JP2009052870A - 二酸化炭素冷媒用の内部熱交換器 - Google Patents

Abstract

【課題】二酸化炭素の低圧冷媒のドライアウトを抑制し、かつ伝熱性能を向上でき、コンパクト化が図れる二酸化炭素冷媒用の内部熱交換器を提供する。
【解決手段】二酸化炭素の高温高圧冷媒と低温低圧冷媒との間で熱交換を行う冷凍サイクルの二重管式の内部熱交換器２０であって、低温低圧冷媒が流れる前記二重管の内管２２の内面には、１条または多条のフィンが設けられ、前記フィンはネジレ角が４５°以上であり、かつ前記フィンの先端部には空洞部が形成されている。
【選択図】図２

Description

本発明は二酸化炭素冷媒用の内部熱交換器に関し、更に詳しくは、二酸化炭素を冷媒として用いるヒートポンプ式給湯機やヒートポンプ式空調機等（本明細書において、ヒートポンプ式給湯機やヒートポンプ式空調機等の総称として「ヒートポンプ式熱交換機器」を用いる）に好適な二酸化炭素冷媒用の内部熱交換器及びこれを用いたヒートポンプ式熱交換機器に関する。

ヒートポンプとは、熱源（通常、大気や地下水、海水など安価で豊富にある資源）からの熱を圧縮機（コンプレッサ）を利用して汲み上げ、この熱を移動させることにより加熱や冷却を行うシステムをいう。例えば、電動ヒートポンプでは、電気エネルギーを熱エネルギーに直接変換するのではなく、熱を移動させる動力源として利用することにより、消費電力（消費エネルギー）の３倍近くの熱エネルギーが利用できると言われている。これは、石油などの化石燃料を燃焼させて熱エネルギーとする従来のシステムに比しても効率がよく、環境への負荷が小さいシステムといえる。このことから、ヒートポンプ式熱交換機器が近年広く利用されている。

一方、冷凍サイクルを利用した一般的な熱交換機器（空調機、冷蔵庫、冷凍機、給湯機など）には、従来からフロン系の冷媒が使用されていた。しかし、フロン系の冷媒は地球温暖化への影響が懸念される等の理由から、環境への負荷が小さい自然冷媒、特に二酸化炭素が最近注目されている。そして、経済的・環境的理由により、例えば、自然冷媒ヒートポンプ給湯機やカーエアコン用として、上述のピートポンプと組み合わせた自然冷媒（特に二酸化炭素）ヒートポンプ式熱交換機器への期待が急速に高まっている。

冷凍空調機に適用される内部熱交換器の多くは、膨張弁等の減圧器に流入する高圧側冷媒と圧縮機等に吸引される低圧側冷媒とを熱交換することにより、減圧器に流入する冷媒の温度及びエンタルピを低下させて蒸発器での吸熱量、つまり蒸発器でのエンタルピの上昇量を増大させてヒートポンプ式熱交換機器の冷凍能力を向上させるものとして用いられている。
また、給湯機に適用される内部熱交換器は、圧縮機に吸入される冷媒温度を高めることで圧縮機の吐出温度を高め、結果として貯湯温度を高める手段として用いられている。

二酸化炭素を冷媒として用いる冷凍サイクルの内部熱交換器としては、大径管内に中径管を同心状に配設し、中径管の内部には低温低圧の冷媒を流し、大径管と中径管との間には高温高圧の冷媒を流す小径管を中径管を囲むように配置し、高温高圧の冷媒管路を内部熱交換器の外周側に配置することで、高温高圧の冷媒を外気とも熱交換させることで放熱量を増加させたものが提案されている（特許文献１参照）。

また、二酸化炭素を冷媒とする冷凍サイクル装置においては、圧縮機の潤滑油として難溶性オイルを用い、内部熱交換器への潤滑油の付着による影響を少なくして内部熱交換器の熱交換効率を高めるために、高圧冷媒が流れる第一伝熱管を低圧冷媒が流れる第二伝熱管内に配置したものが提案されている（特許文献２参照）。

さらに、二酸化炭素冷媒の蒸発熱伝達の促進方法を検討するために、水平平滑管内における二酸化炭素冷媒の蒸発熱伝達率の計測結果が報告されている（非特許文献１参照）。

特開２００１−５６１８８号公報 特開２００６−３００４８８号公報 橋本克巳ら、「水平平滑管内ＣＯ２蒸発熱伝達率の計測と予想値との比較」、第４２回日本伝熱シンポジウム講演論文集、２００５−６

ところで、内部熱交換器において、低圧ガス冷媒と高圧ガス冷媒の熱伝達率比率は、圧縮機の潤滑油が圧縮機外に流出しない理想的な状態では、約１：４であり、上記特許文献１のように低圧冷媒の性能向上の対策が採られていない場合は、所期の性能を得るのに必要な熱交換長さ（管路長）が長くなるという問題がある。
低圧冷媒が、ガス化していない気液二相流であっても、伝熱管の内面が平滑である平滑管の場合、高乾き度冷媒はドライアウトするため、蒸発による熱伝達率の向上が見込めない。

上記特許文献２では、二酸化炭素冷媒に特有の、圧縮機の潤滑油が冷凍サイクル内を循環する場合の性能低下について考慮されている。冷媒とともに冷凍サイクル内を循環する圧縮機の潤滑油の、冷媒に対する割合（以下、油濃度という）が多くなると、熱伝達率は大きく低下するという報告もあるが、特許文献２はこれを改善するものである。しかしながら、低圧冷媒が二重管の内管と外管との間の環状部を流れると、その濡れ縁長さは、伝熱面となる内管外表面と伝熱に寄与しない外管内表面を合わせたものとなるため、性能に対する圧損比は大きくなり、冷凍サイクル性能を低下させてしまうという問題がある。また、前述したように、圧縮機から流出して冷凍サイクル内を循環する潤滑油がない理想的な場合（油濃度０の場合）でも、低圧冷媒の熱伝達率は高圧冷媒に比べて小さいため、熱交換長さが長くなるという問題は解決されない。

一般的に内部熱交換器では、熱交換効率を上げるために１パスにして冷媒の流速を上げるが、非特許文献１によれば、平滑管内で二酸化炭素冷媒が蒸発する際には、従来のフロン系冷媒と比較して低乾き度でもドライアウトと呼ばれる現象が発生して、著しく性能が低下するという問題がある。
しかし、特許文献１、２に記載の熱交換器では、いずれも低圧冷媒の熱伝達率が小さく、しかもドライアウト対策がとられていないため、熱交換長さが長くなるという課題を解決することは困難である。

本発明は、上記課題を解決し、二酸化炭素の低圧冷媒のドライアウトを抑制し、かつ伝熱性能を向上でき、コンパクト化が図れる二酸化炭素冷媒用の内部熱交換器及びヒートポンプ式熱交換機器を提供することにある。

上記課題を解決するために、本発明は次のように構成されている。
本発明の第１の態様は、二酸化炭素の高温高圧冷媒と低温低圧冷媒との間で熱交換を行う冷凍サイクルの二重管式の内部熱交換器であって、前記低温低圧冷媒が流れる前記二重管の内管の内面には、１条または多条のフィンが設けられ、前記フィンはネジレ角が４５°以上であり、かつ前記フィンの先端部には空洞部が形成されている二酸化炭素冷媒用の内部熱交換器である。

本発明の第２の態様は、二酸化炭素の高温高圧冷媒と低温低圧冷媒との間で熱交換を行う冷凍サイクルの内部熱交換器であって、前記高温高圧冷媒が流れる管と前記低温低圧冷媒が流れる管とが接合され、前記低温低圧冷媒が流れる管の内面には、１条または多条のフィンが設けられ、前記フィンはネジレ角が４５°以上であり、かつ前記フィンの先端部には空洞部が形成されている二酸化炭素冷媒用の内部熱交換器である。

本発明の第３の態様は、第１又は第２の態様に記載の前記二酸化炭素冷媒用の内部熱交換器を用いたヒートポンプ式熱交換機器である。

本発明によれば、伝熱性能を向上させることができ、二酸化炭素冷媒用の熱交換器及びヒートポンプ式熱交換機器をコンパクト化できる。

以下、本発明に係る二酸化炭素冷媒用の内部熱交換器及びヒートポンプ式熱交換機器の実施形態を図面を用いて説明する。
本実施形態では、二酸化炭素を冷媒としたヒートポンプ式熱交換機器として、二酸化炭素冷媒ヒートポンプ式給湯機を例にとって説明する。

（二酸化炭素冷媒ヒートポンプ式給湯機の構成）
図１は、本発明の一実施形態における二酸化炭素冷媒ヒートポンプ式給湯機の概略構成図である。
図１に示すように、二酸化炭素冷媒ヒートポンプ式給湯機１０は、圧縮機１１と、ガスクーラ（放熱器）１２と、膨張弁・膨張機等の減圧器１３と、吸熱器（蒸発器）１４と、内部熱交換器１５とを備えており、これらを配管１６で接続することにより冷凍サイクルが構成されている。冷凍サイクル内には二酸化炭素冷媒が封入されている。圧縮機１１の潤滑油としては、例えば、ポリアルキレングリコール油（ＰＡＧ油）が用いられる。

ガスクーラ１２が水熱交換器の場合には、圧縮機１１で圧縮された二酸化炭素の高温高圧冷媒が配管１６を通じて供給されると共に、貯湯ユニット（図示せず）から配管１７を通じて水が供給され、高温高圧冷媒と水との熱交換が行われる。この熱交換により加熱された水（温水）は、ガスクーラ１２から貯湯ユニットに戻され、更に種々な場所に給湯されて利用される。
内部熱交換器１５では、ガスクーラ１２からの高温高圧冷媒と、吸熱器１４からの低温低圧冷媒との間で熱交換が行われる。吸熱器１４には、通常、大気からの吸熱量を増大させるために、吸熱器１４に送風するための送風用ファン（図示せず）が設けられる。

（二酸化炭素冷媒ヒートポンプ式給湯機の動作）
次に、二酸化炭素冷媒ヒートポンプ式給湯機１０の動作について説明する。
圧縮機１１で圧縮された二酸化炭素冷媒（本実施形態では、例えば、約１０ＭＰａ）は、臨界圧力（約７.４ＭＰａ）を超える高温高圧の状態（超臨界状態）でガスクーラ（水
熱交換器）１２へ導入され、水などと熱交換（高温高圧冷媒からの放熱）が行われる。ついで、高温高圧冷媒は、内部熱交換器１５において吸熱器１４からの低温低圧冷媒に放熱した後、減圧器１３で減圧されて（本実施の形態では、例えば、約３.５ＭＰａ）、低圧
の気液二相状態となり、吸熱器１４へ導入される。

気液二相状態となった二酸化炭素冷媒は、吸熱器１４において、空気（大気）から吸熱してガス状態（気相の単相状態）、または、乾き度の高い気液二相状態となり、更に、内部熱交換器１５にて過熱度の高いガス状態になり、再び圧縮機１１に吸入される。このようなサイクルを繰り返すことにより、ガスクーラ１２における冷媒からの放熱による加熱作用と、吸熱器１４における冷媒の吸熱による冷却作用とが行われる。

（内部熱交換器の構成）
次に、本実施形態に係る内部熱交換器１５の構成について述べる。
図２は、内部熱交換器の第一の実施形態を示す縦断面図である。
図２に示すように、第一の実施形態の内部熱交換器２０は二重管構造のものであり、直管の内管２２が、外管２１の中心部を貫通して設けられている。内管２２内には二酸化炭素の低温低圧冷媒が流され、外管２１と内管２２との間の環状部２３には二酸化炭素の高温高圧冷媒が流される。外管２１の一方の端部には、その側方に冷媒導入口を有し、環状部２３に高温高圧冷媒を導入する導入部材２４が設けられ、また外管２１の他方の端部には、その側方に冷媒導出口を有し、環状部２３を流れた高温高圧冷媒を導出する導出部材２５が設けられている。低温低圧冷媒は、内管２２の一方の開口２２ａから他方の開口２２ｂへと１パスで流れ、環状部２３を流れる高温高圧冷媒は、内管２２内の低温低圧冷媒の流れに逆向きに向流させている。

内管２２の内面には、盛上タップによって１条または多条のフィンが設けられており、内管２２は内面フィン付管（ないし内面溝付管）となっている。低温低圧冷媒が流れる伝熱管である内管２２には、具体的には、図４に示す伝熱管４０のような構造を有する管（以下、ＭＴ管ともいう）が用いられる。

図４の伝熱管４０の内面には、盛上タップによって１条のフィン４１が設けられている。フィン４１のネジレ角βは４５°以上であり、フィン４１の先端部には空洞部４２が形成されている。盛上タップによるフィン４１の形成は、下穴をあけた伝熱管４０の内周面部を、盛上タップによって塑性加工でフィン４１を盛り上げて成形するものである。盛上タップで形成されたフィン４１の特徴としては、ネジレ角βを非常に大きくできること、及びフィン４１の先端部に空洞部４２が形成されることがある。伝熱管４０の材料としては、例えば、銅及び銅合金、アルミニウム、鉄、ステンレスが挙げられる。

図９に、内面フィンの形成に用いられる盛上タップ（田野井製作所製、ＩＴタフレットIT-TF-T（商品名） M6 P7）の一例を示す。図９（ａ）に示すように、盛上タップ９１は
、柄部（シャンク部）９２とねじ部９３とを備え、ねじ部９３は、先細りのテーパ状になっている食付き部９４とこれに連続する平行ねじ部９５とを有すると共に、図示省略の油溝が周方向に配されている。食付き部９４の谷の深さは、図９（ｂ）にねじ部９３の一部断面を拡大して示すように、平行ねじ部９５の谷の深さと等しく一定に形成され、また食付き部９４の山頂は同一ピッチで傾斜させて形成されている。

なお、伝熱管内面のフィン形成は、盛上タップに限らず、他の機械的加工方法により形成してもよい。
また、盛上タップによる加工の後に、空洞部４２を所望の形状・寸法に変更・修正する加工を行ってもよい。図４の伝熱管４０において、ＯＤは外径、ＩＤは内径、ＨＦはフィン高さ、ＴＷは底肉厚を表す。

図３は、内部熱交換器の第二の実施形態を示す縦断面図である。
第二の実施形態の内部熱交換器３０は、図３に示すように、高温高圧冷媒が流れる管３１と低温低圧冷媒が流れる管３２とが、互いに平行な状態で両管の外面がろう付け等で接合されたものである。低温低圧冷媒が流れる管３２は、図４の伝熱管４０と同様な内面フィン付管構造を有し、管３２の内面には、盛上タップによって１条または多条のフィンが設けられ、フィンはネジレ角が４５°以上であり、かつフィンの先端部には空洞部が形成されている。低温低圧冷媒は、直管である管３２内をその一方の開口３２ａから他方の開口３２ｂへと１パスで流れ、高温高圧冷媒は、直管状の管３１内をその一方の開口３１ａから他方の開口３１ｂへと低温低圧冷媒の流れとは逆向きに流れる。

（内部熱交換器の伝熱作用）
低温低圧冷媒と高温高圧冷媒との熱交換は、第一の実施形態の内部熱交換器２０では、伝熱管である内管２２を介して、また第二の実施形態の内部熱交換器３０では、伝熱管で
ある管３２及び管３１を介してなされる。
低温低圧冷媒が流れる内管２２及び管３２の内面には、図４に示すような盛上タップで形成されるフィン４１が形成されており、盛上タップで形成されるフィンは、容易に４５°以上の高いネジレ角とすることができる。高ネジレ角のフィン４１は冷媒に対する攪拌効果が大きく、低温低圧冷媒が完全に気化した単相状態であっても優れた伝熱性能が得られる。
また、内管２２及び管３２内面のフィン４１は、１条または多条の連続した連続フィン（連続溝）であり、且つネジレ角が４５°以上と大きいため、気液二相状態の低温低圧冷媒はフィン４１を乗り越える流れとなる。このとき、空洞部４２内は速度境界層の中にあるため、液膜が生じやすくドライアウトを抑制でき、さらに空洞部４２はフィン４１先端部にあるため、圧縮機の潤滑油の影響を受けにくく、空洞部４２での核沸騰の発生により、二相域においても優れた伝熱性能が得られる。

なお、上記第一の実施形態の内部熱交換器２０は、低温低圧冷媒が流れる内管２２が１本の二重管構造であるが、内管２２が複数のシェルアンドチュ−ブ形の多管式構造の内部熱交換器としてもよい。また、上記第二の実施形態の内部熱交換器３０において、低温低圧冷媒が流れる管３２の外周に高温高圧冷媒が流れる管３１を複数本設けたり、螺旋状等に形成したりして接合してもよい。
なお、また上記実施形態の内部熱交換器において、端末の分岐部や集合部の構造は、上記実施形態に限定されるものではなく、適宜変更しても勿論よい。また、低温低圧冷媒と高温高圧冷媒とを同じ向きに並流させて熱交換を行うようにしてもよい。

次に、本発明の実施例を説明する。
この実施例では、図２に示す上記第一の実施形態の内部熱交換器２０と同様な二重管構造の内部熱交換器を用いて、伝熱性能を測定した。図８に伝熱性能を評価するための二重管式熱交換器の模式図を示す。図８に示すように、二酸化炭素冷媒用の伝熱管８１を内管とし、該内管の外側に冷媒から熱を除去する水を環状（ジャケット状）に流すための水管８２を有した二重管式熱交換器８０を構成した。また、本実施例では、伝熱性能を、後述の式（７）で算出される管内熱伝達率で評価した。

二重管式熱交換器８０の内管である伝熱管８１に、実施例では図４に示すような内面フィン付管（ＭＴ管）を用い、比較例では内面が平滑な平滑管を用いた。表１に、実施例及び比較例の伝熱管の仕様を示す。なお、実施例及び比較例の伝熱管の材料は、りん脱酸銅である。

図５は、低温低圧冷媒が完全に気化した状態（単相）を模擬し、伝熱管８１内に水を流して試験した結果である。盛上タップで形成されるフィンは、容易に高ネジレ化すること
ができ、フィンの攪拌効果により、実施例では、比較例の平滑管比で２.６倍以上の伝熱
性能（熱伝達率）が得られた。

図６は、油濃度０.１％、低温低圧冷媒の乾き度０.６〜０.９における比較例（平滑管
）の熱伝達率の測定結果である。一般的に内部熱交換器では、性能を上げるために１パスにして冷媒の流速を上げるが、図６に示すように流速を上げると、乾き度０.６〜０.９でもドライアウトが発生し、性能が逆に低下している。ちなみに、二酸化炭素を冷媒とした家庭用ヒートポンプ式給湯機では、定格仕様における冷媒循環量が約６０ｋｇ／ｈであるので、比較例の平滑管内の冷媒流速は５７０［ｋｇ／ｍ^２・ｓ］となり、ドライアウトによる熱伝達率の低下は避けられない。

図７は、油濃度０.１％と３％のときに、低温低圧冷媒の乾き度０.６〜０.９での、実
施例の熱伝達率の測定結果である。連続フィン（連続溝）の効果により、平滑管と異なりドライアウトを抑止できる。また、実施例のＭＴ管はネジレ角βが大きいため、冷媒はフィンを乗り越える流れとなる。このとき、空洞部内は速度境界層の中にあるため液膜が生じやすく、さらに、空洞部はフィン先端にあるため、油濃度の影響を受けにくく、いずれの油濃度においても核沸騰の発生により、平滑管比３.５倍以上と単相域以上の性能向上
効果が得られた。
以上により、内面フィン付管（ＭＴ管）を内部熱交換器の低圧冷媒用の伝熱管として用いることで、乾き度の高い二相域及び単相域での性能向上が図れることが確認された。

（管内熱伝達率の求め方）
上記管内熱伝達率（熱伝達率）は、以下のようにして求めた。
図８に示す二重管式熱交換器における冷媒温度範囲ごとの冷媒入口温度Ｔ_ｒ２［単位：Ｋ］、冷媒出口温度Ｔ_ｒ２［単位：Ｋ］、水管８２の入口温度Ｔ_Ｗ１［単位：Ｋ］、水管８２の出口温度Ｔ_Ｗ２［単位：Ｋ］、および水の質量流量Ｇ_ｗ［単位：ｋｇ／ｓ］を計測する。なお、冷媒入口温度Ｔ_ｒ２は、冷媒用伝熱管８１の冷媒入口圧力Ｐ_ｒ２から換算される飽和温度であり、冷媒出口温度Ｔ_ｒ２は、冷媒出口状態が気相である場合、冷媒温度そのものだが、二相である場合、冷媒用伝熱管８１の冷媒出口圧力Ｐ_ｒ１から換算される飽和温度である。なお、Ｇ_ｒは冷媒質量流量［単位：ｋｇ／ｓ］である。

水の入口温度Ｔ_Ｗ１、出口温度Ｔ_Ｗ２から算出される代表温度（平均温度Ｔ_Ｗ［単位：Ｋ］）より、測定区間の水の定圧比熱Ｃｐ_ｗが求まり、次式（１）、（２）の関係から熱流速ｑ［単位：ｋＷ／ｍ^２］および対数平均温度差△Ｔ_Ｌ［単位：Ｋ］が求まる。
ｑ＝Ｇ_ｗＣｐ_ｗ×(Ｔ_Ｗ２−Ｔ_Ｗ１）／Ａ …… 式（１）
ここで、Ａは熱交換面積（前記二重管式熱交換器８０において、水と接する冷媒用伝熱管８１の表面積）［単位：ｍ^２］である。
ΔＴ_Ｌ＝｜ΔＴ_１−ΔＴ_２｜／（ｌｎΔＴ_１−ｌｎΔＴ_２） …… 式（２）
ここで、
ΔＴ_１＝Ｔ_ｒ１−Ｔ_Ｗ１ …… 式（３）
ΔＴ_２＝Ｔ_ｒ２−Ｔ_Ｗ２ …… 式（４）
である。

また、熱流速ｑを対数平均温度差△Ｔ_Ｌで除すことにより、二重管式熱交換器８０の熱通過率Ｋ［単位：ｋＷ／(ｍ^２・Ｋ)］を次式（５）から算出できる。
Ｋ＝ｑ／ΔＴ_Ｌ …… 式（５）

一方、水管８２の入口温度Ｔ_Ｗ１、出口温度Ｔ_Ｗ２から算出される代表温度（平均温度Ｔ_Ｗ）から、その温度における水の各物性値（密度、比熱、粘度、熱伝導率λ_ｗ）が定まり、プラントル数Ｐrが求まる。
また、水の物性値と質量流量によりレイノルズ数Ｒeが求まり、次式（６）の関係によ
り、水の熱伝達率α_ｗ［単位：ｋＷ／(ｍ^２・Ｋ)］が算出できる。
α_ｗ＝０.０２×(λ_Ｗ／ｄ_ｅ)・(ｄ_ｉ／ＯＤ)^0.53×Ｒｅ^0.8×Ｐｒ^1/3 …式（６）
ここで、ｄ_ｅは水の環状流通部分の相当直径（流路面積の４倍を濡れ縁長さで除したもの）［単位：ｍ］、ｄ_ｉは水管８２の内径［単位：ｍ］、ＯＤは冷媒用伝熱管８１の外径［単位：ｍ］である。

管内熱伝達率α［単位：ｋＷ／（ｍ^２・Ｋ）］は、上記熱通過率Ｋと水の熱伝達率α_Ｗ、及び冷媒用伝熱管８１の外径ＯＤ、内径ＩＤ［単位：ｍ］を用いて、次式（７）のように算出できる。
１／α＝(ＩＤ／ＯＤ)×｛(１／Ｋ)−(１／α_Ｗ)｝ …… 式（７）

本発明のヒートポンプ式熱交換機器の一実施形態に係るヒートポンプ式給湯機の概略構成図である。 本発明の内部熱交換器の一実施形態を示す縦断面図である。 本発明の内部熱交換器の他の実施形態を示す縦断面図である。 本発明の内部熱交換器に適用される内面フィン付管の縦断面図である。 単相域での図４の内面フィン付管の伝熱性能測定結果である。 二相域高乾き度での平滑管の伝熱性能測定結果である。 二相域高乾き度での図４の内面フィン付管の伝熱性能測定結果である。 伝熱性能を評価するための二重管式熱交換器の模式図である。 伝熱管の内面フィンの形成に用いられる盛上タップの一例を示すもので、（ａ）は側面図、（ｂ）は（ａ）のねじ部の一部を拡大して示す断面図である。

符号の説明

１０ ヒートポンプ式給湯機
１１ 圧縮機
１２ ガスクーラ（放熱器）
１３ 減圧器
１４ 吸熱機（蒸発器）
１５ 内部熱交換器
１６ 配管
２０ 内部熱交換器
２１ 外管
２２ 内管
３０ 内部熱交換器
３１ 高温高圧冷媒が流れる管
３２ 低温低圧冷媒が流れる管
４０ 伝熱管
４１ フィン
４２ 空洞部
８０ 二重管式熱交換器
８１ 冷媒用伝熱管
８２ 水管
β ネジレ角

Claims (3)

1. 二酸化炭素の高温高圧冷媒と低温低圧冷媒との間で熱交換を行う冷凍サイクルの二重管式の内部熱交換器であって、前記低温低圧冷媒が流れる前記二重管の内管の内面には、１条または多条のフィンが設けられ、前記フィンはネジレ角が４５°以上であり、かつ前記フィンの先端部には空洞部が形成されていることを特徴とする二酸化炭素冷媒用の内部熱交換器。
2. 二酸化炭素の高温高圧冷媒と低温低圧冷媒との間で熱交換を行う冷凍サイクルの内部熱交換器であって、前記高温高圧冷媒が流れる管と前記低温低圧冷媒が流れる管とが接合され、前記低温低圧冷媒が流れる管の内面には、１条または多条のフィンが設けられ、前記フィンはネジレ角が４５°以上であり、かつ前記フィンの先端部には空洞部が形成されていることを特徴とする二酸化炭素冷媒用の内部熱交換器。
3. 請求項１または２に記載の前記二酸化炭素冷媒用の内部熱交換器を用いたことを特徴とするヒートポンプ式熱交換機器。

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