JP2008232548A

JP2008232548A - Heat exchanger

Info

Publication number: JP2008232548A
Application number: JP2007074010A
Authority: JP
Inventors: Takayuki Setoguchi; 隆之瀬戸口
Original assignee: Daikin Industries Ltd
Current assignee: Daikin Industries Ltd
Priority date: 2007-03-22
Filing date: 2007-03-22
Publication date: 2008-10-02

Abstract

【課題】流体間で熱交換を行うための熱交換器において、流体間の伝熱経路の熱抵抗を小さくして、流体間の伝熱性能の向上を図る。
【解決手段】液ガス熱交換器（30）は、軸線方向に延びる第１流路（31）と該第１流路（31）を囲むように螺旋状に延びる第２流路（32）とが形成された本体部（33）を備えている。この本体部（33）は、円筒状の内管（34）及び外管（35）によって構成されていて、該内管（34）の内側に上記第１流路（31）が、該内管（34）と外管（35）との間に上記第２流路（32）が形成される。すなわち、上記内管（34）の外周面に形成された螺旋状の溝部（34c）が、上記外管（35）によって覆われることにより、上記第２流路（32）が構成される。
【選択図】図２In a heat exchanger for exchanging heat between fluids, heat resistance of a heat transfer path between fluids is reduced to improve heat transfer performance between fluids.
A liquid gas heat exchanger (30) includes: a first flow path (31) extending in an axial direction; and a second flow path (32) extending spirally so as to surround the first flow path (31). Is provided with a main body (33). The main body (33) includes a cylindrical inner pipe (34) and an outer pipe (35), and the first flow path (31) is disposed inside the inner pipe (34). The second flow path (32) is formed between (34) and the outer pipe (35). That is, the spiral groove (34c) formed on the outer peripheral surface of the inner pipe (34) is covered with the outer pipe (35), whereby the second flow path (32) is configured.
[Selection] Figure 2

Description

本発明は、液体間で熱交換を行うための熱交換器に関し、伝熱性能向上の対策に係るものである。 The present invention relates to a heat exchanger for exchanging heat between liquids, and relates to measures for improving heat transfer performance.

従来より、流体間で熱交換を行うための熱交換器として、一方の管に他方の管を巻き付けた構造のものが知られている。このような熱交換器として、例えば特許文献１に開示されているように、圧縮機、凝縮器、膨脹機構および蒸発器を冷媒配管により順次接続してなる空気調和機用冷凍サイクルにおいて、凝縮器と蒸発器との間の高圧液管を圧縮機の吸入管の周囲に巻き付けた熱交換器が提案されている。 2. Description of the Related Art Conventionally, a heat exchanger for exchanging heat between fluids has a structure in which one pipe is wound around the other pipe. As such a heat exchanger, for example, as disclosed in Patent Document 1, in a refrigeration cycle for an air conditioner in which a compressor, a condenser, an expansion mechanism, and an evaporator are sequentially connected by a refrigerant pipe, the condenser There has been proposed a heat exchanger in which a high-pressure liquid pipe between the compressor and the evaporator is wound around the suction pipe of the compressor.

上記特許文献１のように構成することで、高圧液管を流れる高圧冷媒と圧縮機の吸入管を流れる低圧冷媒との間で熱交換することができ、該高圧冷媒を過冷却することができる。これにより、蒸発器の出入口でのエンタルピ差を拡大することができるため、冷媒の循環量を低減することができ、空気調和機の運転効率を向上することができる。
特開平５−４５００７号公報 By configuring as in Patent Document 1, heat exchange can be performed between the high-pressure refrigerant flowing in the high-pressure liquid pipe and the low-pressure refrigerant flowing in the suction pipe of the compressor, and the high-pressure refrigerant can be supercooled. . Thereby, since the enthalpy difference in the entrance / exit of an evaporator can be expanded, the circulation amount of a refrigerant | coolant can be reduced and the operating efficiency of an air conditioner can be improved.
JP-A-5-45007

ところで、上記特許文献１に開示されているように、凝縮器と蒸発器との間の高圧液管を圧縮機の吸入管の周りに巻き付けた構成では、該液管と吸入管とが別体であるため、接触部分をロウ付けしないと熱抵抗が大きく、両者間の伝熱性能が著しく低下するという問題がある。 Incidentally, as disclosed in Patent Document 1, in the configuration in which the high-pressure liquid pipe between the condenser and the evaporator is wound around the suction pipe of the compressor, the liquid pipe and the suction pipe are separated. Therefore, unless the contact portion is brazed, there is a problem that the thermal resistance is large and the heat transfer performance between the two is remarkably lowered.

しかしながら、上述のように高圧液管と吸入管とをロウ付けすると、作業工程が増えるため、装置の製造コストが高くなってしまう。また、たとえ上記高圧液管と吸入管とをロウ付けしたとしても、両者間の接触熱抵抗が大きいため、あまり伝熱性能のよい構成とはいえなかった。 However, when the high-pressure liquid pipe and the suction pipe are brazed as described above, the number of work steps increases, which increases the manufacturing cost of the apparatus. Even if the high-pressure liquid pipe and the suction pipe are brazed, the contact heat resistance between the two is large, so it cannot be said that the heat transfer performance is very good.

本発明は、かかる諸点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、流体間で熱交換を行うための熱交換器において、流体間の伝熱経路の熱抵抗を小さくして、流体間の伝熱性能の向上を図ることにある。 The present invention has been made in view of such various points, and its object is to reduce the thermal resistance of the heat transfer path between fluids in a heat exchanger for performing heat exchange between fluids, The purpose is to improve the heat transfer performance between fluids.

上記目的を達成するために、本発明に係る熱交換器（30）では、内側に第１流路（31）が形成される筒状の本体部（33）の内部に、該第１流路（31）を囲むように螺旋状の第２流路（32）を設けた。これにより、第１及び第２流路（31,32）間の熱抵抗が小さくなるため、該流路（31,32）内を流れる流体間の伝熱性能を向上することができる。 In order to achieve the above object, in the heat exchanger (30) according to the present invention, the first flow path is formed inside the cylindrical main body (33) in which the first flow path (31) is formed. A spiral second flow path (32) was provided so as to surround (31). Thereby, since the thermal resistance between the first and second flow paths (31, 32) is reduced, the heat transfer performance between the fluids flowing in the flow paths (31, 32) can be improved.

具体的には、第１の発明は、流体間で熱交換を行うための熱交換器を対象とする。そして、内側に軸線方向に延びる第１流路（31）が形成された筒状の本体部（33）を備え、上記本体部（33）の内部には、上記第１流路（31）を囲むように螺旋状に延びる第２流路（32）が形成されていて、上記第１及び第２流路（31,32）内を流れる流体間で熱交換を行うように構成されているものとする。 Specifically, the first invention is directed to a heat exchanger for performing heat exchange between fluids. A cylindrical main body (33) having a first flow path (31) extending in the axial direction on the inside is provided, and the first flow path (31) is provided inside the main body (33). A second flow path (32) extending spirally so as to surround is formed, and is configured to perform heat exchange between the fluid flowing in the first and second flow paths (31, 32). And

この構成により、上記第１流路（31）内を流れる流体と上記第２流路（32）内を流れる流体とは、上記本体部（33）内で熱交換を行うことになるため、従来のように一方の管の周りに他方の管を巻き付ける構成に比べて、第１及び第２流路（31,32）間の伝熱抵抗を低減することができる。すなわち、従来の構成では、別体の管同士の間には接触熱抵抗が発生するが、上述のように本体部内に軸方向に延びる第１流路（31）と該第１流路（31）を囲むように螺旋状に延びる第２流路（32）とを設けることで、上記接触熱抵抗がなくなり、その分、熱抵抗を低減することができる。したがって、上述の構成によって、従来構成に比べて伝熱性能を向上することができる。 With this configuration, the fluid flowing in the first flow path (31) and the fluid flowing in the second flow path (32) exchange heat in the main body (33). Compared with the configuration in which the other pipe is wound around one pipe as described above, the heat transfer resistance between the first and second flow paths (31, 32) can be reduced. That is, in the conventional configuration, contact thermal resistance is generated between separate tubes, but the first flow path (31) and the first flow path (31) extending in the axial direction in the main body as described above. And the second flow path (32) extending spirally so as to surround the contact heat resistance, the thermal resistance can be reduced correspondingly. Therefore, heat transfer performance can be improved by the above-mentioned structure compared with the conventional structure.

しかも、上述のように本体部（33）内に第１流路（31）及び第２流路（32）を形成することで、従来のように管同士をロウ付けする必要がなくなり、その分、作業工程を減らすことができるので、熱交換器（30）の製造コストを低減することができる。 In addition, by forming the first flow path (31) and the second flow path (32) in the main body (33) as described above, there is no need to braze the tubes as in the prior art, and accordingly Since the work process can be reduced, the manufacturing cost of the heat exchanger (30) can be reduced.

上述の構成において、上記本体部（33）は、内側に上記第１流路（31）が構成される円筒状の内管（34）と、該内管（34）に外嵌される円筒状の外管（35）とを備え、上記内管（34）の外周面及び上記外管（35）の内周面の少なくとも一方の面には、軸線方向に螺旋状に延びる溝部（34c）が形成されていて、該内管（34）の外周面と該外管(35）の内周面との間に上記第２流路（32）が構成されるものとする（第２の発明）。 In the above-described configuration, the main body (33) includes a cylindrical inner pipe (34) in which the first flow path (31) is formed on the inner side, and a cylindrical shape that is externally fitted to the inner pipe (34). An outer pipe (35), and at least one of the outer peripheral surface of the inner pipe (34) and the inner peripheral surface of the outer pipe (35) has a groove portion (34c) extending spirally in the axial direction. The second flow path (32) is formed between the outer peripheral surface of the inner tube (34) and the inner peripheral surface of the outer tube (35) (second invention). .

このように、上記本体部（33）を円筒状の内管（34）と該内管（34）に外嵌される円筒状の外管（35）とによって構成し、両者の間に螺旋状の第２流路（32）を形成することで、簡単な構成により上記第１の発明の構成を得ることができる。 As described above, the main body portion (33) is constituted by the cylindrical inner tube (34) and the cylindrical outer tube (35) fitted to the inner tube (34), and is spirally formed between the two. By forming the second flow path (32), the configuration of the first invention can be obtained with a simple configuration.

また、圧縮機（11）、凝縮器（13）、膨張機構（14）及び膨張器（12）を備えた冷媒回路（10）に設けられ、上記第１流路（31）は上記圧縮機（11）の吸入側に、上記第２流路（32）は上記凝縮器（13）の出口側に、それぞれ接続され、該第１流路（31）には圧縮機（11）の吸入側のガス冷媒が、該第２流路（32）には凝縮器（13）の出口側の液冷媒がそれぞれ流れるように構成されているのが好ましい（第３の発明）。 The compressor (11), the condenser (13), the expansion mechanism (14), and the refrigerant circuit (10) provided with the expander (12) are provided, and the first flow path (31) is connected to the compressor ( 11), the second flow path (32) is connected to the outlet side of the condenser (13), and the first flow path (31) is connected to the suction side of the compressor (11). The gas refrigerant is preferably configured such that liquid refrigerant on the outlet side of the condenser (13) flows through the second flow path (32) (third invention).

こうすることで、凝縮器（13）から出て熱交換器（30）内を流れる高圧の液冷媒は、該熱交換器（30）内を軸方向に延びる第１流路（31）内を流れる一方、圧縮機（11）の吸入側のガス冷媒は熱交換器（30）内に螺旋状に設けられた第２流路（32）内を流れ、互いに熱交換を行う。これにより、高圧液冷媒は、ガス冷媒によって過冷却されるため、蒸発器（12）の出入口でのエンタルピ差を拡大することができ、冷媒の循環量を低減することができる。したがって、蒸発器（12）での圧損を低減することができ、装置全体として運転効率の向上を図れる。 By doing so, the high-pressure liquid refrigerant flowing out of the condenser (13) and flowing in the heat exchanger (30) passes through the first flow path (31) extending in the axial direction in the heat exchanger (30). On the other hand, the gas refrigerant on the suction side of the compressor (11) flows in the second flow path (32) spirally provided in the heat exchanger (30) and exchanges heat with each other. Thereby, since the high-pressure liquid refrigerant is supercooled by the gas refrigerant, the enthalpy difference at the inlet / outlet of the evaporator (12) can be increased, and the circulation amount of the refrigerant can be reduced. Therefore, the pressure loss in the evaporator (12) can be reduced, and the operation efficiency of the entire apparatus can be improved.

さらに、上記ガス冷媒の流れる上記第１流路（31）は、その流路断面積が上記液冷媒の流れる上記第２流路（32）よりも大きいのが好ましい（第４の発明）。これにより、高圧の液冷媒をガス冷媒によって効率良く冷却することができるため、蒸発器（12）の出入口でのエンタルピ差をより拡大することができる。したがって、冷媒の循環量をより低減することができ、装置全体としての運転効率をより向上することができる。しかも、上述の構成により、上記第１流路（31）内を流れるガス冷媒に対する抵抗も低減できるため、これによっても装置の運転効率を向上することができる。 Further, the first flow path (31) through which the gas refrigerant flows preferably has a larger cross-sectional area than the second flow path (32) through which the liquid refrigerant flows (fourth invention). Thereby, since the high-pressure liquid refrigerant can be efficiently cooled by the gas refrigerant, the enthalpy difference at the inlet / outlet of the evaporator (12) can be further expanded. Therefore, the circulation amount of the refrigerant can be further reduced, and the operation efficiency of the entire apparatus can be further improved. Moreover, since the resistance to the gas refrigerant flowing through the first flow path (31) can be reduced by the above-described configuration, the operation efficiency of the apparatus can be improved also by this.

上記第１の発明によれば、本体部（33）の内部に、軸方向に延びる第１流路（31）と該第１流路（31）を囲むように螺旋状に延びる第２流路（32）とを形成することで、従来構成の場合に発生していた接触熱抵抗をなくすことができ、第１流路（31）と第２流路（32）との間の伝熱性能の向上を図ることができる。 According to the first aspect of the invention, the first flow path (31) extending in the axial direction and the second flow path extending in a spiral shape so as to surround the first flow path (31) are provided inside the main body (33). (32) can eliminate the contact thermal resistance generated in the case of the conventional configuration, and the heat transfer performance between the first flow path (31) and the second flow path (32). Can be improved.

また、第２の発明によれば、上記本体部（33）を内管（34）と外管(35）とによって構成し、該内管（34）の内側に上記第１流路（31）を設けるとともに、該内管（34）の外周面に螺旋状の溝部（34c）を形成して両者間に螺旋状の第２流路（32）を構成するようにしたため、上記第１の発明の構成を簡単な構成で実現することができる。 According to the second invention, the main body (33) is constituted by the inner pipe (34) and the outer pipe (35), and the first flow path (31) is formed inside the inner pipe (34). And the spiral groove (34c) is formed on the outer peripheral surface of the inner tube (34) to form the spiral second flow path (32) between the two. This configuration can be realized with a simple configuration.

また、第３の発明によれば、上述のような構成の熱交換器（30）を冷媒回路（10）に設け、上記第１流路（31）内に凝縮器（13）の出口側の液冷媒を流すとともに上記第２流路（32）内に圧縮機（11）の吸入側のガス冷媒を流すようにしたため、上記第１流路（31）内を流れる高圧の液冷媒を上記第２流路（32）内を流れる低圧のガス冷媒によって過冷却することができ、上記蒸発器（12）の出入口のエンタルピ差を拡大することができる。これにより、冷媒回路（10）内の冷媒循環量を低減することができるため、装置全体の運転効率の向上を図ることができる。 According to the third invention, the heat exchanger (30) configured as described above is provided in the refrigerant circuit (10), and the outlet side of the condenser (13) is provided in the first flow path (31). Since the liquid refrigerant is allowed to flow and the gas refrigerant on the suction side of the compressor (11) is caused to flow in the second flow path (32), the high-pressure liquid refrigerant flowing in the first flow path (31) is allowed to flow. Supercooling can be performed by the low-pressure gas refrigerant flowing in the two flow paths (32), and the enthalpy difference at the inlet / outlet of the evaporator (12) can be increased. Thereby, since the refrigerant | coolant circulation amount in a refrigerant circuit (10) can be reduced, the improvement of the operation efficiency of the whole apparatus can be aimed at.

さらに、第４の発明によれば、低圧のガス冷媒が流れる上記第１流路（31）は、高圧の液冷媒が流れる上記第２流路（32）よりも流路断面積が大きいため、該第２流路（32）内を流れる液冷媒をより確実に冷却することができ、冷媒回路（10）内の冷媒循環量をより確実に低減することができる。また、上記第１流路（31）内を流れるガス冷媒の抵抗も低減することができる。したがって、装置全体の運転効率をより確実に向上することができる。 Furthermore, according to the fourth invention, the first flow path (31) through which the low-pressure gas refrigerant flows has a larger cross-sectional area than the second flow path (32) through which the high-pressure liquid refrigerant flows. The liquid refrigerant flowing in the second flow path (32) can be cooled more reliably, and the refrigerant circulation amount in the refrigerant circuit (10) can be reduced more reliably. Moreover, the resistance of the gas refrigerant flowing through the first flow path (31) can also be reduced. Therefore, the operation efficiency of the entire apparatus can be improved more reliably.

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。なお、以下の好ましい実施形態の説明は、本質的に例示に過ぎず、本発明、その適用物或いはその用途を制限することを意図するものではない。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. It should be noted that the following description of the preferred embodiment is merely illustrative in nature and is not intended to limit the present invention, its application, or its use.

図１に示すように、以下の説明では、単段圧縮単段膨張冷凍サイクルを行う冷媒回路（10）を備えた冷凍装置としての空気調和機（1）について説明する。 As shown in FIG. 1, in the following description, an air conditioner (1) as a refrigeration apparatus including a refrigerant circuit (10) that performs a single-stage compression single-stage expansion refrigeration cycle will be described.

〈冷媒回路の構成〉
上記冷媒回路（10）は、図１に示すように、圧縮機構としての圧縮機（11）と室内熱交換器（12）と室外熱交換器（13）と膨脹機構としての膨張弁（14）と四路切換弁（15）とを備えている。 <Configuration of refrigerant circuit>
As shown in FIG. 1, the refrigerant circuit (10) includes a compressor (11) as a compression mechanism, an indoor heat exchanger (12), an outdoor heat exchanger (13), and an expansion valve (14) as an expansion mechanism. And a four-way selector valve (15).

上記圧縮機（11）は、冷媒を圧縮するための流体機械であり、例えば高圧ドーム型のスクロール式圧縮機により構成されている。この圧縮機（11）には、吐出管（11a）と吸入管（11b）とが接続されている。これらの吐出管（11a）及び吸入管（11b）は、後述するように、上記四路切換弁（15）に接続されている。なお、上記吸入管（11b）には、アキュームレータ（16）や後述する液ガス熱交換器（30）が接続されている。 The compressor (11) is a fluid machine for compressing a refrigerant, and is constituted by, for example, a high-pressure dome type scroll compressor. A discharge pipe (11a) and a suction pipe (11b) are connected to the compressor (11). The discharge pipe (11a) and the suction pipe (11b) are connected to the four-way switching valve (15) as described later. The suction pipe (11b) is connected to an accumulator (16) and a liquid gas heat exchanger (30) described later.

上記室内熱交換器（12）は、例えば、フィン・アンド・チューブ型の熱交換器であり、室内に設置され、その内部を流れる冷媒と室内空気とが熱交換を行うように構成されている。上記室外熱交換器（13）は、上記室内熱交換器（12）と同様、例えば、フィン・アンド・チューブ型の熱交換器であり、室外に設置され、その内部を流れる冷媒と室外空気とが熱交換を行うように構成されている。なお、この実施形態では、上記室外熱交換器（13）の一側には、過冷却熱交換器（17）が設けられている。 The indoor heat exchanger (12) is, for example, a fin-and-tube heat exchanger, and is installed indoors and configured to exchange heat between the refrigerant flowing in the interior and the indoor air. . The outdoor heat exchanger (13) is, for example, a fin-and-tube heat exchanger, similar to the indoor heat exchanger (12), and is installed outdoors, and flows through the refrigerant and outdoor air. Is configured to perform heat exchange. In this embodiment, a supercooling heat exchanger (17) is provided on one side of the outdoor heat exchanger (13).

上記膨張弁（14）は、例えば開度調整可能な電動弁であり、該膨張弁（14）は、上記室内熱交換器（12）と上記室外熱交換器（13）との間に設けられている。上記膨張弁（14）は、上記室外熱交換器（13）で凝縮された液冷媒を減圧するためのものである。 The expansion valve (14) is, for example, an electric valve whose opening degree can be adjusted, and the expansion valve (14) is provided between the indoor heat exchanger (12) and the outdoor heat exchanger (13). ing. The expansion valve (14) is for depressurizing the liquid refrigerant condensed in the outdoor heat exchanger (13).

上記四路切換弁（15）は、第１から第４までの４つのポートを有している。この四路切換弁（15）は、第１ポートが室外熱交換器（13）と繋がり、第２ポートが圧縮機（11）の吸入側に繋がり、第３ポートが圧縮機（11）の吐出管（11a）に繋がり、第４ポートが室内熱交換器（12）と繋がっている。上記四路切換弁(15）は、第１ポートと第３ポートとを連通させると同時に第２ポートと第４ポートとを連通させる第１状態（図１の実線状態）と、第１ポートと第２ポートとを連通させると同時に第３ポートと第４ポートとを連通させる第２状態（図１の破線状態）とに切り換え可能に構成されている。 The four-way selector valve (15) has four ports from first to fourth. The four-way switching valve (15) has a first port connected to the outdoor heat exchanger (13), a second port connected to the suction side of the compressor (11), and a third port discharged from the compressor (11). It is connected to the pipe (11a), and the fourth port is connected to the indoor heat exchanger (12). The four-way switching valve (15) has a first state (solid line state in FIG. 1) in which the first port and the third port are in communication with each other and the second port and the fourth port are in communication with each other; The second port can be switched to the second state (broken line in FIG. 1) in which the third port and the fourth port are simultaneously communicated with each other.

さらに、上記冷媒回路（10）は、ブリッジ回路（18）とレシーバ（19）と液ガス熱交換器(30）とを備えている。 Furthermore, the refrigerant circuit (10) includes a bridge circuit (18), a receiver (19), and a liquid gas heat exchanger (30).

上記ブリッジ回路（18）は、上記室内熱交換器（12）と上記室外熱交換器（13）との間に設けられている。このブリッジ回路（18）は、第１から第４までの分岐管（18a,18b,18c,18d）がブリッジ状に接続されてなる。これらの分岐管（18a,18b,18c,18d）には、それぞれ、第１から第４までの逆止弁（CV-1,CV-2,CV-3,CV-4）が設けられている。 The bridge circuit (18) is provided between the indoor heat exchanger (12) and the outdoor heat exchanger (13). The bridge circuit (18) includes first to fourth branch pipes (18a, 18b, 18c, 18d) connected in a bridge shape. These branch pipes (18a, 18b, 18c, 18d) are provided with first to fourth check valves (CV-1, CV-2, CV-3, CV-4), respectively. .

具体的には、上記第１分岐管（18a）の流出端及び第２分岐管（18b）の流入端は、上記過冷却熱交換器（17）を介して室外熱交換器（13）に繋がっている。第２分岐管（18b）の流出端及び第３分岐管（18c）の流出端は、高圧冷媒配管（20）に繋がっている。第３分岐管（18c）の流入端及び第４分岐管（18d）の流出端は、上記室内熱交換器（12）に繋がっている。第１分岐管（18a）の流入端及び第４分岐管（18d）の流入端は、上記膨張弁（14）に繋がっている。 Specifically, the outflow end of the first branch pipe (18a) and the inflow end of the second branch pipe (18b) are connected to the outdoor heat exchanger (13) via the supercooling heat exchanger (17). ing. The outflow end of the second branch pipe (18b) and the outflow end of the third branch pipe (18c) are connected to the high-pressure refrigerant pipe (20). The inflow end of the third branch pipe (18c) and the outflow end of the fourth branch pipe (18d) are connected to the indoor heat exchanger (12). The inflow end of the first branch pipe (18a) and the inflow end of the fourth branch pipe (18d) are connected to the expansion valve (14).

上記レシーバ（19）は、上記ブリッジ回路（18）と室内熱交換器（12）との間に設けられていて、冷媒回路（10）内を循環している冷媒の一部を一時的に貯留できるように構成されている。 The receiver (19) is provided between the bridge circuit (18) and the indoor heat exchanger (12), and temporarily stores a part of the refrigerant circulating in the refrigerant circuit (10). It is configured to be able to.

上記液ガス熱交換器（30）は、図２に示すように筒状に形成された部材からなり、その内部に、軸方向に延びる第１流路（31）と該第１流路（31）を囲むように螺旋状に延びる第２流路（32）とが形成されている。 The liquid gas heat exchanger (30) is formed of a cylindrical member as shown in FIG. 2, and includes therein a first channel (31) extending in the axial direction and the first channel (31). ) And a second flow path (32) extending in a spiral shape.

ここで、上記図１に示すように、上記液ガス熱交換器（30）は、上記第１流路（31）の流入端が上記四路切換弁（15）の第２ポートに繋がる一方、該第１流路（31）の流出端が上記圧縮機（11）の吸入側に位置するアキュームレータ（16）に繋がっている。また、上記第２流路（32）の流入端が、上記ブリッジ回路（18）の第２分岐管（18b）及び第３分岐管（18c）に接続された高圧冷媒配管（20）に繋がっている一方、上記第２流路（32）の流出端が、上記膨張弁（14）に繋がっている。 Here, as shown in FIG. 1, the liquid gas heat exchanger (30) has an inflow end of the first flow path (31) connected to a second port of the four-way switching valve (15), The outflow end of the first flow path (31) is connected to an accumulator (16) located on the suction side of the compressor (11). The inflow end of the second flow path (32) is connected to the high-pressure refrigerant pipe (20) connected to the second branch pipe (18b) and the third branch pipe (18c) of the bridge circuit (18). On the other hand, the outflow end of the second flow path (32) is connected to the expansion valve (14).

本発明の特徴部分である上記液ガス熱交換器（30）の構成について上記図２を用いて以下で詳細に説明する。 The configuration of the liquid gas heat exchanger (30), which is a characteristic part of the present invention, will be described in detail below with reference to FIG.

上記液ガス熱交換器（30）は、円筒状の内管（34）及び外管（35）に上記第１及び第２流路（31,32）が形成された本体部（33）と、該本体部（33）の軸方向両端部に接続されて、上記第２流路（32）に連通する流入管（36）及び流出管（37）と、を有している。 The liquid gas heat exchanger (30) includes a main body (33) in which the first and second flow paths (31, 32) are formed in a cylindrical inner pipe (34) and an outer pipe (35), An inflow pipe (36) and an outflow pipe (37) connected to both axial ends of the main body (33) and communicating with the second flow path (32) are provided.

上記内管（34）は、円筒状の部材からなり、その内側に形成された貫通孔（34a）が上記第１流路（31）を構成している。また、上記内管（34）の外周面には、軸線方向に螺旋状に延びる突条部（34b）が設けられていて、これにより、該突条部（34b）同士の間に螺旋状の溝部（34c）が形成されている。なお、上記内管（34）の両端部（34d,34d）は、外周面に上記突条部（34b）が形成されておらず、該突条部（34b）の設けられている部分よりも小径に形成されている。 The inner pipe (34) is formed of a cylindrical member, and a through hole (34a) formed inside thereof constitutes the first flow path (31). In addition, the outer peripheral surface of the inner pipe (34) is provided with a ridge (34b) extending spirally in the axial direction, whereby a spiral ridge is formed between the ridges (34b). A groove (34c) is formed. In addition, the both ends (34d, 34d) of the inner pipe (34) are not formed with the protrusion (34b) on the outer peripheral surface, and are more than the portion where the protrusion (34b) is provided. It has a small diameter.

上記外管（35）は、上記内管（34）よりも薄肉に形成された円筒状の部材であり、上記内管（34）を内部に収納した状態で、該内管（34）に密着するように絞り変形される。具体的には、上記外管（35）の両端部を径方向内方に折り曲げて該内管（34）の両端部（34d,34d）に密着させるとともに、上記外管（35）全体を径方向内方に絞って上記内管（34）の突条部（34b）にも密着させる。これにより、上記内管（34）と外管（35）との間に螺旋状の上記第２流路（32）が構成される。 The outer pipe (35) is a cylindrical member formed thinner than the inner pipe (34), and is in close contact with the inner pipe (34) with the inner pipe (34) housed therein. The diaphragm is deformed so as to. Specifically, both ends of the outer tube (35) are bent radially inward to be in close contact with both ends (34d, 34d) of the inner tube (34), and the entire outer tube (35) is diametrically The inner pipe (34) is squeezed inward to make contact with the ridge (34b). Thus, the spiral second flow path (32) is formed between the inner pipe (34) and the outer pipe (35).

また、上記外管（35）の軸線方向両端部には、上記流入管（36）及び流出管（37）が接続されている。これらの流入管（36）及び流出管（37）は、それぞれ、上記外管（35）の内方に開口し且つ上記溝部（34c）内の空間と連通するように、上記外管（35）に設けられている。 The inflow pipe (36) and the outflow pipe (37) are connected to both ends in the axial direction of the outer pipe (35). The inflow pipe (36) and the outflow pipe (37) are respectively open to the inside of the outer pipe (35) and communicate with the space in the groove (34c). Is provided.

なお、上記内管（34）の貫通孔（34a）によって構成される第１流路（31）は、該内管（34）と外管（35）との間に形成される第２流路（32）よりも流路断面積が大きくなるように形成されている。これにより、上記第２流路（32）内を流れる液冷媒を上記第１流路（31）内を流れるガス冷媒によって効率良く冷却することができるとともに、該第１流路（31）内のガス冷媒の流れの抵抗を低減することができる。 The first flow path (31) constituted by the through hole (34a) of the inner pipe (34) is a second flow path formed between the inner pipe (34) and the outer pipe (35). The channel cross-sectional area is larger than (32). Thus, the liquid refrigerant flowing in the second flow path (32) can be efficiently cooled by the gas refrigerant flowing in the first flow path (31), and the liquid refrigerant in the first flow path (31) The resistance of the gas refrigerant flow can be reduced.

上述のように、本体部（33）内に、軸方向に延びる第１流路（31）と、該第１流路（31）を囲むように螺旋状の第２流路（32）とを形成することにより、一方の配管に他方の配管を巻き付ける従来構成の場合のように接触熱抵抗が発生せず、その分、熱抵抗を低減できるため、流路（31,32）間での伝熱性能を向上することができる。 As described above, the first flow path (31) extending in the axial direction and the spiral second flow path (32) so as to surround the first flow path (31) are provided in the main body (33). As a result, the contact thermal resistance does not occur as in the case of the conventional configuration in which the other pipe is wound around one pipe, and the thermal resistance can be reduced correspondingly, so that the heat transfer between the flow paths (31, 32) can be reduced. Thermal performance can be improved.

しかも、上述のような構成にすることで、従来構成のように配管同士をロウ付けする必要がなくなり、その分、空気調和機（1）の製造コストを低減することができる。 Moreover, with the above-described configuration, it is not necessary to braze the pipes as in the conventional configuration, and the manufacturing cost of the air conditioner (1) can be reduced accordingly.

また、上述のように、内管（34）と外管（35）とを組み合わせて本体部（33）を構成し、両者間に第２流路（32）を形成することで、簡単な構成により上述のような作用効果の得られる液ガス熱交換器（30）を構成することができる。 In addition, as described above, the inner pipe (34) and the outer pipe (35) are combined to form the main body (33), and the second flow path (32) is formed between the two, thereby simplifying the configuration. Thus, the liquid gas heat exchanger (30) capable of obtaining the above-described effects can be configured.

−熱交換器の設計方法−
次に、上述のような液ガス熱交換器（30）の設計方法について説明する。なお、ここでは、上記液ガス熱交換器（30）の必要有効長及び外管（35）の内径の算出方法について説明する。 -Heat exchanger design method-
Next, a method for designing the liquid gas heat exchanger (30) as described above will be described. Here, a method for calculating the necessary effective length of the liquid gas heat exchanger (30) and the inner diameter of the outer tube (35) will be described.

まず、上記液ガス熱交換器（30）の必要有効長を求める場合には、該液ガス熱交換器（30）の処理能力Ｑとの関係から有効長Ｌを算出する。そのために、上記液ガス熱交換器（30）を、図３及び図４に示すようにモデル化する。すなわち、内管の内周面及び外周面の伝熱面積を考慮して処理能力Ｑを算出する。この場合、熱交換器の処理能力Ｑは下式によって定義される。なお、下式において、Ｄ_Ｇｉ、Ｄ_Ｇｏは内管（34）の内外径、Ｄ_Ｌｉは外管（35）の内径をそれぞれ意味する。 First, when obtaining the required effective length of the liquid gas heat exchanger (30), the effective length L is calculated from the relationship with the processing capacity Q of the liquid gas heat exchanger (30). For this purpose, the liquid gas heat exchanger (30) is modeled as shown in FIGS. That is, the processing capacity Q is calculated in consideration of the heat transfer area of the inner peripheral surface and the outer peripheral surface of the inner pipe. In this case, the processing capacity Q of the heat exchanger is defined by the following equation. In the following formula, D _Gi and D _Go mean the inner and outer diameters of the inner pipe (34), and D _Li means the inner diameter of the outer pipe (35).

ここで、Δｔ_１及びΔｔ_２は、上記図３に示すように、液ガス熱交換器（30）の両端部での液冷媒とガス冷媒との温度差であり、Ａ_１は伝熱面積、Ｋは熱通過率である。これらのＡ_１，Ｋは下式によって求められる。 Here, Δt ₁ and Δt ₂ are the temperature difference between the liquid refrigerant and the gas refrigerant at both ends of the liquid gas heat exchanger (30), as shown in FIG. 3, and A ₁ is the heat transfer area, K is a heat passage rate. These A ₁ and K are obtained by the following equations.

上記（３）式において、ｈ_Ｇ＝Ｎｕ・λ／Ｌであり、ヌッセルト数Ｎｕは単相乱流域において、例えばＮｕ＝０．０２３・Ｒｅ^0.8・Ｐｒ^0.4で表される。また、上記（３）式において、ｔｐは内管（34）の厚さを、ｈ_Ｌは液側熱伝達率を、λは内管熱伝導率をそれぞれ意味する。 In the above equation (3), h _G = Nu · λ / L, and the Nusselt number Nu is expressed by, for example, Nu = 0.024 · Re ^0.8 · Pr ^0.4 in the single-phase turbulent flow region. In the above formula (3), tp means the thickness of the inner pipe (34), h _L means the liquid side heat transfer coefficient, and λ means the inner pipe heat conductivity.

また、上記（３）式において、Ｎは、内管（34）の内伝熱面積Ａｉと外伝熱面積Ａｏとの比（内外比＝Ａｏ／Ａｉ）であり、Ａｉ、Ａｏは下式によって表される。 In the above equation (3), N is the ratio of the internal heat transfer area Ai and the external heat transfer area Ao of the inner pipe (34) (internal / external ratio = Ao / Ai), and Ai and Ao are expressed by the following equations. Is done.

ここで、上記（４）、（５）式において、Ｔ、Ｐ_１は、それぞれ図４に示す寸法であり、α＝tan^-1（Ｐ／Ｄ_Ｌｉ）である。 Here, in the above formulas (4) and (5), T and P ₁ are the dimensions shown in FIG. 4, respectively, and α = tan ⁻¹ (P / D _Li ).

以上の（１）から（５）式によって、処理能力Ｑと有効長Ｌとの関係を求めることができ、図６（ｂ）に示すようなグラフを得ることができる。 With the above equations (1) to (5), the relationship between the processing capability Q and the effective length L can be obtained, and a graph as shown in FIG. 6B can be obtained.

一方、外管（35）の内径は、液側の圧損が適正な値になるように設定する必要があるため、液側の圧損を以下のように求める。すなわち、この実施形態では、液側の第２流路（32）の圧損ΔＰを摩擦損失による圧損と考えて、下式によって求める。 On the other hand, since it is necessary to set the inner diameter of the outer pipe (35) so that the pressure loss on the liquid side becomes an appropriate value, the pressure loss on the liquid side is obtained as follows. In other words, in this embodiment, the pressure loss ΔP of the second flow path (32) on the liquid side is considered as the pressure loss due to friction loss, and is obtained by the following equation.

ここで、上記（６）式において、Ｌ_Ｓは螺旋状の突条部（34b）の長さ、ρは密度、ｖは冷媒の流速、ｄは第２流路（32）の相当直径、Ｇｒは冷媒の循環量を、それぞれ意味する。 Here, in the above equation (6), L _S is the length of the spiral protrusion (34b), ρ is the density, v is the flow velocity of the refrigerant, d is the equivalent diameter of the second flow path (32), Gr Means the circulation amount of the refrigerant.

なお、上記相当直径ｄは、ｄ＝√（４Ａ／π）によって求められ、この式中における流路断面積Ａ_２は、Ａ_２＝（Ｐ_２−Ｔ）・ｈ＝（Ｐ_２−Ｔ）・（ｄ_Ｌｉ−ｄ_Ｇｏ）によって求められる（図４参照）。Ｐ_２、ｈはそれぞれ図４に示す寸法である。 The equivalent diameter d is obtained by d = √ (4A / π), and the channel cross-sectional area A ₂ in this equation is A ₂ = (P ₂ −T) · h = (P ₂ −T) _{-It is} calculated _| required by (dLi- _dGo ) (refer FIG. 4). P ₂ and h are the dimensions shown in FIG.

また、上記突条部（34b）の長さＬ_Ｓは、下式によって求められる。 Further, the length L _S of the ridge portion (34b) is obtained by the following equation.

ここで、上記（７）式において、Ｔは溝幅を、Ｌ_Ｇはガス管の長さを、それぞれ意味する。上記（７）式では、図５に示すように、内管（34）を１ピッチ毎に分割し、１組の突条部（34b）及び溝部（34c）の組み合わせと考えて、該突条部（34b）全体の長さＬを求めている。なお、上記図５に示すように、上記（７）式では、上記突条部（34b）は内管（34）の軸線に対して直交する方向に延びているものと近似して該突条部（34b）の長さを計算している。 Here, in the equation (7), T is the groove width, L _G is the length of the gas pipe means, respectively. In the above formula (7), as shown in FIG. 5, the inner pipe (34) is divided for each pitch and considered as a combination of one set of protrusion (34b) and groove (34c). The length L of the entire part (34b) is obtained. As shown in FIG. 5, in the above equation (7), the ridge portion (34b) approximates that the ridge portion (34b) extends in a direction perpendicular to the axis of the inner tube (34). The length of the part (34b) is calculated.

上記（６）式によって、液側の第２流路（32）の圧損と外管（35）の径との関係を求めることができ、図６（ａ）に示すようなグラフを得ることができる。 The relationship between the pressure loss of the second flow path (32) on the liquid side and the diameter of the outer pipe (35) can be obtained by the above equation (6), and a graph as shown in FIG. 6 (a) can be obtained. it can.

上述のようにして求めた図６のグラフに基づいて、上記液ガス熱交換器（30）の必要有効長及び上記外管（35）の径を決定する。具体的には、図６（ｂ）において、上記液ガス熱交換器（30）で処理したいサブクール（ＳＣ）から必要有効長を求める一方、図６（ａ）において、上記サブクール（ＳＣ）のときに、液側の圧損が適正な所定の圧損よりも小さくなるような外管（35）の内径にする。 The required effective length of the liquid gas heat exchanger (30) and the diameter of the outer pipe (35) are determined based on the graph of FIG. 6 obtained as described above. Specifically, in FIG. 6B, the required effective length is obtained from the subcool (SC) to be processed by the liquid gas heat exchanger (30), while in FIG. 6A, the subcool (SC) is obtained. Furthermore, the inner diameter of the outer tube (35) is set so that the pressure loss on the liquid side is smaller than the appropriate predetermined pressure loss.

なお、上記内管（34）の内径は、吸入圧損が従来構成の場合と同等以下になるような径に設定され、該内管の肉厚はＫＨＫ（高圧ガス保安協会）の基準を満足するように設定されるため、上記外管（35）の内径と組み合わせれば、内管（34）及び外管（35）の内外径をそれぞれ決めることができる。 The inner diameter of the inner pipe (34) is set so that the suction pressure loss is equal to or less than that of the conventional configuration, and the thickness of the inner pipe satisfies the standard of KHK (High Pressure Gas Safety Association). Therefore, when combined with the inner diameter of the outer tube (35), the inner and outer diameters of the inner tube (34) and the outer tube (35) can be respectively determined.

−運転動作−
次に、上記空気調和機（1）の運転動作について説明する。 -Driving action-
Next, the operation of the air conditioner (1) will be described.

上記空気調和機（1）の冷媒回路（10）では、上記四路切換弁（15）の設定に応じて、冷媒の循環方向が切り替わる。その結果、この空気調和機（1）では、室内熱交換器（12）が蒸発器となり、室外熱交換器（13）が凝縮器となる冷房運転と、室内熱交換器（12）が凝縮器となり、室外熱交換器（13）が蒸発器となる暖房運転とに切換可能になっている。 In the refrigerant circuit (10) of the air conditioner (1), the refrigerant circulation direction is switched according to the setting of the four-way switching valve (15). As a result, in this air conditioner (1), the indoor heat exchanger (12) serves as an evaporator, the outdoor heat exchanger (13) serves as a condenser, and the indoor heat exchanger (12) serves as a condenser. Thus, the outdoor heat exchanger (13) can be switched to a heating operation as an evaporator.

〈冷房運転〉
冷房運転では、上記四路切換弁（15）が図７に示す状態に設定され、上記膨張弁（14）の開度が適宜調節される。 <Cooling operation>
In the cooling operation, the four-way switching valve (15) is set to the state shown in FIG. 7, and the opening degree of the expansion valve (14) is appropriately adjusted.

冷房運転では、上記圧縮機（11）で圧縮された冷媒が、吐出管（11a）より吐出され、室外熱交換器（13）を流れる。この室外熱交換器（13）では、高圧のガス冷媒が室外空気へ放熱して凝縮する。上記室外熱交換器（13）で凝縮した高圧液冷媒は、過冷却熱交換器（17）及びブリッジ回路（18）を通過した後、高圧冷媒配管（20）を流れる。 In the cooling operation, the refrigerant compressed by the compressor (11) is discharged from the discharge pipe (11a) and flows through the outdoor heat exchanger (13). In the outdoor heat exchanger (13), the high-pressure gas refrigerant dissipates heat to the outdoor air and condenses. The high-pressure liquid refrigerant condensed in the outdoor heat exchanger (13) flows through the high-pressure refrigerant pipe (20) after passing through the supercooling heat exchanger (17) and the bridge circuit (18).

そして、上記高圧冷媒配管（20）を通過した高圧液冷媒は、上記液ガス熱交換器（30）内の第２流路（32）を流れ、第１流路（31）内を流れる低圧ガス冷媒との間で熱交換を行う。具体的には、高圧液冷媒の熱は、上記液ガス熱交換器（30）の内管（34）を介して、低圧ガス冷媒に伝わる。これにより、高圧液冷媒は過冷却され、その後、膨脹弁（14）を通過する際に、低圧まで減圧される。 The high-pressure liquid refrigerant that has passed through the high-pressure refrigerant pipe (20) flows through the second flow path (32) in the liquid-gas heat exchanger (30) and flows through the first flow path (31). Exchanges heat with the refrigerant. Specifically, the heat of the high-pressure liquid refrigerant is transmitted to the low-pressure gas refrigerant through the inner pipe (34) of the liquid gas heat exchanger (30). As a result, the high-pressure liquid refrigerant is supercooled and then depressurized to a low pressure when passing through the expansion valve (14).

上記減圧された冷媒は、レシーバ（19）を通った後、室内熱交換器（12）を流れる。この室内熱交換器（12）では、冷媒が室内空気から吸熱して蒸発する。その結果、室内の冷房が行われる。上記室内熱交換器（12）で蒸発した冷媒は、上記液ガス熱交換器（30）の第１流路（31）内を流れて、上述のように高圧液冷媒を過冷却した後、アキュームレータ（16）を介して吸入管（11b）から上記圧縮機（11）内に吸入される。 The decompressed refrigerant passes through the receiver (19) and then flows through the indoor heat exchanger (12). In the indoor heat exchanger (12), the refrigerant absorbs heat from the indoor air and evaporates. As a result, the room is cooled. The refrigerant evaporated in the indoor heat exchanger (12) flows in the first flow path (31) of the liquid gas heat exchanger (30), and after supercooling the high-pressure liquid refrigerant as described above, the accumulator It is sucked into the compressor (11) from the suction pipe (11b) through (16).

〈暖房運転〉
暖房運転では、四路切換弁（15）が図８に示す状態に設定され、上記膨張弁（14）の開度が適宜調節される。 <Heating operation>
In the heating operation, the four-way switching valve (15) is set to the state shown in FIG. 8, and the opening degree of the expansion valve (14) is appropriately adjusted.

暖房運転では、上記圧縮機（11）で圧縮された冷媒が、吐出管（11a）より吐出され、室内熱交換器（12）を流れる。この室内熱交換器（12）では、高圧のガス冷媒が室内空気へ放熱して凝縮する。その結果、室内の暖房が行われる。上記室内熱交換器（12）で凝縮した後の高圧液冷媒は、レシーバ（19）及びブリッジ回路（18）を通過した後、高圧冷媒配管（20）を流れる。 In the heating operation, the refrigerant compressed by the compressor (11) is discharged from the discharge pipe (11a) and flows through the indoor heat exchanger (12). In the indoor heat exchanger (12), the high-pressure gas refrigerant dissipates heat to the indoor air and condenses. As a result, the room is heated. The high-pressure liquid refrigerant after being condensed in the indoor heat exchanger (12) flows through the high-pressure refrigerant pipe (20) after passing through the receiver (19) and the bridge circuit (18).

そして、上記高圧冷媒配管（20）を通過した高圧液冷媒は、上述の冷房運転の場合と同様、上記液ガス熱交換器（30）内の第２流路（32）を流れ、第１流路（31）内を流れる低圧ガス冷媒との間で熱交換を行う。具体的には、高圧液冷媒の熱は、上記液ガス熱交換器（30）の内管（34）を介して低圧ガス冷媒に伝わる。これにより、高圧液冷媒は過冷却され、その後、膨脹弁（14）を通過する際に、低圧まで減圧される。 Then, the high-pressure liquid refrigerant that has passed through the high-pressure refrigerant pipe (20) flows through the second flow path (32) in the liquid gas heat exchanger (30) as in the case of the above-described cooling operation, and the first flow Heat exchange is performed with the low-pressure gas refrigerant flowing in the passage (31). Specifically, the heat of the high-pressure liquid refrigerant is transmitted to the low-pressure gas refrigerant through the inner pipe (34) of the liquid gas heat exchanger (30). As a result, the high-pressure liquid refrigerant is supercooled and then depressurized to a low pressure when passing through the expansion valve (14).

上記減圧された冷媒は、過冷却熱交換器（17）を通過した後、室外熱交換器（13）を流れる。この室外熱交換器（13）では、冷媒が室外空気から吸熱して蒸発する。このように室外熱交換器（13）で蒸発した冷媒は、上記液ガス熱交換器（30）の第１流路（31）内を流れて、上述のように高圧液冷媒を過冷却した後、アキュームレータ（16）を介して吸入管（11b）から上記圧縮機（11）内に吸入される。 The decompressed refrigerant passes through the supercooling heat exchanger (17) and then flows through the outdoor heat exchanger (13). In the outdoor heat exchanger (13), the refrigerant absorbs heat from the outdoor air and evaporates. The refrigerant evaporated in the outdoor heat exchanger (13) in this way flows in the first flow path (31) of the liquid gas heat exchanger (30), and supercools the high-pressure liquid refrigerant as described above. Then, it is sucked into the compressor (11) from the suction pipe (11b) through the accumulator (16).

−実施形態の効果−
以上、説明したように、この実施形態では、液ガス熱交換器（30）によって、凝縮器出口の高圧液冷媒と圧縮機（11）の吸入側の低圧ガス冷媒との間で熱交換を行い、該高圧液冷媒を過冷却するようにしたため、上記蒸発器の出入口のエンタルピ差を拡大することができる。これにより、上記蒸発器のエンタルピ差を従来と同程度にすれば、その分、冷媒回路（10）内の冷媒流量を低減することができ、空気調和装置（1）の運転効率を向上することができる。 -Effect of the embodiment-
As described above, in this embodiment, the liquid gas heat exchanger (30) performs heat exchange between the high pressure liquid refrigerant at the outlet of the condenser and the low pressure gas refrigerant on the suction side of the compressor (11). Since the high-pressure liquid refrigerant is supercooled, the enthalpy difference at the inlet / outlet of the evaporator can be increased. As a result, if the enthalpy difference of the evaporator is made the same level as before, the refrigerant flow rate in the refrigerant circuit (10) can be reduced correspondingly, and the operating efficiency of the air conditioner (1) can be improved. Can do.

そして、上記液ガス熱交換器（30）において、円柱状の本体部（33）内に、軸線方向に延びる第１流路（31）と該第１流路（31）を囲むように螺旋状に延びる第２流路（32）とを形成したため、一方の配管に他方の配管を巻き付ける従来構成の場合に生じる接触熱抵抗をなくすことができ、これにより、全体として熱抵抗を低減して、伝熱性能を向上することができる。 And in the said liquid gas heat exchanger (30), it spirals so that the 1st flow path (31) extended in an axial direction and this 1st flow path (31) may be enclosed in a cylindrical main-body part (33). Since the second flow path (32) extending to is formed, it is possible to eliminate the contact thermal resistance generated in the case of the conventional configuration in which the other pipe is wound around one pipe, thereby reducing the thermal resistance as a whole, Heat transfer performance can be improved.

具体的には、上記液ガス熱交換器(30）を、円筒状の内管（34）と外管（35）とによって構成し、該内管（34）の内側に上記第１流路（31）を、該内管（34）と外管（35）との間に上記第２流路（32）を形成したため、これらの流路(31,32）の熱交換は該内管（34）を介して行われることになり、上述のような接触熱抵抗が生じず、全体として熱抵抗を低減することができる。しかも、上述のような構成にすることで、熱抵抗の比較的小さい液ガス熱交換器（30）を簡単な構成により実現することができる。 Specifically, the liquid gas heat exchanger (30) includes a cylindrical inner pipe (34) and an outer pipe (35), and the first flow path (34) is formed inside the inner pipe (34). 31), since the second flow path (32) is formed between the inner pipe (34) and the outer pipe (35), the heat exchange of these flow paths (31, 32) is performed in the inner pipe (34). ), The contact thermal resistance as described above does not occur, and the thermal resistance can be reduced as a whole. In addition, with the configuration as described above, the liquid gas heat exchanger (30) having a relatively low thermal resistance can be realized with a simple configuration.

また、上記第１流路（31）の流路断面積を上記第２流路(32）よりも大きくすることで、該第１流路（31）内を流れるガス冷媒によって該第２流路（32）内を流れる液冷媒を効率良く冷却することができるとともに、該第１流路(31）の抵抗を低減して運転効率の向上を図ることができる。 Further, by making the flow path cross-sectional area of the first flow path (31) larger than that of the second flow path (32), the second flow path is caused by gas refrigerant flowing in the first flow path (31). (32) The liquid refrigerant flowing in the interior can be efficiently cooled, and the resistance of the first flow path (31) can be reduced to improve the operation efficiency.

〈実施形態の変形例１〉
上記実施形態では、内管（34）の外周面上に螺旋状の突条部（34b）を形成して、該内管（34）に円筒状の外管（35）を外嵌することで液ガス熱交換器（30）を構成しているが、この限りではなく、図９に示すように、外管（42）の内周面に螺旋状の突条部（42a）を設けて、該外管（42）を円筒状の内管（41）に外嵌するようにしてもよい。なお、上記実施形態と同じ部分には同じ符号を付し、異なる部分についてのみ説明する。 <Variation 1 of Embodiment>
In the above embodiment, the spiral protrusion (34b) is formed on the outer peripheral surface of the inner tube (34), and the cylindrical outer tube (35) is externally fitted to the inner tube (34). Although the liquid gas heat exchanger (30) is constituted, not limited to this, as shown in FIG. 9, a spiral protrusion (42a) is provided on the inner peripheral surface of the outer tube (42), The outer tube (42) may be externally fitted to the cylindrical inner tube (41). In addition, the same code | symbol is attached | subjected to the same part as the said embodiment, and only a different part is demonstrated.

具体的には、図９に示すように、円筒状の内管（41）に対し、内周面に螺旋状の突条部（42a）が形成された円筒状の外管（42）を外嵌することによって、上記液ガス熱交換器（30）を構成する。この外管（42）は、上記実施形態と同様、上記内管（41）よりも薄肉に形成されていて、該内管（41）に外嵌された状態で絞り加工されることにより、内周面の突条部（42a）が該内管（41）の外周面に密着するようになっている。したがって、上記突条部（42a）によって上記外管（42）の内周面上に形成される螺旋状の溝部（42b）は、上記内管（41）の外周面によって覆われ、これにより、第２流路（32）が形成される。 Specifically, as shown in FIG. 9, a cylindrical outer tube (42) having a spiral protrusion (42a) formed on the inner peripheral surface is removed from the cylindrical inner tube (41). The liquid gas heat exchanger (30) is configured by fitting. The outer pipe (42) is formed to be thinner than the inner pipe (41), as in the above embodiment, and the inner pipe (41) is drawn into the inner pipe (41) so that the inner pipe (41) is drawn. The protrusion (42a) on the peripheral surface is in close contact with the outer peripheral surface of the inner tube (41). Therefore, the spiral groove (42b) formed on the inner peripheral surface of the outer pipe (42) by the protrusion (42a) is covered by the outer peripheral surface of the inner pipe (41). A second flow path (32) is formed.

以上の構成により、上記実施形態と同様、上記内管（41）の内側には、貫通孔（41a）を利用した第１流路（31）が、該内管（41）と外管（42）との間には螺旋状の第２流路（32）が、それぞれ構成されるため、一方の配管に他方の配管を巻き付ける従来構成よりも伝熱性能の高い液ガス熱交換器（40）を簡単な構成で実現することができる。 With the above configuration, the first flow path (31) using the through hole (41a) is formed on the inner side of the inner pipe (41), as in the above embodiment, with the inner pipe (41) and the outer pipe (42). ), Each of which has a spiral second flow path (32). Therefore, a liquid gas heat exchanger (40) having higher heat transfer performance than the conventional configuration in which the other pipe is wound around one pipe. Can be realized with a simple configuration.

〈実施形態の変形例２〉
上記実施形態では、内管（34）の外周面上に螺旋状の突条部（34b）を形成して、該内管（34）に円筒状の外管（35）を外嵌することで液ガス熱交換器（30）を構成しているが、この限りではなく、図１０に示すように、内管（51）の外周面及び外管（52）の内周面にそれぞれ螺旋状の突条部（51a,52a）を設けて、該内管（51）と外管（52）とを嵌合させるようにしてもよい。なお、上記実施形態と同じ部分には同じ符号を付し、異なる部分についてのみ説明する。 <Modification 2 of Embodiment>
In the above embodiment, the spiral protrusion (34b) is formed on the outer peripheral surface of the inner tube (34), and the cylindrical outer tube (35) is externally fitted to the inner tube (34). The liquid gas heat exchanger (30) is configured, but not limited to this, as shown in FIG. 10, the outer peripheral surface of the inner tube (51) and the inner peripheral surface of the outer tube (52) are respectively spiral. A protrusion (51a, 52a) may be provided so that the inner pipe (51) and the outer pipe (52) are fitted. In addition, the same code | symbol is attached | subjected to the same part as the said embodiment, and only a different part is demonstrated.

具体的には、図１０に示すように、円筒状の内管（51）の外周面上に螺旋状の突条部（51a）を設ける一方、円筒状の外管（52）の内周面上にも螺旋状の突条部（52a）を設ける。これらの突条部（51a,52a）は、上記内管(51）と外管(52）とを組み合わせた状態で径方向に重なる位置に設けられていて、該外管（52）を内管（51）に外嵌した状態で絞り加工することにより、突条部（51a,52a）同士が密着するようになっている。したがって、上記突条部（51a,52a）によって上記内管（51）の外周面及び外管（52）の内周面に形成される螺旋状の溝部（51b,52b）は、該突条部（51a,52a）により螺旋状の第２流路（32）となる。 Specifically, as shown in FIG. 10, while providing a spiral protrusion (51a) on the outer peripheral surface of the cylindrical inner tube (51), the inner peripheral surface of the cylindrical outer tube (52). A spiral protrusion (52a) is also provided on the top. These protrusions (51a, 52a) are provided at positions that overlap in the radial direction in a state where the inner pipe (51) and the outer pipe (52) are combined, and the outer pipe (52) is connected to the inner pipe (52). The ridges (51a, 52a) are brought into close contact with each other by being drawn while being fitted on (51). Accordingly, the spiral groove portions (51b, 52b) formed on the outer peripheral surface of the inner tube (51) and the inner peripheral surface of the outer tube (52) by the protrusion portions (51a, 52a) A spiral second flow path (32) is formed by (51a, 52a).

以上の構成により、上記実施形態と同様、上記内管（51）の内側には、貫通孔（51c）を利用した第１流路（31）が、該内管（51）と外管（52）との間には螺旋状の第２流路（32）が、それぞれ構成されるため、一方の配管に他方の配管を巻き付ける従来構成よりも伝熱性能の高い液ガス熱交換器（50）を簡単な構成で実現することができる。 With the above configuration, the first flow path (31) using the through hole (51c) is formed on the inner side of the inner pipe (51) as in the above embodiment, and the inner pipe (51) and the outer pipe (52 ), Each of which has a spiral second flow path (32), so that the liquid gas heat exchanger (50) has higher heat transfer performance than the conventional configuration in which the other pipe is wound around one pipe. Can be realized with a simple configuration.

〈実施形態の変形例３〉
上記実施形態では、冷媒回路（10）において、室内熱交換器（12）と室外熱交換器（13）との間にブリッジ回路（18）を設けて、液ガス熱交換器（30）内に常に同じ方向から高圧液冷媒が流れるように構成しているが、この限りではなく、図１１に示すように、上記ブリッジ回路（18）の代わりに四路切換弁（61）を設けるようにしてもよい。なお、上記実施形態と同じ部分には同じ符号を付し、異なる部分についてのみ説明する。 <Modification 3 of embodiment>
In the above embodiment, in the refrigerant circuit (10), the bridge circuit (18) is provided between the indoor heat exchanger (12) and the outdoor heat exchanger (13), and the liquid gas heat exchanger (30) is provided. The high-pressure liquid refrigerant always flows from the same direction. However, the present invention is not limited to this, and as shown in FIG. 11, a four-way switching valve (61) is provided instead of the bridge circuit (18). Also good. In addition, the same code | symbol is attached | subjected to the same part as the said embodiment, and only a different part is demonstrated.

具体的には、図１１に示すように、上記実施形態のブリッジ回路（18）の代わりに、上記液ガス熱交換器（30）に対して常に同じ方向にガス冷媒が流れるように冷媒の流れを切り換える四路切換弁（61）を設ける。この四路切換弁（61）は、第１から第４までの４つのポートを有している。そして、上記四路切換弁（61）は、第１ポートが過冷却熱交換器（17）を介して室外熱交換器（13）と繋がり、第２ポートが膨脹弁（14）に繋がり、第３ポートが高圧冷媒配管（20）を介して液ガス熱交換器（30）に繋がり、第４ポートがレシーバ（19）を介して室内熱交換器（12）と繋がっている。上記四路切換弁(61）は、第１ポートと第３ポートとを連通させると同時に第２ポートと第４ポートとを連通させる第１状態（図１１の実線状態）と、第１ポートと第２ポートとを連通させると同時に第３ポートと第４ポートとを連通させる第２状態（図１１の破線状態）とに切り換え可能に構成されている。 Specifically, as shown in FIG. 11, instead of the bridge circuit (18) of the above embodiment, the flow of the refrigerant so that the gas refrigerant always flows in the same direction with respect to the liquid gas heat exchanger (30). A four-way selector valve (61) for switching between the two is provided. The four-way selector valve (61) has four ports from first to fourth. The four-way switching valve (61) has a first port connected to the outdoor heat exchanger (13) via the supercooling heat exchanger (17), a second port connected to the expansion valve (14), Three ports are connected to the liquid gas heat exchanger (30) via the high-pressure refrigerant pipe (20), and the fourth port is connected to the indoor heat exchanger (12) via the receiver (19). The four-way selector valve (61) includes a first state (solid line state in FIG. 11) in which the first port and the third port are in communication with each other, and a second port and a fourth port in communication with each other; The second port can be switched to a second state (broken line state in FIG. 11) in which the third port and the fourth port are simultaneously communicated with each other.

そして、上記四路切換弁（61）は、冷媒回路（60）が冷房運転を行う場合には第１状態に、暖房運転を行う場合には第２状態に設定される。これにより、上記液ガス熱交換器（30）に対して高圧液冷媒を常に同じ方向に流すことができる。 The four-way switching valve (61) is set to the first state when the refrigerant circuit (60) performs the cooling operation, and is set to the second state when the heating operation is performed. As a result, the high-pressure liquid refrigerant can always flow in the same direction with respect to the liquid gas heat exchanger (30).

〈実施形態の変形例４〉
上記実施形態では、冷媒回路（10）において、室内熱交換器（12）と室外熱交換器（13）との間にブリッジ回路（18）を設けて、液ガス熱交換器（30）内に常に同じ方向から高圧液冷媒が流れるように構成しているが、この限りではなく、図１２に示すように、上記室内熱交換器（12）と室外熱交換器（13）との間に膨脹弁を２つ設けるようにしてもよい。なお、上記実施形態と同じ部分には同じ符号を付し、異なる部分についてのみ説明する。 <Modification 4 of embodiment>
In the above embodiment, in the refrigerant circuit (10), the bridge circuit (18) is provided between the indoor heat exchanger (12) and the outdoor heat exchanger (13), and the liquid gas heat exchanger (30) is provided. The high-pressure liquid refrigerant always flows from the same direction. However, the present invention is not limited to this, and as shown in FIG. 12, the expansion is performed between the indoor heat exchanger (12) and the outdoor heat exchanger (13). Two valves may be provided. In addition, the same code | symbol is attached | subjected to the same part as the said embodiment, and only a different part is demonstrated.

具体的には、図１２に示すように、上記実施形態のブリッジ回路（18）の代わりに、膨脹弁（71）をもう一つ設ける。すなわち、上記液ガス熱交換器（30）の出入口両方に膨脹弁（14,71）を設け、冷媒回路（70）の運転状態に応じて、上記液ガス熱交換器（30）の出口側に位置する膨脹弁のみを開度調節し、入口側の膨脹弁は全開状態にする。 Specifically, as shown in FIG. 12, another expansion valve (71) is provided instead of the bridge circuit (18) of the above embodiment. That is, an expansion valve (14, 71) is provided at both the inlet and outlet of the liquid gas heat exchanger (30), and on the outlet side of the liquid gas heat exchanger (30) according to the operating state of the refrigerant circuit (70). Only the expansion valve that is positioned is adjusted to open, and the expansion valve on the inlet side is fully opened.

これにより、上記冷媒回路（70）において冷媒の流れる方向が逆になっても、該冷媒回路（70）内の膨張機構としての役割を一方の膨脹弁によって果たしつつ、上記液ガス熱交換器（30）には高圧の液冷媒を供給することができる。 As a result, even if the refrigerant flow direction is reversed in the refrigerant circuit (70), the liquid gas heat exchanger (70) plays a role as an expansion mechanism in the refrigerant circuit (70) by one expansion valve. 30) can be supplied with high-pressure liquid refrigerant.

〈実施形態の変形例５〉
上記実施形態では、冷媒回路（10）において、室内熱交換器（12）と室外熱交換器（13）との間にブリッジ回路（18）を設けて、液ガス熱交換器（30）内に常に同じ方向から高圧冷媒が流れるように構成しているが、この限りではなく、図１３に示すように、上記室内熱交換器（12）と室外熱交換器（13）との間に膨脹弁（14）若しくはキャピラリ（81）を設けるようにしてもよい。なお、上記実施形態と同じ部分には同じ符号を付し、異なる部分についてのみ説明する。 <Modification 5 of the embodiment>
In the above embodiment, in the refrigerant circuit (10), the bridge circuit (18) is provided between the indoor heat exchanger (12) and the outdoor heat exchanger (13), and the liquid gas heat exchanger (30) is provided. The high-pressure refrigerant always flows from the same direction. However, the present invention is not limited to this, and an expansion valve is provided between the indoor heat exchanger (12) and the outdoor heat exchanger (13) as shown in FIG. (14) Or a capillary (81) may be provided. In addition, the same code | symbol is attached | subjected to the same part as the said embodiment, and only different part is demonstrated.

具体的には、図１３に示すように、液ガス熱交換器（30）の出入口に膨脹弁（14）若しくはキャピラリ（81）を設ける。この変形例では、上記液ガス熱交換器（30）の室内熱交換器（12）側に膨脹弁（14）が、室外熱交換器（13）側にキャピラリ（81）が設けられている。これにより、上記図１３に示す冷媒回路（80）が暖房運転のときには、上記膨張弁（14）を全開状態にすることで、上記液ガス熱交換器（30）に高圧の液冷媒を流すことができ、該液ガス熱交換器（30）で過冷却された高圧液冷媒は、キャピラリ（81）によって減圧される。 Specifically, as shown in FIG. 13, an expansion valve (14) or a capillary (81) is provided at the inlet / outlet of the liquid gas heat exchanger (30). In this modification, an expansion valve (14) is provided on the indoor heat exchanger (12) side of the liquid gas heat exchanger (30), and a capillary (81) is provided on the outdoor heat exchanger (13) side. Accordingly, when the refrigerant circuit (80) shown in FIG. 13 is in the heating operation, the expansion valve (14) is fully opened to allow the high-pressure liquid refrigerant to flow through the liquid gas heat exchanger (30). The high-pressure liquid refrigerant supercooled by the liquid gas heat exchanger (30) is decompressed by the capillary (81).

一方、上記冷媒回路（80）が冷房運転のときには、高圧の液冷媒が上記キャピラリ（81）を通過した後、液ガス熱交換器（30）を流れるため、冷媒は該液ガス熱交換器（30）内では中間圧の状態になっている。そのため、暖房運転の場合に比べて過冷却の効果は小さくなる。 On the other hand, when the refrigerant circuit (80) is in a cooling operation, the high-pressure liquid refrigerant passes through the capillary (81) and then flows through the liquid gas heat exchanger (30). Within 30), it is in an intermediate pressure state. Therefore, the effect of supercooling is smaller than in the case of heating operation.

上述のように、キャピラリ（81）を用いることで、上記変形例４のように膨脹弁を２つ設ける構成に比べてコストの低減を図ることができる。なお、この変形例では、上記キャピラリ（81）を上記液ガス熱交換器（30）の室外熱交換器（13）側に設けているが、この限りではなく、室内熱交換器（12）側に設けるようにしてもよい。この場合、冷媒は冷房運転時には十分に過冷却されるが、暖房運転時にはあまり過冷却されない。 As described above, by using the capillary (81), the cost can be reduced as compared with the configuration in which two expansion valves are provided as in the fourth modification. In this modification, the capillary (81) is provided on the outdoor heat exchanger (13) side of the liquid gas heat exchanger (30). However, the present invention is not limited to this, and the indoor heat exchanger (12) side. You may make it provide in. In this case, the refrigerant is sufficiently subcooled during the cooling operation, but is not excessively cooled during the heating operation.

《その他の実施形態》
上記実施形態については、以下のような構成としてもよい。 << Other Embodiments >>
About the said embodiment, it is good also as the following structures.

上記実施形態では、液ガス熱交換器（30）を円筒状の内管（34）及び外管（35）によって構成し、両者間に螺旋状の第２流路(32）を形成するようにしているが、この限りではなく、例えばブロック状の本体部内に螺旋状流路を形成するなど、本体部の内部に螺旋状流路が形成されれば、どのような方法によって形成してもよい。 In the above embodiment, the liquid gas heat exchanger (30) is constituted by the cylindrical inner pipe (34) and the outer pipe (35), and the spiral second flow path (32) is formed between them. However, the present invention is not limited to this, and may be formed by any method as long as the spiral flow path is formed inside the main body, for example, a spiral flow path is formed in the block-shaped main body. .

また、上記実施形態では、液ガス熱交換器（30）において、軸方向に延びる第１流路（31）内に低圧ガス冷媒を、螺旋状の第２流路（32）内に高圧液冷媒をそれぞれ流すようにしているが、この限りではなく、低圧ガス冷媒が流れる流路の断面積が高圧液冷媒の流れる流路の断面積よりも大きければ、低圧ガス冷媒を螺旋状の流路に、高圧液冷媒を軸方向に延びる流路にそれぞれ流すようにしてもよい。 Moreover, in the said embodiment, in a liquid gas heat exchanger (30), a low pressure gas refrigerant is in the 1st flow path (31) extended in an axial direction, and a high pressure liquid refrigerant is in a spiral 2nd flow path (32). However, the present invention is not limited to this, and if the cross-sectional area of the flow path through which the low-pressure gas refrigerant flows is larger than the cross-sectional area of the flow path through which the high-pressure liquid refrigerant flows, the low-pressure gas refrigerant is turned into a spiral flow path. Alternatively, the high-pressure liquid refrigerant may be caused to flow through flow paths extending in the axial direction.

また、上記実施形態では、液ガス熱交換器（30）内に螺旋状の第２流路（32）を形成する構成として、内管（34）の外周面に螺旋状の突条部（34b）を設けるようにしているが、これに限らず、図１４に示すように、内管（91）の外表面に多数の突起（91a,91a,…）を形成し、外管（92）に内嵌させることにより、液ガス熱交換器（90）を構成するようにしてもよい。この場合には、上記実施形態の螺旋状の突条部（34b）のように確実に螺旋状の流路が形成されるわけではないが、上記突起（91a,91a,…）の形成位置によっては、冷媒をほぼ螺旋状に流すことも可能になる。 Moreover, in the said embodiment, as a structure which forms a helical 2nd flow path (32) in a liquid gas heat exchanger (30), it is a helical protrusion (34b) on the outer peripheral surface of an inner pipe (34). However, the present invention is not limited to this, and as shown in FIG. 14, a large number of protrusions (91a, 91a,...) Are formed on the outer surface of the inner tube (91), and the outer tube (92) is formed. The liquid gas heat exchanger (90) may be configured by being internally fitted. In this case, the spiral flow path is not surely formed like the spiral protrusion (34b) of the above embodiment, but depending on the formation position of the protrusion (91a, 91a,...). Makes it possible to cause the refrigerant to flow almost spirally.

また、上記実施形態では、液ガス熱交換器（30）において、内管（34）の突条部（34b）と外管（35）の内周面とを密着させているが、この限りではなく、高圧液冷媒がほぼ螺旋状に流れれば、両者間に隙間が生じていてもよい。 Further, in the above embodiment, in the liquid gas heat exchanger (30), the protrusion (34b) of the inner pipe (34) and the inner peripheral surface of the outer pipe (35) are in close contact. If the high-pressure liquid refrigerant flows in a substantially spiral shape, there may be a gap between them.

さらに、上記実施形態では、上記液ガス熱交換器（30）を冷媒回路（10）に設けるようにしているが、この限りではなく、例えば、冷媒と水との間で熱交換を行う給湯用の熱交換器などに設けるようにしてもよい。 Furthermore, in the above embodiment, the liquid gas heat exchanger (30) is provided in the refrigerant circuit (10). However, the present invention is not limited to this, for example, for hot water supply for exchanging heat between the refrigerant and water. It may be provided in a heat exchanger or the like.

以上説明したように、本発明は、例えば冷媒回路に設けられる液ガス熱交換器などのように流体間で熱交換を行うように構成された熱交換器に特に有用である。 As described above, the present invention is particularly useful for a heat exchanger configured to exchange heat between fluids such as a liquid gas heat exchanger provided in a refrigerant circuit.

本発明の実施形態に係る空気調和機の冷媒回路の概略構成を示す冷媒回路図である。It is a refrigerant circuit figure showing a schematic structure of a refrigerant circuit of an air harmony machine concerning an embodiment of the present invention. 液ガス熱交換器の外管を断面にした縦断面図である。It is the longitudinal cross-sectional view which made the outer tube | pipe of the liquid gas heat exchanger the cross section. 計算に用いた液ガス熱交換器のモデルを示す図である。It is a figure which shows the model of the liquid gas heat exchanger used for calculation. 計算に用いた液ガス熱交換器のモデルを示す図である。It is a figure which shows the model of the liquid gas heat exchanger used for calculation. 計算に用いた液ガス熱交換器のモデルを示す図である。It is a figure which shows the model of the liquid gas heat exchanger used for calculation. 計算式によって求めた（ａ）液側圧損とＳＣとの関係、（ｂ）有効長とＳＣとの関係の一例を示すグラフである。It is a graph which shows an example of the relationship between (a) liquid side pressure loss and SC calculated | required by the formula, and (b) effective length and SC. 冷房運転時の冷媒の流れを示す図１相当図である。FIG. 2 is a view corresponding to FIG. 1 and showing the flow of refrigerant during cooling operation. 暖房運転時の冷媒の流れを示す図１相当図である。FIG. 2 is a view corresponding to FIG. 1 and showing the flow of refrigerant during heating operation. 実施形態の変形例１に係る液ガス熱交換器の構成を示す図である。It is a figure which shows the structure of the liquid gas heat exchanger which concerns on the modification 1 of embodiment. 実施形態の変形例２に係る液ガス熱交換器の構成を示す図である。It is a figure which shows the structure of the liquid gas heat exchanger which concerns on the modification 2 of embodiment. 実施形態の変形例３に係る冷媒回路の概略構成を示す冷媒回路図である。It is a refrigerant circuit diagram which shows schematic structure of the refrigerant circuit which concerns on the modification 3 of embodiment. 実施形態の変形例４に係る冷媒回路の概略構成を示す冷媒回路図である。It is a refrigerant circuit figure which shows schematic structure of the refrigerant circuit which concerns on the modification 4 of embodiment. 実施形態の変形例５に係る冷媒回路の概略構成を示す冷媒回路図である。It is a refrigerant circuit diagram which shows schematic structure of the refrigerant circuit which concerns on the modification 5 of embodiment. その他の実施形態に係る液ガス熱交換器の構成を示す図である。It is a figure which shows the structure of the liquid gas heat exchanger which concerns on other embodiment.

Explanation of symbols

1 空気調和装置（冷凍装置）
10,60,70,80 冷媒回路
11 圧縮機
12 室内熱交換器（蒸発器）
13 室外熱交換器（凝縮器）
14 膨張弁（膨張機構）
30,40,50 液ガス熱交換器（熱交換器）
31 第１流路
32 第２流路
33 本体部
34,41,51 内管
34a,41a,51c 貫通孔
34b,42a,52a 突条部
34c,52b 溝部
35,42,52 外管 1 Air conditioner (refrigeration equipment)
10,60,70,80 Refrigerant circuit
11 Compressor
12 Indoor heat exchanger (evaporator)
13 Outdoor heat exchanger (condenser)
14 Expansion valve (expansion mechanism)
30,40,50 Liquid gas heat exchanger (heat exchanger)
31 First channel
32 Second channel
33 Main unit
34,41,51 Inner pipe
34a, 41a, 51c Through hole
34b, 42a, 52a Projection
34c, 52b Groove
35,42,52 outer pipe

Claims

A heat exchanger for exchanging heat between fluids,
A cylindrical main body (33) having a first flow path (31) extending in the axial direction on the inside is provided,
A second flow path (32) extending in a spiral shape so as to surround the first flow path (31) is formed inside the main body (33),
A heat exchanger configured to exchange heat between fluids flowing in the first and second flow paths (31, 32).

In claim 1,
The main body (33) includes a cylindrical inner pipe (34) in which the first flow path (31) is formed on the inner side, and a cylindrical outer pipe (35) fitted on the inner pipe (34). )
On at least one of the outer peripheral surface of the inner tube (34) and the inner peripheral surface of the outer tube (35), a groove portion (34c) extending spirally in the axial direction is formed, and the inner tube (34 ) And the inner peripheral surface of the outer pipe (35), the second flow path (32) is formed.

In claim 1 or 2,
Provided in a refrigerant circuit (10) including a compressor (11), a condenser (13), an expansion mechanism (14) and an expander (12);
The first flow path (31) is connected to the suction side of the compressor (11), and the second flow path (32) is connected to the outlet side of the condenser (13). The gas refrigerant on the suction side of the compressor (11) flows through 31), and the liquid refrigerant on the outlet side of the condenser (13) flows through the second flow path (32). Heat exchanger.

In claim 3,
The heat exchanger according to claim 1, wherein the first flow path (31) through which the gas refrigerant flows has a larger cross-sectional area than the second flow path (32) through which the liquid refrigerant flows.