JP2001133075A - 冷凍回路の熱交換器 - Google Patents
冷凍回路の熱交換器Info
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- F28D21/00—Heat-exchange apparatus not covered by any of the groups F28D1/00 - F28D20/00
- F28D2021/0019—Other heat exchangers for particular applications; Heat exchange systems not otherwise provided for
- F28D2021/0068—Other heat exchangers for particular applications; Heat exchange systems not otherwise provided for for refrigerant cycles
- F28D2021/0073—Gas coolers
Abstract
(57)【要約】
【課題】 冷凍回路の熱交換器の内面の工夫と外面の工
夫により、軽量化や小型化ができる単純で効率的な冷凍
回路の熱交換器を提供すること。 【解決手段】 ＣＯ２を冷媒として用い、圧縮機、ガス
冷却器、膨張弁、蒸発器をこの順に配管を介して接続す
ることによって構成するとともに、前記圧縮機から前記
膨張弁までを比較的圧力の高い高圧側とし、前記膨張弁
から前記圧縮機までを比較的圧力の低い低圧側とした前
記高圧側が臨界圧力で運転される冷凍回路に用いられる
冷凍回路の熱交換器において、一対のヘッダーパイプ１
と、前記一対のヘッダーパイプ１間を接続する複数の扁
平チューブ２とを備えている。
夫により、軽量化や小型化ができる単純で効率的な冷凍
回路の熱交換器を提供すること。 【解決手段】 ＣＯ２を冷媒として用い、圧縮機、ガス
冷却器、膨張弁、蒸発器をこの順に配管を介して接続す
ることによって構成するとともに、前記圧縮機から前記
膨張弁までを比較的圧力の高い高圧側とし、前記膨張弁
から前記圧縮機までを比較的圧力の低い低圧側とした前
記高圧側が臨界圧力で運転される冷凍回路に用いられる
冷凍回路の熱交換器において、一対のヘッダーパイプ１
と、前記一対のヘッダーパイプ１間を接続する複数の扁
平チューブ２とを備えている。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、閉回路において高
圧側が超臨界条件下で作動する冷媒、例えば、二酸化炭
素等を利用する冷凍機、空調ユニット、及びヒートポン
プのような蒸気圧縮サイクルの装置の冷凍回路の熱交換
器に関し、詳しくは、この装置が超臨界状態で運転され
る場合に有利で、重量やコストも考慮しつつも、伝熱性
能の向上を果たすことができる冷凍回路の熱交換器に関
するものである。
圧側が超臨界条件下で作動する冷媒、例えば、二酸化炭
素等を利用する冷凍機、空調ユニット、及びヒートポン
プのような蒸気圧縮サイクルの装置の冷凍回路の熱交換
器に関し、詳しくは、この装置が超臨界状態で運転され
る場合に有利で、重量やコストも考慮しつつも、伝熱性
能の向上を果たすことができる冷凍回路の熱交換器に関
するものである。
【０００２】
【従来の技術】従来の空気調和装置は、図１１に示すよ
うに、夫々配管５５ａ，５５ｂ，５５ｃ，５５ｄによっ
てこの順に接続された圧縮機５１、凝縮器５２、絞り手
段５３、及び蒸発器５４を備えて構成されている。それ
らの要素は、閉回路で連結され、そこに冷媒が循環され
ている。通常、これらの装置は臨界圧力未満で運転さ
れ、冷媒にはＲ−１２、Ｒ−１３４ａ、Ｒ−２２等が用
いられている。高圧側の圧力は、１０〜２０ｋｇ／ｃｍ
２（０．９８〜１９．６ＭＰａ）で運転している。
うに、夫々配管５５ａ，５５ｂ，５５ｃ，５５ｄによっ
てこの順に接続された圧縮機５１、凝縮器５２、絞り手
段５３、及び蒸発器５４を備えて構成されている。それ
らの要素は、閉回路で連結され、そこに冷媒が循環され
ている。通常、これらの装置は臨界圧力未満で運転さ
れ、冷媒にはＲ−１２、Ｒ−１３４ａ、Ｒ−２２等が用
いられている。高圧側の圧力は、１０〜２０ｋｇ／ｃｍ
２（０．９８〜１９．６ＭＰａ）で運転している。
【０００３】図１２は従来空調装置の冷凍回路の熱交換
器の例として凝縮器を示す斜視図である。図１３は図１
２の凝縮器のヘッダーパイプの一部を示す部分斜視図で
ある。図１４は、図１２の凝縮器の扁平チューブと放熱
フィンを示す部分斜視図である。図１５は、図１２の凝
縮器の扁平チューブを示す部分斜視図である。図１６
は、図１５の扁平チューブの断面図である。
器の例として凝縮器を示す斜視図である。図１３は図１
２の凝縮器のヘッダーパイプの一部を示す部分斜視図で
ある。図１４は、図１２の凝縮器の扁平チューブと放熱
フィンを示す部分斜視図である。図１５は、図１２の凝
縮器の扁平チューブを示す部分斜視図である。図１６
は、図１５の扁平チューブの断面図である。
【０００４】図１２を参照すると、凝縮器５２は、一対
の併設されたヘッダーパイプ６１，６２と、これら一対
のヘッダーパイプ６１，６２間に並んで渡された複数の
扁平チューブ６３とを備えている。
の併設されたヘッダーパイプ６１，６２と、これら一対
のヘッダーパイプ６１，６２間に並んで渡された複数の
扁平チューブ６３とを備えている。
【０００５】図１３に示すように、ヘッダーパイプ６２
は、円管状の形状を有している。
は、円管状の形状を有している。
【０００６】図１４に示すように、扁平チューブ６３の
間には、長さ方向にジグザグ（波形）の放熱フィン６４
が設けられている。
間には、長さ方向にジグザグ（波形）の放熱フィン６４
が設けられている。
【０００７】図１５及び図１６に示すように、扁平チュ
ーブ６３は、幅方向の両側が丸く、円形の冷媒流路とな
る貫通穴６３ａが複数幅方向に並んで設けられている。
ーブ６３は、幅方向の両側が丸く、円形の冷媒流路とな
る貫通穴６３ａが複数幅方向に並んで設けられている。
【０００８】ところで、ＣＯ２サイクルは、原理的に
は、フロンを用いた従来の蒸気圧縮機式冷凍サイクルの
作動と同じである。
は、フロンを用いた従来の蒸気圧縮機式冷凍サイクルの
作動と同じである。
【０００９】しかし、ＣＯ２の臨界温度は、３１℃と従
来のフロンの臨界温度（例えば、Ｒ１２では、１１２
℃）と比べて低いので、夏場等では放熱器側でのＣＯ２
温度がＣＯ２の臨界温度より高くなってしまう。つま
り、高圧側が超臨界状態で運転されることになる。超臨
界運転では、凝縮器の部分は、超臨界ガスであり、従来
のように凝縮が起こらない。その為、凝縮器は、放熱器
（ガスクーラー）と呼ばれる。臨界温度に対応する圧力
は、７５．３ｋｇ／ｃｍ２（７．３７ＭＰａ）であり、
外気の温度にもよるが通常１００ｋｇ／ｃｍ２〜１７０
ｋｇ／ｃｍ２（９．８〜１６．７ＭＰａ）と高圧で運転
される。
来のフロンの臨界温度（例えば、Ｒ１２では、１１２
℃）と比べて低いので、夏場等では放熱器側でのＣＯ２
温度がＣＯ２の臨界温度より高くなってしまう。つま
り、高圧側が超臨界状態で運転されることになる。超臨
界運転では、凝縮器の部分は、超臨界ガスであり、従来
のように凝縮が起こらない。その為、凝縮器は、放熱器
（ガスクーラー）と呼ばれる。臨界温度に対応する圧力
は、７５．３ｋｇ／ｃｍ２（７．３７ＭＰａ）であり、
外気の温度にもよるが通常１００ｋｇ／ｃｍ２〜１７０
ｋｇ／ｃｍ２（９．８〜１６．７ＭＰａ）と高圧で運転
される。
【００１０】従来使用されている冷媒との違いは、冷凍
回路の熱交換器内は超臨界ガスであること、高圧で運転
されることの２点である。
回路の熱交換器内は超臨界ガスであること、高圧で運転
されることの２点である。
【００１１】ちなみに管形状は押し出しチューブを基本
として、前述した図１５及び図１６に示すように穴がい
くつも並んでいるタイプのものがある。
として、前述した図１５及び図１６に示すように穴がい
くつも並んでいるタイプのものがある。
【００１２】
【発明が解決しようとする課題】上述の通り、冷媒にＣ
Ｏ２を用いた場合、高圧側では、殆どの条件で凝縮する
ことがない。つまり、冷却作用により凝縮した液による
放熱（伝熱）の阻害がない。このことはこれまでの冷媒
よりも有利に働くことを意味する。
Ｏ２を用いた場合、高圧側では、殆どの条件で凝縮する
ことがない。つまり、冷却作用により凝縮した液による
放熱（伝熱）の阻害がない。このことはこれまでの冷媒
よりも有利に働くことを意味する。
【００１３】ＣＯ２の比体積Ｖはフロン冷媒よりも小さ
く、同じ圧縮機を使う場合（ピストン押しのけ量ｑＶ、
体積効率ηＶが同じ）、冷媒循環量は（Ｇ＝（ｑＶ＊η
Ｖ）／Ｖより）ＣＯ２が大きくなる。（Ｒ１２の約５．
５倍、Ｒ１３４ａの約７倍）ここで、−１０℃における
各冷媒の飽和蒸気比体積は、Ｒ１２が０．０７７３１ｍ
３／ｋｇ、ＣＯ２が０．０１４０３ｍ３／ｋｇ、Ｒ１３
４ａが００９９６３ｍ３／ｋｇである。
く、同じ圧縮機を使う場合（ピストン押しのけ量ｑＶ、
体積効率ηＶが同じ）、冷媒循環量は（Ｇ＝（ｑＶ＊η
Ｖ）／Ｖより）ＣＯ２が大きくなる。（Ｒ１２の約５．
５倍、Ｒ１３４ａの約７倍）ここで、−１０℃における
各冷媒の飽和蒸気比体積は、Ｒ１２が０．０７７３１ｍ
３／ｋｇ、ＣＯ２が０．０１４０３ｍ３／ｋｇ、Ｒ１３
４ａが００９９６３ｍ３／ｋｇである。
【００１４】以上の理由から、ＣＯ２でＲ１２やＲＴ１
３４ａと同等の冷凍能力を得ようとすると、ＣＯ２の圧
縮機のピストン押しのけ量を少なくすることができる。
（シリンダー径やストローク径を小さくできる。）つま
り、循環量を減らすことができることになる。循環量が
減ると配管の圧力損失も少なくなり、配管径の断面積は
これまでフロンで用いられてきたものより小さくでき
る。理論的には、Ｒ１３４ａと同等の能力を得る場合、
配管径をフロンの１／４に細くすることが可能である。
また、凝縮しないことも配管圧力損失を発生させないと
いう理由で好都合である。
３４ａと同等の冷凍能力を得ようとすると、ＣＯ２の圧
縮機のピストン押しのけ量を少なくすることができる。
（シリンダー径やストローク径を小さくできる。）つま
り、循環量を減らすことができることになる。循環量が
減ると配管の圧力損失も少なくなり、配管径の断面積は
これまでフロンで用いられてきたものより小さくでき
る。理論的には、Ｒ１３４ａと同等の能力を得る場合、
配管径をフロンの１／４に細くすることが可能である。
また、凝縮しないことも配管圧力損失を発生させないと
いう理由で好都合である。
【００１５】しかし、一方で従来の方法と同様に、回路
内へ冷媒と共に潤滑油を循環させて、再び圧縮機へ戻す
方法が取られる場合もあり、このような場合は、配管圧
損が急激に上昇する（但し、装置によっては、オイル分
離器を設けて回路内へのオイルの浸入を防いでるものも
あり、このような場合は配管圧損は大きくならな
い。）。
内へ冷媒と共に潤滑油を循環させて、再び圧縮機へ戻す
方法が取られる場合もあり、このような場合は、配管圧
損が急激に上昇する（但し、装置によっては、オイル分
離器を設けて回路内へのオイルの浸入を防いでるものも
あり、このような場合は配管圧損は大きくならな
い。）。
【００１６】しかし、このように配管径が従来の１／４
にすることができる反面圧力が高いという不利な面もあ
る。これは、耐圧性能を確保するのに必要な管の肉厚が
多くなることである。特に、ＣＯ２では、高圧側は、１
２０ｋｇ／ｃｍ２（１１．７６Ｍｐａ）、低圧側でも３
０ｋｇ／ｃｍ２（２．９４ＭＰａ）になり、耐圧性能を
満足する管の肉厚は従来よりも多くなる。その結果、ス
ペース効率の悪化、熱伝達性能の悪化、重量増の悪化が
ひきおこされる。
にすることができる反面圧力が高いという不利な面もあ
る。これは、耐圧性能を確保するのに必要な管の肉厚が
多くなることである。特に、ＣＯ２では、高圧側は、１
２０ｋｇ／ｃｍ２（１１．７６Ｍｐａ）、低圧側でも３
０ｋｇ／ｃｍ２（２．９４ＭＰａ）になり、耐圧性能を
満足する管の肉厚は従来よりも多くなる。その結果、ス
ペース効率の悪化、熱伝達性能の悪化、重量増の悪化が
ひきおこされる。
【００１７】これまでの配管形状は、図１２乃至図１６
に示されるように、耐圧性能に有利な円形状にして、い
くつも並べたような管が作られている。この場合は、肉
厚が多くなり、実質的に耐圧性能に無関係な肉によって
重量が嵩むことになる。
に示されるように、耐圧性能に有利な円形状にして、い
くつも並べたような管が作られている。この場合は、肉
厚が多くなり、実質的に耐圧性能に無関係な肉によって
重量が嵩むことになる。
【００１８】そこで、本発明は、冷凍回路の熱交換器の
内面の工夫と外面の工夫により、前述の問題点や不利を
回避するとともに、軽量化や小型化ができる単純で効率
的な冷凍回路の熱交換器を提供することにある。
内面の工夫と外面の工夫により、前述の問題点や不利を
回避するとともに、軽量化や小型化ができる単純で効率
的な冷凍回路の熱交換器を提供することにある。
【００１９】
【課題を解決するための手段】本発明によれば、ＣＯ２
を冷媒として用い、圧縮機、ガス冷却器、膨張弁、蒸発
器をこの順に配管を介して接続することによって構成す
るとともに、前記圧縮機から前記膨張弁までを比較的圧
力の高い高圧側とし、前記膨張弁から前記圧縮機までを
比較的圧力の低い低圧側とした前記高圧側が臨界圧力で
運転される冷凍回路に用いられる冷凍回路の熱交換器に
おいて、一対のヘッダーパイプと、前記一対のヘッダー
パイプ間を接続する複数の扁平チューブとを備えている
ことを特徴とする冷凍回路の熱交換器が得られる。
を冷媒として用い、圧縮機、ガス冷却器、膨張弁、蒸発
器をこの順に配管を介して接続することによって構成す
るとともに、前記圧縮機から前記膨張弁までを比較的圧
力の高い高圧側とし、前記膨張弁から前記圧縮機までを
比較的圧力の低い低圧側とした前記高圧側が臨界圧力で
運転される冷凍回路に用いられる冷凍回路の熱交換器に
おいて、一対のヘッダーパイプと、前記一対のヘッダー
パイプ間を接続する複数の扁平チューブとを備えている
ことを特徴とする冷凍回路の熱交換器が得られる。
【００２０】また、本発明によれば、前記冷凍回路の熱
交換器において、前記ヘッダーパイプは、複数の管を接
続した形状を備えていることを特徴とする冷凍回路の熱
交換器が得られる。
交換器において、前記ヘッダーパイプは、複数の管を接
続した形状を備えていることを特徴とする冷凍回路の熱
交換器が得られる。
【００２１】また、本発明によれば、前記冷凍回路の熱
交換器において、前記ヘッダーパイプは、断面が円を含
む楕円又は四角のパイプを横に一列に並べた形状を有
し、その角部が丸く形成されていることを特徴とする冷
凍回路の熱交換器が得られる。
交換器において、前記ヘッダーパイプは、断面が円を含
む楕円又は四角のパイプを横に一列に並べた形状を有
し、その角部が丸く形成されていることを特徴とする冷
凍回路の熱交換器が得られる。
【００２２】また、本発明によれば、前記冷凍回路の熱
交換器において、前記ヘッダーパイプの流路の流体直径
は、０．０１９７インチ（０．５ｍｍ）〜０．１１９イ
ンチ（３ｍｍ）の範囲であることを特徴とする熱冷凍回
路の熱交換器が得られる。
交換器において、前記ヘッダーパイプの流路の流体直径
は、０．０１９７インチ（０．５ｍｍ）〜０．１１９イ
ンチ（３ｍｍ）の範囲であることを特徴とする熱冷凍回
路の熱交換器が得られる。
【００２３】また、本発明によれば、前記冷凍回路の熱
交換器において、前記扁平チューブは複数の管を一列に
つなぎ合わせた形状を備えていることを特徴とする冷凍
回路の熱交換器が得られる。
交換器において、前記扁平チューブは複数の管を一列に
つなぎ合わせた形状を備えていることを特徴とする冷凍
回路の熱交換器が得られる。
【００２４】また、本発明によれば、前記冷凍回路の熱
交換器において、前記扁平チューブは幅方向両端の外形
が丸く形成されるとともに、幅方向に形成された複数の
貫通穴を備え、前記貫通穴は、その断面が両端部が外形
に沿って丸く形成された略三角形状を有し、中央の貫通
穴は、その断面が略四角形状を有し、前記夫々の断面に
おける貫通穴の頂点が丸く形成されていることを特徴と
する冷凍回路の熱交換器が得られる。
交換器において、前記扁平チューブは幅方向両端の外形
が丸く形成されるとともに、幅方向に形成された複数の
貫通穴を備え、前記貫通穴は、その断面が両端部が外形
に沿って丸く形成された略三角形状を有し、中央の貫通
穴は、その断面が略四角形状を有し、前記夫々の断面に
おける貫通穴の頂点が丸く形成されていることを特徴と
する冷凍回路の熱交換器が得られる。
【００２５】また、本発明によれば、前記冷凍回路の熱
交換器において、前記扁平チューブの流路の流体直径
は、０．０１９７インチ（０．５ｍｍ）〜０．１１９イ
ンチ（３ｍｍ）の範囲であることを特徴とする冷凍回路
の熱交換器が得られる。
交換器において、前記扁平チューブの流路の流体直径
は、０．０１９７インチ（０．５ｍｍ）〜０．１１９イ
ンチ（３ｍｍ）の範囲であることを特徴とする冷凍回路
の熱交換器が得られる。
【００２６】また、本発明によれば、前記いずれかの冷
凍回路の熱交換器において、前記扁平チューブのうちの
互いに隣接するものの間に設けられた波形の放熱フィン
とを備え、前記夫々の扁平チューブの外側と前記放熱フ
ィンとの接合部は、隙間がないように形成されているこ
とを特徴とする冷凍回路の熱交換器が得られる。
凍回路の熱交換器において、前記扁平チューブのうちの
互いに隣接するものの間に設けられた波形の放熱フィン
とを備え、前記夫々の扁平チューブの外側と前記放熱フ
ィンとの接合部は、隙間がないように形成されているこ
とを特徴とする冷凍回路の熱交換器が得られる。
【００２７】また、本発明によれば、前記冷凍回路の熱
交換器において、前記扁平チューブと前記放熱フィンと
の接合部には、ろう材が充填されていることを特徴とす
る冷凍回路の熱交換器が得られる。
交換器において、前記扁平チューブと前記放熱フィンと
の接合部には、ろう材が充填されていることを特徴とす
る冷凍回路の熱交換器が得られる。
【００２８】また、本発明によれば、前記冷凍回路の熱
交換器において、前記扁平チューブと前記放熱フィンと
の接合部は、前記扁平チューブの外形に対応した形状に
前記放熱フィンが形成されていることによって、互いの
接触面積が大きくなるように、形成されていることを特
徴とする冷凍回路の熱交換器が得られる。
交換器において、前記扁平チューブと前記放熱フィンと
の接合部は、前記扁平チューブの外形に対応した形状に
前記放熱フィンが形成されていることによって、互いの
接触面積が大きくなるように、形成されていることを特
徴とする冷凍回路の熱交換器が得られる。
【００２９】ここで、本発明において、流体直径(hydra
uric diameter)とは、流路の断面積に４を乗じ対応す
る流路の濡れ周囲長さで除したもの。管が四角の場合
は、長辺をａ、短辺をｂとすると、流体直径＝４（ａ＊
ｂ）／｛２（ａ＋ｂ）｝で示される。
uric diameter)とは、流路の断面積に４を乗じ対応す
る流路の濡れ周囲長さで除したもの。管が四角の場合
は、長辺をａ、短辺をｂとすると、流体直径＝４（ａ＊
ｂ）／｛２（ａ＋ｂ）｝で示される。
【００３０】
【発明の実施の形態】以下、本発明の実施の形態につい
て図面を参照して説明する。
て図面を参照して説明する。
【００３１】図１（ａ）は本発明の第１の実施の形態に
よる冷凍回路の熱交換器のヘッダーパイプ１部分と扁平
チューブ２との接合部分を示す部分斜視図、図１（ｂ）
は図１（ａ）の接合部分の平面図である。
よる冷凍回路の熱交換器のヘッダーパイプ１部分と扁平
チューブ２との接合部分を示す部分斜視図、図１（ｂ）
は図１（ａ）の接合部分の平面図である。
【００３２】図１を参照すると、超臨界圧力で運転され
る冷凍サイクルに用いる冷凍回路の熱交換器は、一対の
ヘッダーパイプ１と、この間を連結する扁平チューブ２
とを備えている。
る冷凍サイクルに用いる冷凍回路の熱交換器は、一対の
ヘッダーパイプ１と、この間を連結する扁平チューブ２
とを備えている。
【００３３】図１に示すように、ヘッダーパイプ１は、
円筒を２つ結合した構造を備えている。また、図示しな
いが、扁平チューブ２の互いに隣接するものの間には、
ジグザグ状の板体からなる放熱フィンが設けられてい
る。
円筒を２つ結合した構造を備えている。また、図示しな
いが、扁平チューブ２の互いに隣接するものの間には、
ジグザグ状の板体からなる放熱フィンが設けられてい
る。
【００３４】ここで、従来技術において述べた図１３に
示すヘッダーパイプ６１，６２は、耐圧を３００ｋｇ／
ｃｍ２（２９．４ＭＰａ）として構成すると、内径２５
ｍｍで厚さ７．１ｍｍとなる。
示すヘッダーパイプ６１，６２は、耐圧を３００ｋｇ／
ｃｍ２（２９．４ＭＰａ）として構成すると、内径２５
ｍｍで厚さ７．１ｍｍとなる。
【００３５】しかし、図１の例による本発明の第１の実
施の形態による横２連のヘッダーパイプ１において、従
来と同じ耐圧性能を得るためには、内径１２ｍｍ、厚さ
３．４ｍｍのパイプ２つ相当で良い。尚、ヘッダーパイ
プの流路の流体直径は、０．０１９７インチ（０．５ｍ
ｍ）〜０．１１９インチ（３ｍｍ）の範囲であることが
好ましい。
施の形態による横２連のヘッダーパイプ１において、従
来と同じ耐圧性能を得るためには、内径１２ｍｍ、厚さ
３．４ｍｍのパイプ２つ相当で良い。尚、ヘッダーパイ
プの流路の流体直径は、０．０１９７インチ（０．５ｍ
ｍ）〜０．１１９インチ（３ｍｍ）の範囲であることが
好ましい。
【００３６】また、重量換算すると、従来技術において
述べた図１６によるものは、１．９２８ｋｇ／ｍとな
り、図１による本発明の第１の実施の形態によるもの
は、０．８８８ｋｇ／ｍとなり、約５４％の軽量化がな
される。
述べた図１６によるものは、１．９２８ｋｇ／ｍとな
り、図１による本発明の第１の実施の形態によるもの
は、０．８８８ｋｇ／ｍとなり、約５４％の軽量化がな
される。
【００３７】尚、上記第１の実施の形態においては、ヘ
ッダーパイプ１を横２連の円形パイプで構成したが、必
要に応じて、その個数を２本相当ではなく、３本相当以
上に調整することもできる。
ッダーパイプ１を横２連の円形パイプで構成したが、必
要に応じて、その個数を２本相当ではなく、３本相当以
上に調整することもできる。
【００３８】図２は図１の扁平チューブ２を示す断面図
である。図２に示すように、扁平チューブ２は、円筒を
５個横にならべて結合したものと同様な形状を有し、内
部には断面円形状の複数の貫通穴２ｂと、外側には、貫
通穴２ｂの断面と同心円が重なりあってできる外側の形
状の括れ部２ａを備えている。このように、扁平チュー
ブ３の余分な部分の肉抜きを行っている。尚、扁平チュ
ーブの流路の流体直径は、０．０１９７インチ（０．５
ｍｍ）〜０．１１９インチ（３ｍｍ）の範囲であること
が好ましく、また、図２では、簡略化のために、貫通穴
の数を横に一連の５個としているが、この数に限定され
るものではない。
である。図２に示すように、扁平チューブ２は、円筒を
５個横にならべて結合したものと同様な形状を有し、内
部には断面円形状の複数の貫通穴２ｂと、外側には、貫
通穴２ｂの断面と同心円が重なりあってできる外側の形
状の括れ部２ａを備えている。このように、扁平チュー
ブ３の余分な部分の肉抜きを行っている。尚、扁平チュ
ーブの流路の流体直径は、０．０１９７インチ（０．５
ｍｍ）〜０．１１９インチ（３ｍｍ）の範囲であること
が好ましく、また、図２では、簡略化のために、貫通穴
の数を横に一連の５個としているが、この数に限定され
るものではない。
【００３９】具体例として、厚さ２．５ｍｍでチューブ
幅を２５ｍｍとしてもので、冷凍回路の熱交換器全体の
重量について考察する。
幅を２５ｍｍとしてもので、冷凍回路の熱交換器全体の
重量について考察する。
【００４０】アルミ材において、温度１００℃で許容圧
力３００ｋｇ／ｃｍ２を（ＣＯ２ではこの位の性能が必
要となる）保持しようとした場合、管内部の円径は、
１．５ｍｍとなり、肉厚は０．５ｍｍ必要である。この
場合、内部の円は１２個形成することができる。
力３００ｋｇ／ｃｍ２を（ＣＯ２ではこの位の性能が必
要となる）保持しようとした場合、管内部の円径は、
１．５ｍｍとなり、肉厚は０．５ｍｍ必要である。この
場合、内部の円は１２個形成することができる。
【００４１】単位重量を計算すると、図１６に示す従来
技術による扁平チューブ６３の場合、０．１０８１６ｋ
ｇ／ｍであり、本第１の実施の形態による肉抜きをした
扁平チューブ２の場合は、０．０８８１６／ｍとなっ
た。
技術による扁平チューブ６３の場合、０．１０８１６ｋ
ｇ／ｍであり、本第１の実施の形態による肉抜きをした
扁平チューブ２の場合は、０．０８８１６／ｍとなっ
た。
【００４２】また、基本的サイズの冷凍回路の熱交換器
１台において、必要とされるチューブは、長さ６００ｍ
ｍのものが、約３０本必要である。このことから計算す
ると、冷凍回路の熱交換器１台に占めるチューブの重さ
は、図１６の従来の場合１．９５ｋｇ、本発明の第１の
実施の形態の場合、１．５８ｋｇで、約２０％軽量化さ
れてことが分かる。
１台において、必要とされるチューブは、長さ６００ｍ
ｍのものが、約３０本必要である。このことから計算す
ると、冷凍回路の熱交換器１台に占めるチューブの重さ
は、図１６の従来の場合１．９５ｋｇ、本発明の第１の
実施の形態の場合、１．５８ｋｇで、約２０％軽量化さ
れてことが分かる。
【００４３】図３は図２の扁平チューブ２と放熱フィン
３との接合部分の一例を示す断面図である。図３に示す
ように、扁平チューブ２の隣接するものの間に、この扁
平チューブ２の長さ方向にジグザグ形状を描くように、
放熱フィン３が取り付けられている。具体的には、扁平
チューブ２と放熱フィン３との接合面間にできた隙間
に、ろう材４、例えば、半田等が充填されて接合されて
いる。
３との接合部分の一例を示す断面図である。図３に示す
ように、扁平チューブ２の隣接するものの間に、この扁
平チューブ２の長さ方向にジグザグ形状を描くように、
放熱フィン３が取り付けられている。具体的には、扁平
チューブ２と放熱フィン３との接合面間にできた隙間
に、ろう材４、例えば、半田等が充填されて接合されて
いる。
【００４４】図４は図２の扁平チューブ２との放熱フィ
ン３との接合部分の他の例を示す断面図である。図５は
図４の放熱フィン３の形状を示す斜視図である。図４及
び図５を参照すると、放熱フィン３には、扁平チューブ
２の肉抜きされた括れ部分２ａに対応した突部と、扁平
チューブ２の外形に対応した形状の窪み部３ａを備えた
放熱フィン３を備えている。
ン３との接合部分の他の例を示す断面図である。図５は
図４の放熱フィン３の形状を示す斜視図である。図４及
び図５を参照すると、放熱フィン３には、扁平チューブ
２の肉抜きされた括れ部分２ａに対応した突部と、扁平
チューブ２の外形に対応した形状の窪み部３ａを備えた
放熱フィン３を備えている。
【００４５】図６は比較の為に扁平チューブ２を直接、
通常の放熱フィンを固定した場合を示す図である。
通常の放熱フィンを固定した場合を示す図である。
【００４６】図６を参照すると、放熱フィン３と、扁平
チューブ２との接合部に、山形又は谷形の隙間５が形成
されている。
チューブ２との接合部に、山形又は谷形の隙間５が形成
されている。
【００４７】図４、図５、及び図６の比較から、図４及
び図５に示された扁平チューブには、放熱フィンとの間
に隙間が生じないために、図６のものよりも明らかに、
伝熱性能の劣化を防止できることが分かる。
び図５に示された扁平チューブには、放熱フィンとの間
に隙間が生じないために、図６のものよりも明らかに、
伝熱性能の劣化を防止できることが分かる。
【００４８】図７は本発明の第２の実施の形態による冷
凍回路の熱交換器のヘッダーパイプ部分を示す図であ
る。図７を参照すると、第２の実施の形態による冷凍回
路の熱交換器のヘッダーパイプ１１は、２つの円筒形状
のパイプを接合した形状を有するところは、第１の実施
の形態による冷凍回路の熱交換器のヘッダーパイプ１と
同様である。
凍回路の熱交換器のヘッダーパイプ部分を示す図であ
る。図７を参照すると、第２の実施の形態による冷凍回
路の熱交換器のヘッダーパイプ１１は、２つの円筒形状
のパイプを接合した形状を有するところは、第１の実施
の形態による冷凍回路の熱交換器のヘッダーパイプ１と
同様である。
【００４９】しかし、第２の実施の形態によるものは、
円筒パイプの接合部分に相当する壁部が一方のパイプの
内部から他方のパイプの内部へと貫通した円周方向に長
い貫通穴（横穴）６，６が形成されている点で第１の実
施の形態によるものとは、異なっている。この第２の実
施の形態によるものは、この横穴６，６の分だけ同じ肉
厚では、若干耐圧性能が劣るので、肉厚を確保すれば、
第１の実施の形態と同様の耐圧性能を持たせることがで
きる。
円筒パイプの接合部分に相当する壁部が一方のパイプの
内部から他方のパイプの内部へと貫通した円周方向に長
い貫通穴（横穴）６，６が形成されている点で第１の実
施の形態によるものとは、異なっている。この第２の実
施の形態によるものは、この横穴６，６の分だけ同じ肉
厚では、若干耐圧性能が劣るので、肉厚を確保すれば、
第１の実施の形態と同様の耐圧性能を持たせることがで
きる。
【００５０】図８は本発明の第３の実施の形態による冷
凍回路の熱交換器のヘッダーパイプ部分を示す断面図で
ある。図８を参照すると、第３の実施の形態による冷凍
回路の熱交換器のヘッダーパイプ１２は、楕円状の断面
を有するパイプを長径方向に２つ接合した形状を有し、
断面楕円形状の連通穴１２ｂと窪み部分１２ａが設けら
れている。尚、第３の実施の形態による扁平チューブ、
放熱フィンは、図４及び図５に示したものと同様であ
る。
凍回路の熱交換器のヘッダーパイプ部分を示す断面図で
ある。図８を参照すると、第３の実施の形態による冷凍
回路の熱交換器のヘッダーパイプ１２は、楕円状の断面
を有するパイプを長径方向に２つ接合した形状を有し、
断面楕円形状の連通穴１２ｂと窪み部分１２ａが設けら
れている。尚、第３の実施の形態による扁平チューブ、
放熱フィンは、図４及び図５に示したものと同様であ
る。
【００５１】図９は本発明の第４の実施の形態による冷
凍回路の熱交換器のヘッダーパイプ部分を示す断面図で
ある。図９を参照すると、第４の実施の形態によるヘッ
ダーパイプ１３は、枠型断面の角型パイプの３つ断面の
長辺方向に連設した構成を有する。尚、第４の実施の形
態による扁平チューブ、放熱フィンは、図４及び図５に
示したものと同様である。
凍回路の熱交換器のヘッダーパイプ部分を示す断面図で
ある。図９を参照すると、第４の実施の形態によるヘッ
ダーパイプ１３は、枠型断面の角型パイプの３つ断面の
長辺方向に連設した構成を有する。尚、第４の実施の形
態による扁平チューブ、放熱フィンは、図４及び図５に
示したものと同様である。
【００５２】図１０は本発明の第５の実施の形態による
冷凍回路の熱交換器の扁平チューブを示す図である。図
１０を参照すると、扁平チューブ２０は、断面が従来と
同様の長円の形状を有しているが、外形に沿った形状の
貫通穴を有している点で、従来技術とは異なっている。
即ち、両側の貫通穴２１は、外側が外形に沿って丸い形
状を有しており、一方中央の貫通穴は、角の丸い四角の
貫通穴２２を有している点で異なっている。
冷凍回路の熱交換器の扁平チューブを示す図である。図
１０を参照すると、扁平チューブ２０は、断面が従来と
同様の長円の形状を有しているが、外形に沿った形状の
貫通穴を有している点で、従来技術とは異なっている。
即ち、両側の貫通穴２１は、外側が外形に沿って丸い形
状を有しており、一方中央の貫通穴は、角の丸い四角の
貫通穴２２を有している点で異なっている。
【００５３】具体的に第１の実施の形態と同様に、経験
式から算出した式を用いて、内部形状を出す。柱の部分
は直線にできるが、直線同士の交わる部分は曲線で結ぶ
ことにより高耐圧が保持される。
式から算出した式を用いて、内部形状を出す。柱の部分
は直線にできるが、直線同士の交わる部分は曲線で結ぶ
ことにより高耐圧が保持される。
【００５４】第１の実施の形態と同様な同様な計算を行
うと、単位重量は、図１６の場合においては、０．１１
９ｋｇ／ｍになり、肉抜きを行った第５の実施の形態に
よるものを用いると、０．１１８ｋｇ／ｍとなる。
うと、単位重量は、図１６の場合においては、０．１１
９ｋｇ／ｍになり、肉抜きを行った第５の実施の形態に
よるものを用いると、０．１１８ｋｇ／ｍとなる。
【００５５】基本的な凝縮器のサイズから計算すると、
冷凍回路の熱交換器１台に占めるチューブの重さは、夫
々３．１４２ｋｇ、２．１２４ｋｇである。これは、約
２％の軽量化となる。
冷凍回路の熱交換器１台に占めるチューブの重さは、夫
々３．１４２ｋｇ、２．１２４ｋｇである。これは、約
２％の軽量化となる。
【００５６】尚、本発明の実施の形態において冷媒とし
て用いられるＣＯ２の比重量（密度）は、液側で、Ｒ１
３４ａ、Ｒ１２等より小さい。
て用いられるＣＯ２の比重量（密度）は、液側で、Ｒ１
３４ａ、Ｒ１２等より小さい。
【００５７】各冷媒の−１０℃における飽和液密度は、
Ｒ１２が１４２７．１ｋｇ／ｍ３、ＣＯ２が９８３．
４、Ｒ１３４ａが１３２５．６である。
Ｒ１２が１４２７．１ｋｇ／ｍ３、ＣＯ２が９８３．
４、Ｒ１３４ａが１３２５．６である。
【００５８】一般に、循環する冷媒による配管内圧力損
失は、冷媒の比重量に比例することが知られている。
失は、冷媒の比重量に比例することが知られている。
【００５９】例えば、Ｒ１２より比重（密度）の小さい
Ｒ１３４ａは、Ｒ１２に比べて配管圧力損失は小さくな
る。膨張弁から蒸発器の液がある部分での圧力損失はこ
れらの理由からＣＯ２が有利である。
Ｒ１３４ａは、Ｒ１２に比べて配管圧力損失は小さくな
る。膨張弁から蒸発器の液がある部分での圧力損失はこ
れらの理由からＣＯ２が有利である。
【００６０】
【発明の効果】以上説明したように、本発明によれば、
冷凍回路の熱交換器の重量を軽減することができる冷凍
回路の熱交換器を提供することができる。
冷凍回路の熱交換器の重量を軽減することができる冷凍
回路の熱交換器を提供することができる。
【００６１】また、本発明によれば、管に余分な肉の部
分がないので、熱伝達が良い等の伝熱性能の向上した冷
凍回路の熱交換器を提供することができる。
分がないので、熱伝達が良い等の伝熱性能の向上した冷
凍回路の熱交換器を提供することができる。
【図１】（ａ）は本発明の第１の実施の形態による冷凍
回路の熱交換器のヘッダーパイプ１部分と扁平チューブ
２との接合部分を示す部分斜視図である。（ｂ）は
（ａ）の接合部分の平面図である。
回路の熱交換器のヘッダーパイプ１部分と扁平チューブ
２との接合部分を示す部分斜視図である。（ｂ）は
（ａ）の接合部分の平面図である。
【図２】図１の扁平チューブ２を示す断面図である。
【図３】図２の扁平チューブ２と放熱フィン３との接合
部分の一例を示す断面図である。
部分の一例を示す断面図である。
【図４】図２の扁平チューブ２との放熱フィン３との接
合部分の他の例を示す断面図である。
合部分の他の例を示す断面図である。
【図５】図４の放熱フィンを示す斜視図である。
【図６】比較の為に扁平チューブ２を直接、通常の放熱
フィンを固定した場合を示す図である。
フィンを固定した場合を示す図である。
【図７】本発明の第２の実施の形態による冷凍回路の熱
交換器のヘッダーパイプ部分を示す図である。
交換器のヘッダーパイプ部分を示す図である。
【図８】本発明の第３の実施の形態による冷凍回路の熱
交換器のヘッダーパイプ部分を示す断面図である。
交換器のヘッダーパイプ部分を示す断面図である。
【図９】本発明の第４の実施の形態による冷凍回路の熱
交換器のヘッダーパイプ部分を示す断面図である。
交換器のヘッダーパイプ部分を示す断面図である。
【図１０】本発明の第５の実施の形態による冷凍回路の
熱交換器の扁平チューブを示す図である。
熱交換器の扁平チューブを示す図である。
【図１１】従来技術による空気調和装置の冷凍回路の概
略を示す図である。
略を示す図である。
【図１２】従来空調装置の冷凍回路の熱交換器の例とし
て凝縮器を示す斜視図である。
て凝縮器を示す斜視図である。
【図１３】図１２の凝縮器のヘッダーパイプの一部を示
す部分斜視図である。
す部分斜視図である。
【図１４】図１２の凝縮器の扁平チューブと放熱フィン
を示す部分斜視図である。
を示す部分斜視図である。
【図１５】図１２の凝縮器の扁平チューブを示す部分斜
視図である。
視図である。
【図１６】図１５の扁平チューブの断面図である。
【符号の説明】 １ ヘッダーパイプ ２ 扁平チューブ ２ｂ 貫通穴 ２ａ 括れ部 ３ 放熱フィン ３ａ 窪み部 ４ ろう材 ５ 隙間 ６ 貫通穴 １１ ヘッダーパイプ １２ ヘッダーパイプ １２ａ 窪み部分 １２ｂ 連通穴 １３ ヘッダーパイプ ２０ 扁平チューブ ２１ 貫通穴 ５１ 圧縮機 ５２ 凝縮器 ５３ 絞り手段 ５４ 蒸発器 ５５ａ，５５ｂ，５５ｃ，５５ｄ 配管 ６１，６２ ヘッダーパイプ ６３ 扁平チューブ ６３ａ 貫通穴 ６４ 放熱フィン
Claims (10)
- 【請求項１】 ＣＯ２を冷媒として用い、圧縮機、ガス
冷却器、膨張弁、蒸発器をこの順に配管を介して接続す
ることによって構成するとともに、前記圧縮機から前記
膨張弁までを比較的圧力の高い高圧側とし、前記膨張弁
から前記圧縮機までを比較的圧力の低い低圧側とした前
記高圧側が臨界圧力で運転される冷凍回路に用いられる
冷凍回路の熱交換器において、一対のヘッダーパイプ
と、前記一対のヘッダーパイプ間を接続する複数の扁平
チューブとを備えていることを特徴とする冷凍回路の熱
交換器。 - 【請求項２】 請求項１記載の冷凍回路の熱交換器にお
いて、前記ヘッダーパイプは、複数の管を接続した形状
を備えていることを特徴とする冷凍回路の熱交換器。 - 【請求項３】 請求項２記載の冷凍回路の熱交換器にお
いて、前記ヘッダーパイプは、断面が円を含む楕円又は
四角のパイプを横に一列に並べた形状を有し、その角部
が丸く形成されていることを特徴とする冷凍回路の熱交
換器。 - 【請求項４】 請求項３記載の冷凍回路の熱交換器にお
いて、前記ヘッダーパイプの流路の流体直径は、０．０
１９７インチ（０．５ｍｍ）〜０．１１９インチ（３ｍ
ｍ）の範囲であることを特徴とする熱冷凍回路の熱交換
器。 - 【請求項５】 請求項１記載の冷凍回路の熱交換器にお
いて、前記扁平チューブは複数の管を一列につなぎ合わ
せた形状を備えていることを特徴とする冷凍回路の熱交
換器。 - 【請求項６】 請求項１記載の冷凍回路の熱交換器にお
いて、前記扁平チューブは幅方向両端の外形が丸く形成
されるとともに、幅方向に形成された複数の貫通穴を備
え、前記貫通穴は、その断面が両端部が外形に沿って丸
く形成された略三角形状を有し、中央の貫通穴は、その
断面が略四角形状を有し、前記夫々の断面における貫通
穴の頂点が丸く形成されていることを特徴とする冷凍回
路の熱交換器。 - 【請求項７】 請求項５又は６記載の冷凍回路の熱交換
器において、前記扁平チューブの流路の流体直径は、
０．０１９７インチ（０．５ｍｍ）〜０．１１９インチ
（３ｍｍ）の範囲であることを特徴とする冷凍回路の熱
交換器。 - 【請求項８】 請求項５乃至６の内のいずれかに冷凍回
路の熱交換器において、前記扁平チューブのうちの互い
に隣接するものの間に設けられた波形の放熱フィンとを
備え、前記夫々の扁平チューブの外側と前記放熱フィン
との接合部は、隙間がないように形成されていることを
特徴とする冷凍回路の熱交換器。 - 【請求項９】 請求項８記載の冷凍回路の熱交換器にお
いて、前記扁平チューブと前記放熱フィンとの接合部に
は、ろう材が充填されていることを特徴とする冷凍回路
の熱交換器。 - 【請求項１０】 請求項８記載の冷凍回路の熱交換器に
おいて、前記扁平チューブと前記放熱フィンとの接合部
は、前記扁平チューブの外形に対応した形状に前記放熱
フィンが形成されていることによって、互いの接触面積
が大きくなるように、形成されていることを特徴とする
冷凍回路の熱交換器。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP31838499A JP2001133075A (ja) | 1999-11-09 | 1999-11-09 | 冷凍回路の熱交換器 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP31838499A JP2001133075A (ja) | 1999-11-09 | 1999-11-09 | 冷凍回路の熱交換器 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2001133075A true JP2001133075A (ja) | 2001-05-18 |
Family
ID=18098561
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP31838499A Pending JP2001133075A (ja) | 1999-11-09 | 1999-11-09 | 冷凍回路の熱交換器 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2001133075A (ja) |
Cited By (12)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2002010655A1 (fr) * | 2000-08-01 | 2002-02-07 | Matsushita Electric Industrial Co., Ltd. | Dispositif a cycle frigorifique |
| WO2002052213A1 (fr) * | 2000-12-26 | 2002-07-04 | Zexel Valeo Climate Control Corporation | Echangeur de chaleur |
| WO2002095302A1 (fr) * | 2001-05-23 | 2002-11-28 | Matsushita Electric Industrial Co., Ltd. | Dispositif a cycle de refrigeration |
| KR100391539B1 (ko) * | 2000-12-04 | 2003-07-12 | 기아자동차주식회사 | 라디에이터 및 콘덴서 일체형 열교환기 |
| JP2004301419A (ja) * | 2003-03-31 | 2004-10-28 | Denso Corp | 熱交換器 |
| JP2004347267A (ja) * | 2003-05-23 | 2004-12-09 | Denso Corp | 熱交換用チューブ |
| JPWO2004053417A1 (ja) * | 2002-12-12 | 2006-04-13 | 株式会社ヴァレオサーマルシステムズ | 熱交換器用タンク |
| KR100820877B1 (ko) * | 2002-02-28 | 2008-04-10 | 위니아만도 주식회사 | 열교환기 |
| JP2008232600A (ja) * | 2007-03-23 | 2008-10-02 | Mitsubishi Electric Corp | 熱交換器及びこの熱交換器を備えた空気調和機 |
| JP2019138497A (ja) * | 2018-02-07 | 2019-08-22 | 日立ジョンソンコントロールズ空調株式会社 | 熱交換器、室外側熱交換機、冷凍サイクル装置及び熱交換器の製造方法 |
| CN110228348A (zh) * | 2019-06-11 | 2019-09-13 | 上海加冷松芝汽车空调股份有限公司 | 一种换热器及汽车空调系统 |
| JP2020073300A (ja) * | 2016-06-28 | 2020-05-14 | 日睿股▲ふん▼有限公司 | スリッタ用軽量スペーサ |
-
1999
- 1999-11-09 JP JP31838499A patent/JP2001133075A/ja active Pending
Cited By (16)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2002010655A1 (fr) * | 2000-08-01 | 2002-02-07 | Matsushita Electric Industrial Co., Ltd. | Dispositif a cycle frigorifique |
| US6962059B2 (en) | 2000-08-01 | 2005-11-08 | Matsushita Electric Industrial Co., Ltd. | Refrigerating cycle device |
| KR100391539B1 (ko) * | 2000-12-04 | 2003-07-12 | 기아자동차주식회사 | 라디에이터 및 콘덴서 일체형 열교환기 |
| WO2002052213A1 (fr) * | 2000-12-26 | 2002-07-04 | Zexel Valeo Climate Control Corporation | Echangeur de chaleur |
| WO2002095302A1 (fr) * | 2001-05-23 | 2002-11-28 | Matsushita Electric Industrial Co., Ltd. | Dispositif a cycle de refrigeration |
| KR100820877B1 (ko) * | 2002-02-28 | 2008-04-10 | 위니아만도 주식회사 | 열교환기 |
| JP4613615B2 (ja) * | 2002-12-12 | 2011-01-19 | 株式会社ヴァレオサーマルシステムズ | 熱交換器用タンクの製造方法 |
| JPWO2004053417A1 (ja) * | 2002-12-12 | 2006-04-13 | 株式会社ヴァレオサーマルシステムズ | 熱交換器用タンク |
| JP2004301419A (ja) * | 2003-03-31 | 2004-10-28 | Denso Corp | 熱交換器 |
| JP2004347267A (ja) * | 2003-05-23 | 2004-12-09 | Denso Corp | 熱交換用チューブ |
| JP2008232600A (ja) * | 2007-03-23 | 2008-10-02 | Mitsubishi Electric Corp | 熱交換器及びこの熱交換器を備えた空気調和機 |
| JP4659779B2 (ja) * | 2007-03-23 | 2011-03-30 | 三菱電機株式会社 | 熱交換器及びこの熱交換器を備えた空気調和機 |
| JP2020073300A (ja) * | 2016-06-28 | 2020-05-14 | 日睿股▲ふん▼有限公司 | スリッタ用軽量スペーサ |
| JP2019138497A (ja) * | 2018-02-07 | 2019-08-22 | 日立ジョンソンコントロールズ空調株式会社 | 熱交換器、室外側熱交換機、冷凍サイクル装置及び熱交換器の製造方法 |
| JP7093640B2 (ja) | 2018-02-07 | 2022-06-30 | 日立ジョンソンコントロールズ空調株式会社 | 熱交換器、室外側熱交換機、冷凍サイクル装置及び熱交換器の製造方法 |
| CN110228348A (zh) * | 2019-06-11 | 2019-09-13 | 上海加冷松芝汽车空调股份有限公司 | 一种换热器及汽车空调系统 |
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