JP2008232548A - 熱交換器 - Google Patents

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。

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。

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

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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）。

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。

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）。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

〈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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

−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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

−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。

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。

〈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。

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。

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。

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。

〈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。

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。

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。

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。

−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。

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。

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。

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。

〈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。

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。

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。

〈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。

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。

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。

〈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。

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。

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。

〈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。

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。

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。

〈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。

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。

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。

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。

《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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。 液ガス熱交換器の外管を断面にした縦断面図である。 計算に用いた液ガス熱交換器のモデルを示す図である。 計算に用いた液ガス熱交換器のモデルを示す図である。 計算に用いた液ガス熱交換器のモデルを示す図である。 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。 冷房運転時の冷媒の流れを示す図１相当図である。 暖房運転時の冷媒の流れを示す図１相当図である。 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。 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。 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。 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。 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。 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。

符号の説明

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

Claims (4)

1. 流体間で熱交換を行うための熱交換器であって、
   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ことを特徴とする熱交換器。
2. 請求項１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）が構成されることを特徴とする熱交換器。
3. 請求項１または２において、
   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ことを特徴とする熱交換器。
4. 請求項３において、
   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）よりも大きいことを特徴とする熱交換器。

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