳＨ１は、温度センサ１１ｅの検知温度（第１蒸発器８出口温度）−温度センサ１１ｄの検知温度（第１蒸発器８での冷媒蒸発温度）で演算される値を用いる。第１蒸発器８出口の冷媒過熱度ＳＨ１と目標値とを比較し、冷媒過熱度ＳＨ１が目標値より大きい場合には、膨張弁７の開度を大きく制御し、冷媒過熱度ＳＨ１が目標値より小さい場合には膨張弁７の開度を小さく制御する。

次に、本実施の形態におけるプレートフィン熱交換器１８での熱交換動作と効果について説明する。図１５はプレートフィン熱交換器１８での空気と冷媒の温度変化を表した図であり、図の横軸は空気流れ方向の順での伝熱管列位置、縦軸は空気、冷媒の温度を表している。冷媒蒸発温度は、膨張弁７で減圧される分第１蒸発器８の方が低くなる。空気と冷媒の熱交換では、流入したばかりで高温である風上側の列（列数字１）にて第２蒸発器９の冷媒と空気が熱交換し、第２蒸発器９で冷却され空気温度が低下する風下側の列（列数字２〜５）にて第１蒸発器８の冷媒と空気が熱交換する。従って、第１蒸発器８、第２蒸発器９における空気と冷媒との温度差が比較的均一となる。そのため、空気と冷媒との温度差が不均一で温度差が小さい箇所が生じない構造となるため、第１蒸発器８、第２蒸発器９での熱交換効率を高くでき、その分高い蒸発温度で運転できるため、装置の運転効率を高くすることができる。

また、空気と冷媒との温度差が各部均一になることで、熱交換量も均一化でき、低温用途で用いる場合での第１蒸発器８、第２蒸発器９への着霜量も均一化できる。冷蔵冷凍用途で用いられる場合、第１蒸発器８、第２蒸発器９での冷媒蒸発温度を０℃以下で運転して冷却を行うため、第１蒸発器８、第２蒸発器９への着霜が生じ、運転時間が長くなるに連れて着霜量が増加する。一定以上着霜量が増加すると、プレートフィン熱交換器１８の通風抵抗が増大し、送風量が低下し、冷却能力が低下するので、一定時間毎に除霜運転が実施される。本実施の形態の構成とした場合、着霜量分布が均一化できるので、着霜が不均一に発生する場合に比べ、着霜により通風抵抗が増大し空気風量が低下し、冷却能力が低下するまでの時間が長時間化できるので、除霜を実施する時間間隔を長くすることができる。その分、除霜中に冷熱供給が停止し、負荷側空気温度が上昇する頻度を減少できるので、より信頼性の高い装置とすることができる。

図１４では、第１蒸発器８が４列、第２蒸発器９が１列で構成され、第１蒸発器８の列数が多く、その分伝熱管の伝熱面積、および伝熱管周囲のフィンプレート２４の伝熱面積が大きく構成される。第１蒸発器８と第２蒸発器９との伝熱面積比は、エジェクタ５での昇圧量と、プレートフィン熱交換器１８での空気の温度低下幅ΔＴａｉｒとの相関に応じて設定される。エジェクタ５での昇圧量を冷媒の蒸発温度上昇幅に換算し、この上昇幅が、プレートフィン熱交換器１８での空気の温度低下幅ΔＴａｉｒの１／２となる場合はちょうど第１蒸発器８と第２蒸発器９が同一面積となるように設定する。このときの、冷媒と空気の温度変化を表すと図１６となり、第２蒸発器９における空気の温度低下幅が、プレートフィン熱交換器１８での空気の温度低下幅ΔＴａｉｒの１／２となり（１／２・ΔＴａｉｒ）、これが第１蒸発器８と第２蒸発器９の蒸発温度の差（ΔＴｒｅｆ）が等しくなる。このとき、第１蒸発器８と第２蒸発器９での空気と冷媒との温度差はそれぞれ同じ幅で確保できており、それぞれの熱交換器において温度差が不均一で温度差が小さい箇所が生じない構造となるため、第１蒸発器８、第２蒸発器９での熱交換効率を高くできる。

エジェクタ５での昇圧量がプレートフィン熱交換器１８での空気の温度低下幅ΔＴａｉｒの１／２より大きい場合は、図１６の状態から図１７に示すように第１蒸発器８での空気と冷媒蒸発温度との温度差（ΔＴｒｅｆ）が広がり、第２蒸発器９での空気と冷媒蒸発温度との温度差が狭まる方向に変化するため、第２蒸発器９での冷媒と空気との温度差が小さくなることにより、蒸発器の熱交換効率が低くなる。従って、このような場合には第２蒸発器９の伝熱面積を小さくし、比較的高温の空気とのみ熱交換が行われるようにする。例えば、第１蒸発器８が４列、第２蒸発器９が２列という構成とし、第２蒸発器９が流路風上側に配置する。このような構成とすることで、第１蒸発器８と第２蒸発器９での空気と冷媒との温度差を比較的均一にし、第１蒸発器８、第２蒸発器９での熱交換効率を向上することができる。

逆に、エジェクタ５での昇圧量がプレートフィン熱交換器１８での空気の温度低下幅ΔＴａｉｒの１／２より小さい場合は、図１６の状態から第１蒸発器８での空気と冷媒蒸発温度との温度差（ΔＴｒｅｆ）が狭まり、第２蒸発器９での空気と冷媒蒸発温度との温度差が広がる方向に変化するため、第２蒸発器９での冷媒と空気との温度差が大きくなることにより、蒸発器の熱交換効率が高くなる。従って、第１蒸発器８の伝熱面積を第２蒸発器９の伝熱面積より小さく設定する。

一般に、冷蔵冷凍用途で用いられる場合、蒸発器での空気温度変化幅は、冷却温度の変動を抑制するという観点から５〜１０℃程度に設定される。一方、エジェクタ５においては、空調運転よりも低圧で用いられるため、減圧幅が大きく、その分回収動力が増加し、昇発幅も大きくなり、冷蔵で５℃以上、冷凍で１０℃以上の蒸発温度上昇となる。従って、冷蔵冷凍用途で用いられる場合には、エジェクタ５での昇圧量を冷媒の蒸発温度上昇幅に換算した値が空気の温度低下幅の１／２よりも大きくなるため、第１蒸発器８の伝熱面積を第２蒸発器９よりも大きく構成すると、高効率の蒸発器とすることができる。

なお、第１蒸発器８での冷媒圧力損失が大きいと、エジェクタ５で吸引される冷媒の圧力が低下し、その分吸引後エジェクタ５から流出する冷媒の圧力が低下する。その分圧縮機３の吸入圧力が低下し冷凍サイクルの効率が低下し、装置の運転効率が低下する。そこで、第１蒸発器８での冷媒圧力損失が過大になるのを防止するため、第１蒸発器８での冷媒分岐数（流路）を複数にし、伝熱管２３の１本あたりに流れる冷媒流量を減らして冷媒圧力損失を低減する構成としてもよい。図１４の構成では、冷媒分岐数は１としているが、図１８に示す構成のように、冷媒分岐数を２としてもよい。

また図１９に示す構成のように、第１蒸発器８の入口側の分岐数は１とし、出口側の分岐数を２とする構成としてもよい。冷媒流路を複数にし伝熱管２３の１本あたりの冷媒流量を低減すると圧力損失も低下する一方で、冷媒側熱伝達率も低下する。第１蒸発器８の入口側では、二相冷媒であっても比較的液冷媒が多い流れであるので、冷媒流速が遅く、圧力損失の値も小さい。そこで、この領域では、圧力損失を低減するよりも、冷媒流速を増速して冷媒側熱伝達率を向上させる方が、装置としての運転効率向上に寄与する。一方蒸発器出口側では、二相冷媒であっても比較的ガス冷媒が多い流れであり、冷媒流速が早く、圧力損失の値も大きい。そのためこの領域では、圧力損失を低減させる方が装置としての運転効率向上に寄与する。
そこで図１９の構成のように、第１蒸発器８出口側の分岐数が、入口側の分岐数よりも多くなるように構成する。このようにすることで、圧力損失低減と熱伝達率向上の効果を最適に得ることができ、運転効率の高い装置を得ることができる。

なお、前述したように第１蒸発器８での冷媒蒸発温度は第２蒸発器９での冷媒蒸発温度よりも低く、例えば冷蔵用途の運転では、第１蒸発器８の冷媒蒸発温度−１０℃、第２蒸発器９での冷媒蒸発温度−５℃、冷凍用途の運転では、第１蒸発器８の冷媒蒸発温度−４０℃、第２蒸発器９での冷媒蒸発温度−３２℃となる。このように第２蒸発器９での冷媒蒸発温度が高いため、第２蒸発器９の冷媒から第１蒸発器８にフィンプレート２４を介して熱が移動し、第１蒸発器８での空気からの吸熱量が減少する可能性がある。そこで、第２蒸発器９の冷媒から第１蒸発器８への熱移動を抑制する熱移動抑制構造をとることが望ましい。

例えば、図１４のプレートフィン熱交換器１８では、第１蒸発器８と第２蒸発器９との間に、伝熱管２３を配置しない列を設けて、第１蒸発器８、第２蒸発器９での列間距離（列ピッチ）よりも多くの間隔を空けて配置している。このような配置とすることで、第１蒸発器８と第２蒸発器９との間のフィンプレート２４の熱抵抗を大きくし、第２蒸発器９の冷媒から第１蒸発器８の冷媒への熱移動を抑制する。そのため第１蒸発器８での空気からの吸熱量の低減を回避し、蒸発器としての熱交換効率を高め、装置の運転効率を高めることができる。
列ピッチの間隔を局所的に変更することを行っても、同様の構成とできるが、その場合は様々な列パターンに対応したフィン型が必要となり、機種毎にフィン型設計が必要となり、高コストとなる。列ピッチを等間隔にし、一部列に伝熱管２３を配置しないような構成とすると、どのような形態、容量の熱交換器であっても、同じフィン型で容易に熱移動を抑制する構成を製造することができ、汎用的かつ安価に熱交換器を構成することができる。

なお、第２蒸発器９の冷媒から第１蒸発器８への熱移動を抑制する構造として、フィンプレート２４にスリット、切り欠きを設けてもよい。スリットを設ける場所は、フィンプレート２４全体でもよく、第１蒸発器８と第２蒸発器９の境界部に局所的に設けてもよい。フィンプレート２４全体に設けることで、第１蒸発器８、第２蒸発器９間の熱移動を抑制しつつ空気側の熱伝達率を高めることができ、より高性能の熱交換器とすることができる。
またスリットを第１蒸発器８と第２蒸発器９の境界部にのみ局所的に設けてもよい。フィンプレート２４にスリットを設けると、スリット部への着霜が早く進行するため、着霜による通風抵抗の増加が早くなり、除霜に要する時間間隔が短くなる。そこで、第１蒸発器８と第２蒸発器９の境界部に局所的にスリットを設けることで、必要不可欠な部分に局所的にスリットを配置でき、第１蒸発器８、第２蒸発器９間の熱移動を抑制するとともに、除霜に要する時間間隔も長く取れ、高効率かつ高信頼性の装置とすることができる。
また第１蒸発器８と第２蒸発器９の境界部のフィンプレート２４を切断しても、同様の効果を得ることができる。

なお、第１蒸発器８の冷媒流れ方向を決定する際、出口部の伝熱管２３を、図１４に示されるように、空気流路側風上側に配置する。蒸発器出口部の伝熱管２３では、冷媒は過熱ガスとなるため、他の部分より温度上昇し空気と冷媒との温度が近接しやすくなる。蒸発器内での冷媒と空気との温度差を均一化し効率向上するためには、できるだけ過熱ガスが高温の空気と接するようにし、温度差を確保した方が望ましい。そこで、図１４に示される構成のように、空気流路の最も風上側に出口部の伝熱管２３を配置し、過熱ガス部と高温の空気が熱交換するように構成する。
このような構成とすることで、第１蒸発器８、第２蒸発器９内での冷媒と空気との温度差を均一化し、より高性能の熱交換器とすることができる。

また、第１蒸発器８での冷媒圧力損失が大きい場合、冷媒蒸発温は入口から出口にかけて低下する。この場合は図２０のように、蒸発器出口部の伝熱管２３を空気流路風下側に配置する。この場合の、空気と冷媒の温度変化を表すと図２１のようになり、空気風下側の列になると、空気温度が低下するとともに、冷媒温度が低下する。従って、第１蒸発器８、第２蒸発器９内での冷媒と空気との温度差を均一の状態にすることができ、より高性能の熱交換器とすることができる。

なお、図１４の冷媒回路では、ユニットクーラ２が１台で構成される場合を示したが、２台以上のユニットクーラ２が並列に接続される場合においても同様の効果を得ることができる。また形態としてユニットクーラ２に限るものではなく、ショーケースなど他の低温機器に適用しても同様の効果を得ることができる。

この発明の実施の形態１を示す冷凍空調装置の回路図である。この発明の実施の形態１を示す冷凍空調装置のエジェクタの構造と圧力変化を示した図である。この発明の実施の形態１を示す冷凍空調装置の液分配器の構造を示す断面図である。この発明の実施の形態１を示す冷凍空調装置の圧力とエンタルピの相関を示す図である。この発明の実施の形態１を示す冷凍空調装置の制御動作を示すフロー図である。この発明の実施の形態１を示す冷凍空調装置の蒸発器の構造を示す図である。この発明の実施の形態２を示す冷凍空調装置の液分配器の構造を示す断面図である。この発明の実施の形態２を示す冷凍空調装置の液分配器の他の構造を示す断面図である。この発明の実施の形態３を示す冷凍空調装置のエジェクタと膨張弁の回路構成を示す図である。この発明の実施の形態３を示す冷凍空調装置のエジェクタと膨張弁の回路構成を示す図である。この発明の実施の形態４を示す冷凍空調装置の回路図である。この発明の実施の形態４を示す冷凍空調装置の回路図である。この発明の実施の形態５を示す冷凍空調装置の回路図である。この発明の実施の形態６を示す冷凍空調装置の回路図である。この発明の実施の形態６を示す冷凍空調装置のプレートフィン熱交換器での空気と冷媒の温度変化を示した図である。この発明の実施の形態６を示す冷凍空調装置のプレートフィン熱交換器での空気と冷媒の温度変化を示した図である。この発明の実施の形態６を示す冷凍空調装置のプレートフィン熱交換器での空気と冷媒の温度変化を示した図である。この発明の実施の形態６を示す冷凍空調装置のプレートフィン熱交換器の第２の構成を示した図である。この発明の実施の形態６を示す冷凍空調装置のプレートフィン熱交換器の第３の構成を示した図である。この発明の実施の形態６を示す冷凍空調装置のプレートフィン熱交換器の第４の構成を示した図である。この発明の実施の形態６を示す冷凍空調装置のプレートフィン熱交換器での空気と冷媒の温度変化を示した図である。

符号の説明

１室外機（コンデンシングユニット）、２、２ａ、２ｂ室内機（ユニットクーラ）、３圧縮機、４室外熱交換器（凝縮器、放熱器）、５エジェクタ、５ａ吸引部入口、６液分配器、６ａ流入路、６ｂ第１分岐路、６ｃ第２分岐路、７、７ａ、７ｂ、７ｃ膨張弁、８第１蒸発器、９第２蒸発器、１０、１０ａ、１０ｂ計測制御装置、１１ａ、１１ｂ、１１ｃ、１１ｄ、１１ｅ、１１ｆ、１１ｇ、１１ｈ、１１ｉ、１１ｊ、１１ｋ、１１ｌ温度センサ、１２ａ、１２ｂ圧力センサ、１３膨張弁、１４四方弁、１５逆止弁、１６ａ、１６ｂ室内熱交換器、１７室外熱交換器、１８プレートフィン熱交換器、１９内部熱交換器、２０室内熱交換器、２１ガス管、２２液管、２３伝熱管、２４フィンプレート。

Claims

圧縮機、凝縮器または放熱器、エジェクタ、蒸発器を環状に接続した冷凍サイクルを有する冷凍空調装置において、
前記蒸発器は、第１蒸発器と、
第２蒸発器と、
を備えるとともに、
前記エジェクタからの冷媒を前記第１蒸発器、前記第２蒸発器に分配する分配器を、前記エジェクタと前記第１、第２蒸発器の間に備え、
前記エジェクタは前記第１蒸発器からの冷媒を吸引昇圧し、
前記分配器は前記エジェクタから流出された冷媒を気液二相冷媒及び液冷媒に分離し、
前記第１蒸発器の出口を前記エジェクタの吸引部に、前記第１蒸発器の入口を前記分配器の液冷媒出口に接続し、
前記第２蒸発器の出口を前記圧縮機に、前記第２蒸発器の入口を前記分配器の気液二相冷媒出口に接続し、
前記エジェクタでの昇圧量を冷媒の蒸発温度上昇幅に換算した値が前記蒸発器での空気の温度低下幅の１／２になる場合は前記第１蒸発器と前記第２蒸発器の面積が同じになるように設定し、
前記換算された冷媒の蒸発温度上昇幅が前記蒸発器での空気の温度低下幅の１／２より大きい場合は、前記第２蒸発器の伝熱面積を前記第１蒸発器の伝熱面積より小さくし、前記換算された冷媒の蒸発温度上昇幅が前記蒸発器での空気の温度低下幅の１／２より小さい場合は、前記第１蒸発器の伝熱面積を前記第２蒸発器の伝熱面積より小さくすることを特徴とする冷凍空調装置。
冷凍空調装置の運転状態に応じて、前記エジェクタの流動抵抗を制御する制御手段を備えたことを特徴とする請求項１記載の冷凍空調装置。
圧縮機、凝縮器または放熱器、エジェクタ、蒸発器を環状に接続した冷凍サイクルを有する冷凍空調装置において、
前記蒸発器は、第１蒸発器と、
第２蒸発器と、
を備えるとともに、
前記エジェクタからの冷媒を前記第１蒸発器、前記第２蒸発器に分配する分配器を、前記エジェクタと前記第１、第２蒸発器の間に備え、
前記エジェクタは前記第１蒸発器からの冷媒を吸引昇圧し、
前記第１蒸発器の出口を前記エジェクタの吸引部に、前記第１蒸発器の入口を前記分配器の液冷媒出口に接続し、
前記第２蒸発器の出口を前記圧縮機に、前記第２蒸発器の入口を前記分配器の気液二相冷媒出口に接続し、
さらに、冷凍空調装置の運転状態に応じて、前記エジェクタの流動抵抗を制御する制御手段と、
前記圧縮機に吸入される冷媒の過熱度を検出する圧縮機吸入側過熱度検出手段と、
を有し、
前記制御手段は、前記圧縮機吸入側過熱度検出手段で検出された過熱度が所定値となるように前記エジェクタの流動抵抗を制御し、
前記エジェクタでの昇圧量を冷媒の蒸発温度上昇幅に換算した値が前記蒸発器での空気の温度低下幅の１／２になる場合は前記第１蒸発器と前記第２蒸発器の面積が同じになるように設定し、
前記換算された冷媒の蒸発温度上昇幅が前記蒸発器での空気の温度低下幅の１／２より大きい場合は、前記第２蒸発器の伝熱面積を前記第１蒸発器の伝熱面積より小さくし、前記換算された冷媒の蒸発温度上昇幅が前記蒸発器での空気の温度低下幅の１／２より小さい場合は、前記第１蒸発器の伝熱面積を前記第２蒸発器の伝熱面積より小さくすることを特徴とする冷凍空調装置。
前記制御手段は、エジェクタのノズル部の開口面積を変えて流動抵抗を変化させる開口面積可変手段を備えたことを特徴とする請求項２または３記載の冷凍空調装置。
前記エジェクタと直列、または、並列に接続された第１の減圧装置を備え、
冷凍空調装置の運転状態に応じて、前記第１の減圧装置の流動抵抗を変える制御手段を備えたことを特徴とする請求項１または３記載の冷凍空調装置。
前記圧縮機に吸入される冷媒の過熱度を検出する圧縮機吸入側過熱度検出手段を備え、
前記制御手段は、前記圧縮機吸入側過熱度検出手段で検出された過熱度が所定値となるように前記エジェクタ、または、前記第１の減圧装置の流動抵抗を制御することを特徴とする請求項２、４、５のいずれかに記載の冷凍空調装置。
前記分配器と前記第１蒸発器の入口の間に第２の減圧装置を備えたことを特徴とする請求項１〜６のいずれかに記載の冷凍空調装置。
前記第１蒸発器の出口の冷媒の過熱度を検出する第１蒸発器出口過熱度検出手段と、
この第１蒸発器出口過熱度検出手段で検出された過熱度が所定値となるように、前記第２の減圧装置の流動抵抗を変える制御手段を備えたことを特徴とする請求項７記載の冷凍空調装置。
前記第１蒸発器によって冷却される負荷側熱媒体の温度が、前記第２蒸発器によって冷却される負荷側熱媒体の温度よりも低温であることを特徴とする請求項１〜８のいずれかに記載の冷凍空調装置。
前記分配器を、前記第１蒸発器に分配されるガス冷媒流量が、前記第２蒸発器に分配されるガス冷媒流量よりも少なくなるようにしたことを特徴とする請求項１〜９のいずれかに記載の冷凍空調装置。
前記分配器は、前記エジェクタからの流入路と、
この流入路から前記第１蒸発器側に分岐する第１分岐路と、
前記流入路から前記第２蒸発器側に分岐する第２分岐路と、
を備え、
前記第１分岐路は、前記第２分岐路より下方に配置されていることを特徴とする請求項１〜１０のいずれかに記載の冷凍空調装置。
前記第１、第２分岐路をＵ字形状としたことを特徴とする請求項１１記載の冷凍空調装置。
前記第１、第２分岐路を垂直にし、前記第１分岐路を前記第２分岐路より長くしたことを特徴とする請求項１１記載の冷凍空調装置。
前記流入路と前記第２分岐路を水平にし、前記第１分岐路を垂直としたことを特徴とする請求項１１記載の冷凍空調装置。
前記第２蒸発器に代えて、前記凝縮器または放熱器の出口の高圧側冷媒と前記圧縮機に吸入される低圧側冷媒との間で熱交換する内部熱交換器を備えたことを特徴とする請求項１〜１４のいずれかに記載の冷凍空調装置。
前記第１蒸発器及び前記第２の減圧装置を室内機に内蔵し、前記第１蒸発器により、室内の空気と冷媒との熱交換をするようにしたことを特徴とする請求項１５記載の冷凍空調装置。
冷・暖房運転により冷媒の流れを切り換える切換手段を備え、
冷房運転を行うときは、前記切換手段により、前記圧縮機、前記切換手段、凝縮器として作用する熱源側熱交換器、前記エジェクタ前記分配器、前記内部熱交換器が環状に接続されるとともに、前記液分配器、前記第１蒸発器として作用する負荷側熱交換器、前記エジェクタの吸引部が接続され、
暖房運転を行うときは、前記圧縮機、凝縮器または放熱器として作用する負荷側熱交換器、前記エジェクタ前記分配器、前記内部熱交換器が環状に接続されるとともに、前記分配器、第１蒸発器として作用する熱源側熱交換器、前記エジェクタの吸引部が接続されるようにしたことを特徴とする請求項１６記載の冷凍空調装置。
前記第１、第２蒸発器を同一の空気流路に並設することにより空気を冷却する空気熱交換器を構成し、前記第２蒸発器を前記第１蒸発器よりも前記空気流路の風上側に配置したことを特徴とする請求項１〜１４のいずれかに記載の冷凍空調装置。
前記第１、第２の蒸発器は、それぞれ少なくとも１列多段の第１蒸発器側の伝熱管と第２蒸発器側の伝熱管とを有し、前記第１蒸発器側の伝熱管と前記第２蒸発器側の伝熱管が複数枚のフィンプレートを介して一体的に形成されて前記空気熱交換器を構成したことを特徴とする請求項１８記載の冷凍空調装置。
前記第１蒸発器の伝熱面積が前記第２蒸発器の伝熱面積よりも大きく構成されたことを特徴とする請求項１８または１９記載の冷凍空調装置。
前記第１蒸発器の前記伝熱管の入口側と出口側との伝熱管を少なくともそれぞれ１つ以上に分岐し、前記入口側の分岐数よりも出口側の分岐数を多くしたことを特徴とする請求項１９記載の冷凍空調装置。
前記第１蒸発器と前記第２蒸発器の間に、前記伝熱管１列相当分以上の間隔を設けたことを特徴とする請求項１９記載の冷凍空調装置。
前記フィンプレートの全体、または、前記第１、第２蒸発器の境界部にスリットまたは切り欠きを設けたことを特徴とする請求項１９記載の冷凍空調装置。
前記第１蒸発器の入口側の前記伝熱管の列が前記第１蒸発器の出口側の前記伝熱管の列よりも前記空気流路の風上側に配置されたことを特徴とする請求項１９記載の冷凍空調装置。
前記第１蒸発器の出口側の前記伝熱管の列が前記第１蒸発器の入口側の前記伝熱管の列よりも前記空気流路の風上側に配置されたことを特徴とする請求項１９記載の冷凍空調装置。
前記冷媒として二酸化炭素を用いることを特徴とする請求項１〜２５のいずれかに記載の冷凍空調装置。