JP6925508B2 - 熱交換器、冷凍サイクル装置および空気調和装置 - Google Patents

Description

この発明は、熱交換を行う熱交換器、冷凍サイクル装置および空気調和装置に関するものである。特に、管内面に溝が設けられた伝熱管を有する熱交換器などに関するものである。

従来、冷凍装置、空気調和装置、ヒートポンプなどの冷凍サイクル装置に用いる熱交換器では、一般に、所定の間隔で複数並べたフィンに対して、各フィンに設けた貫通穴を貫通するように、内面に溝を形成した伝熱管を配置する。伝熱管は、冷凍サイクル装置における冷媒回路の一部となり、内部には、冷媒などの流体が流れる。以下、冷媒が流体であるものとして説明する。

そして、このような伝熱管を流れる冷媒は、伝熱管の外側を流れる空気などとの熱交換により、相変化（凝縮または蒸発）する。相変化を効率よく行うために、設定したパラメータに基づく溝を形成し、管内の表面積増加、溝部による流体攪拌効果、溝部の毛細管作用による溝部間の液膜保持効果などにより、伝熱管の伝熱性能の改善をはかっている（たとえば、特許文献１参照）。

特開２００４−３０１４９５号公報

しかしながら、前述した特許文献１の伝熱管における溝は、伝熱管における流路に対応した形状ではない。このため、熱交換器を高密度で実装したときには、性能が低下する可能性がある。

この発明は、上記の課題を解決するため、伝熱管における流路に合った仕様の熱交換器、冷凍サイクル装置および空気調和装置を提供することを目的とする。

この発明に係る熱交換器は、流体が通過する管内面に、管軸方向に対して螺旋状の凹部となる溝を有する伝熱管および伝熱管と接触して流体の熱交換を促すフィンを有する複数の熱交換器本体と、複数の熱交換器本体の間を配管接続する複数の流路配管とを備え、流体が熱交換器の流入口から熱交換器流出口までの間に通過する複数の熱交換器本体における伝熱管の総和の流路長さＬが、Ｌ≦１０ｍの流路においては、管軸と溝とがなすリード角θが、２５°≦θ≦４５°となる溝を有し、Ｌ＞１０ｍの流路においては、５°≦θ＜２５°となる溝を有するものである。

この発明の熱交換器によれば、熱交換器流入口から熱交換器流出口までの流路長さＬにより溝のリード角が異なる伝熱管を有するようにしたので、流路の長さに合った仕様の熱交換器とすることができる。そして、熱交換の効率をよくし、空気調和装置におけるＡＰＦ（Ａｎｎｕａｌ Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ Ｆａｃｔｏｒ）を高くすることができる。

この発明の実施の形態１に係る熱交換器１の構成を示す概略図である。 この発明の実施の形態１に係る熱交換器本体１０の構成を示す概略図である。 この発明の実施の形態１に係る熱交換器１において、管軸の方向と平行方向における伝熱管１２の内面を説明する図である。 この発明の実施の形態１に係る熱交換器１において、管軸の方向と直交方向における伝熱管１２の内面を説明する図である。 この発明の実施の形態１に係る伝熱管１２のリード角θと伝熱管１２の性能との相関関係を示す図である。 この発明の実施の形態１に係る伝熱管１２のリード角θとＡＰＦとの相関を示す概略図である。 この発明の実施の形態２に係る伝熱管１２の溝高さｈと伝熱管１２内の性能との相関関係を示す図である。 この発明の実施の形態２に係る伝熱管１２の溝高さｈとＡＰＦとの相関を示す概略図である。 この発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置の構成を示す図である。

以下、発明の実施の形態に係る熱交換器などについて、図面などを参照しながら説明する。以下の図面において、同一の符号を付したものは、同一またはこれに相当するものであり、以下に記載する実施の形態の全文において共通することとする。また、図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。そして、明細書全文に表わされている構成要素の形態は、あくまでも例示であって、明細書に記載された形態に限定するものではない。特に構成要素の組み合わせは、各実施の形態における組み合わせのみに限定するものではなく、他の実施の形態に記載した構成要素を別の実施の形態に適用することができる。また、圧力、温度などの高低については、特に絶対的な値との関係で高低が定まっているものではなく、装置などにおける状態、動作などにおいて相対的に定まるものとする。また、添字で区別などしている複数の同種の機器などについて、特に区別したり、特定したりする必要がない場合には、添字などを省略して記載する場合がある。

実施の形態１．
＜実施の形態１の熱交換器１の構成＞
図１は、この発明の実施の形態１に係る熱交換器１の構成を示す概略図である。図１において、熱交換器１は、複数の熱交換器本体１０および流路配管２０を備えるフィン・チューブ式熱交換器である。後述するように、熱交換器流入口１Ａから流入した冷媒に対し、熱交換器本体１０において、伝熱管１２内を通過する冷媒と複数のフィン１１間を通過する空気との熱交換が行われる。熱交換が行われた冷媒は熱交換器流出口１Ｂから流出する。流路配管２０は、複数の熱交換器本体１０を接続し、冷媒の流路となる配管である。流路配管２０は、１本の配管、Ｔ字管、バルジ三方管など複数本の分岐数を持つ配管である。

図２は、この発明の実施の形態１に係る熱交換器本体１０の構成を示す概略図である。熱交換器本体１０は、複数のフィン１１および伝熱管１２を有する。フィン１１は、たとえば、一定の間隔で複数並べられる略長方形状の板状のフィンである。各フィン１１は、伝熱管１２と交差して接触することができるように貫通孔を有している。伝熱管１２は、後述するように、冷凍サイクル装置における冷媒回路における流路の一部となって、管内部を冷媒が流れる。フィン１１には、伝熱管１２の内部を流れる冷媒と外部を流れる空気との熱とが伝わる。フィン１１により、伝熱面積が拡がり、冷媒と空気との間の熱交換を効率よく行うことができる。

図３は、この発明の実施の形態１に係る熱交換器１において、管軸１５の方向と平行方向における伝熱管１２の内面を説明する図である。また、図４は、この発明の実施の形態１に係る熱交換器１において、管軸１５の方向と直交方向における伝熱管１２の内面を説明する図である。

実施の形態１における熱交換器１の伝熱管１２は、管内面側に、螺旋状に凹部が形成された、複数条の溝１４を有している。溝１４は、流体である冷媒の流路となる。溝１４により、伝熱管１２の内面における表面積増加、流体の攪拌、毛細管作用による液膜保持などをはかることができ、伝熱管１２と伝熱管１２内を流れる冷媒との間の熱伝達を促進する。溝１４は、伝熱管１２の内面において、管軸１５の方向と螺旋状の溝１４が延びる方向とが一定の角度をなすように加工されている。この角度を、以下、リード角θとする。ここで、溝１４を形成することにより、管内面には凹凸ができる。凹部分は溝１４となるが、後述するように、実施の形態１においては、凸部分における高さが溝１４の溝高さｈとなる。

次に、実施の形態１の熱交換器１における、伝熱管１２のリード角θと伝熱管１２による流路長さＬとの関係について説明する。実施の形態１の熱交換器１では、ある一つの流路長さＬに対し、Ｌ≦１０ｍとなるところの伝熱管１２には、溝１４のリード角θが、２５°≦θ≦４５°となる伝熱管１２を用いるようにする。また、Ｌ＞１０ｍとなるところの伝熱管１２には、溝１４のリード角θが、５°≦θ＜２５°となる伝熱管１２を用いるようにする。ここで、熱交換器流入口１Ａから熱交換器流出口１Ｂまでの間に、冷媒が通過する伝熱管１２の長さが流路長さＬとなる。図１においては、太線で示した流路配管２０の経路にある熱交換器本体１０の伝熱管１２の長さＬ１、Ｌ２およびＬ３の総和が、流路長さＬとなる。

＜実施の形態１の効果＞
図５は、この発明の実施の形態１に係る伝熱管１２のリード角θと伝熱管１２の性能との相関関係を示す図である。図５では、伝熱管１２の性能を、管内熱伝達率αｉで表している。伝熱管１２内を流通する冷媒量が一定のとき、リード角θが大きくなると、管内熱伝達率αｉは収束しながら増大する。また、管内冷媒圧損ΔＰｒｅｆは、単調増加する。一般的には、管内熱伝達率αｉは大きく、管内冷媒圧損ΔＰｒｅｆは小さいほうが、効率がよい。したがって、熱交換器１の形態によって、最適な溝１４の形状が存在する。

図６は、この発明の実施の形態１に係る伝熱管１２のリード角θとＡＰＦとの相関を示す概略図である。ＡＰＦ（Ａｎｎｕａｌ Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ Ｆａｃｔｏｒ）とは、エアコンの通年使用時の性能を示す指標である。流路長さＬに関し、流路長さＬが長いほど、管内冷媒圧損ΔＰｒｅｆの影響が大きくなる。前述したように、リード角θが小さいと、管内冷媒圧損ΔＰｒｅｆが小さいので、リード角θを小さくすると、ＡＰＦが改善する傾向にある。逆に、流路長さＬが短いほど、管内熱伝達率αｉの影響が大きくなる。前述したように、リード角θが大きいと管内熱伝達率αｉが大きいので、リード角θを大きくすると、ＡＰＦが改善する傾向にある。

図６に示すように、たとえば、ルームエアコンの試験において、流路長さＬがＬ≦１０ｍとＬ＞１０ｍとで場合分けをしたときに、リード角θが２５°のところで、ＡＰＦの閾値が存在する。このため、流路長さＬがＬ≦１０ｍとなる場合には、溝１４のリード角θが、２５°≦θ≦４５°の伝熱管１２を用い、Ｌ＞１０ｍとなる場合には、５°≦θ＜２５°の伝熱管１２を用いるのが好ましい。

また、一般的に、伝熱管１２の外径が小さいほど、内径が小さくなる傾向にある。したがって、管内冷媒圧損ΔＰｒｅｆは、伝熱管１２の外径が小さくなると、内径が小さくなるため、管内冷媒圧損ΔＰｒｅｆは大きくなる。たとえば、ルームエアコンにおいては、現状、外径が、φ７．０またはφ６．３５の伝熱管が多く使用されているが、実施の形態１の伝熱管１２は、管内冷媒圧損ΔＰｒｅｆを維持したまま、外径および内径を小さくすることができる。たとえば、外径がφ７．０の伝熱管と比較して、管内冷媒圧損ΔＰｒｅｆが約２倍以上になる、外径がφ５．０以下の伝熱管１２を用いることもできる。また、伝熱管１２を小径化することで、管内容積を小さくすることができる。したがって、冷媒回路全体で必要となる冷媒量を削減することができる。特に、可燃性冷媒を用いている場合には、冷媒を削減することで、装置の安全性をさらに向上させることができる。

以上のように、実施の形態１の熱交換器１によれば、冷媒が通過する伝熱管１２について、伝熱管１２の流路長さＬについて、Ｌ≦１０ｍにおいては、溝１４におけるリード角θが、２５°≦θ≦４５°となる伝熱管１２を用いた熱交換器１を構成する。また、Ｌ＞１０ｍにおいては、溝１４におけるリード角θが、５°≦θ＜２５°となる伝熱管１２を用いた熱交換器１を構成する。このため、空気調和装置におけるＡＰＦを高くすることができる。

実施の形態２．
＜実施の形態２の構成＞
実施の形態２について、実施の形態１の伝熱管１２と異なる点を中心に説明する。実施の形態２の伝熱管１２は、基本的には、実施の形態１において説明した伝熱管１２と同様の構成であり、内面に、螺旋状の溝１４を、複数条有している。ここで、実施の形態１では、溝１４の溝高さｈについては、特に言及しなかった。実施の形態２の伝熱管１２は、内面の溝１４の溝高さｈについて、Ｌ≦１０ｍのとき、ｈ≧０．０６ｍｍとし、Ｌ＞１０ｍのとき、０．０６ｍｍ＜ｈとするものである。

＜実施の形態２の効果＞
図７は、この発明の実施の形態２に係る伝熱管１２の溝高さｈと伝熱管１２内の性能との相関関係を示す図である。図７では、伝熱管１２の性能を、管内熱伝達率αｉで表している。伝熱管１２内を流通する冷媒量が一定のとき、溝高さｈが大きくなると、管内熱伝達率αｉは収束しながら増大する。また、管内冷媒圧損ΔＰｒｅｆは、単調増加する。実施の形態１でも説明したように、一般的には、管内熱伝達率αｉは大きく、管内冷媒圧損ΔＰｒｅｆは小さいほうが、効率がよい。

図８は、この発明の実施の形態２に係る伝熱管１２の溝高さｈとＡＰＦとの相関を示す概略図である。実施の形態１でも説明したように、流路長さＬが長いほど、管内冷媒圧損ΔＰｒｅｆの影響が大きくなる。したがって、この場合、溝高さｈが小さいと、ＡＰＦが改善する傾向にある。逆に、流路長さＬが短いほど、管内熱伝達率αｉの影響が大きくなる。したがって、この場合、溝高さｈが大きいと、ＡＰＦが改善する傾向にある。

図８に示すように、たとえば、ルームエアコンの試験において、流路長さＬがＬ≦１０ｍとＬ＞１０ｍとで場合分けをしたときに、溝高さｈが０．０６ｍｍのところで、ＡＰＦの閾値が存在する。このため、流路長さＬがＬ≦１０ｍとなる場合には、溝１４の溝高さｈが、ｈ≧０．０６ｍｍの伝熱管１２を用い、Ｌ＞１０ｍとなる場合には、０．０６＜ｈの伝熱管１２を用いるのが好ましい。

以上のように、実施の形態２の熱交換器１においては、伝熱管１２の内面の溝１４における溝高さｈについて、流路長さＬが、Ｌ≦１０ｍにおいては、ｈ≧０．０６ｍｍの伝熱管１２とし、Ｌ＞１０ｍにおいては、０．０６＜ｈの伝熱管１２とする。このため、空気調和装置におけるＡＰＦを高くすることができる。また、伝熱管１２を小径化し、管内容積を小さくすることで、冷媒回路全体で必要となる冷媒量を削減することができる。特に、可燃性冷媒を用いている場合には、冷媒を削減することで、装置の安全性をさらに向上させることができる。ここで、実施の形態１で記載したリード角θに係る条件と実施の形態２の溝１４の溝高さｈの条件とを組み合わせた溝１４としてもよい。

実施の形態３．
図９は、この発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置の構成を示す図である。ここでは、冷凍サイクル装置の例として、対象空間の冷暖房を行う空気調和装置５０について説明する。空気調和装置は、冷媒に対して蒸発、圧縮、凝縮および膨張の各工程を行い、液体から気体へ、気体から液体へと相変化させながら冷媒を循環させて、冷媒に熱を移動させ、対象空間の空気調和を行うものである。

図９の空気調和装置５０は、室外機（室外ユニット）２００と、室内機（室内ユニット）１００とを有している。そして、室外機２００が有する圧縮機２１０、四方弁２２０、熱源側熱交換器２３０および絞り装置２４０並びに室内機１００が有する負荷側熱交換器１１０がガス冷媒配管３００および液冷媒配管４００により配管接続され、冷媒循環回路となる。ここで、図９では、冷房運転時の冷媒の流れが実線の矢印で示され、暖房運転時の冷媒の流れが点線の矢印で示している。

室外機２００は、圧縮機２１０、四方弁２２０、熱源側熱交換器２３０、絞り装置２４０および熱源側送風機２５０を有している。圧縮機２１０は、吸入した冷媒を圧縮して吐出する。ここで、特に限定するものではないが、圧縮機２１０は、たとえばインバータ回路などにより、運転周波数を任意に変化させることにより、容量（単位時間あたりの冷媒を送り出す量）が変化するものでもよい。四方弁２２０は、たとえば冷房運転時と暖房運転時とによって冷媒の流れを切り換える弁である。

実施の形態３における熱源側熱交換器２３０は、冷媒と空気（室外の空気）との熱交換を行う。たとえば、暖房運転時においては蒸発器として機能し、冷媒を蒸発させ、気化させる。また、冷房運転時においては凝縮器として機能し、冷媒を凝縮して液化させる。熱源側送風機２５０は、熱源側熱交換器２３０に空気を送り込む。熱源側送風機２５０は、制御装置６０Ａにより制御される。

膨張弁（流量制御手段）などの絞り装置２４０は冷媒を減圧して膨張させる。たとえば電子式膨張弁などで構成した場合には、制御装置６０Ａの指示に基づいて開度調整を行う。

また、室内機１００は、負荷側熱交換器１１０および負荷側送風機１２０を有している。負荷側熱交換器１１０は、たとえば、空調対象となる空気と冷媒との熱交換を行う。暖房運転時においては凝縮器として機能し、冷媒を凝縮して液化させる。また、冷房運転時においては蒸発器として機能し、冷媒を蒸発させ、気化させる。ここでは、実施の形態１および実施の形態２における熱交換器１を、負荷側熱交換器１１０に使用する。ただし、負荷側熱交換器１１０に限定するものではなく、熱源側熱交換器２３０に用いてもよく、凝縮器および蒸発器となる熱交換器１の少なくとも一方に用いる。熱交換器１を負荷側熱交換器１１０に使用することで、熱交換効率がよく、高性能な空気調和機を提供することができる。また、負荷側送風機１２０は、負荷側熱交換器１１０に空気を送り込む。負荷側送風機１２０は、制御装置６０Ａにより制御される。

制御装置６０Ａおよび制御装置６０Ｂには、たとえば、圧縮機２１０、四方弁２２０、絞り装置２４０、熱源側送風機２５０、負荷側送風機１２０、各種センサなどが接続される。制御装置６０Ａおよび制御装置６０Ｂは、各種センサから送られる信号に基づいて、圧縮機２１０などの機器の動作を制御する。制御装置６０Ａおよび制御装置６０Ｂによって、四方弁２２０の流路が切り替えられることで、冷房運転と暖房運転とが切り替えられる。

まず、空気調和装置５０における冷房運転時の冷媒の流れについて説明する。圧縮機２１０から吐出される高圧高温のガス状態の冷媒は、四方弁２２０を介して、熱源側熱交換器２３０に流入し、熱源側送風機２５０によって供給される外気との熱交換によって凝縮することで、高圧の液状態の冷媒となり、熱源側熱交換器２３０から流出する。熱源側熱交換器２３０から流出した高圧の液状態の冷媒は、絞り装置２４０に流入し、低圧の気液二相状態の冷媒となる。絞り装置２４０から流出する低圧の気液二相状態の冷媒は、負荷側熱交換器１１０に流入し、負荷側送風機１２０によって供給される室内空気との熱交換によって蒸発することで低圧のガス状態の冷媒となり、負荷側熱交換器１１０から流出する。負荷側熱交換器１１０から流出する低圧のガス状態の冷媒は、四方弁２２０を介して圧縮機２１０に吸入される。

次に、空気調和装置５０における暖房運転時の冷媒の流れについて説明する。圧縮機２１０から吐出される高圧高温のガス状態の冷媒は、四方弁２２０を介して負荷側熱交換器１１０に流入する。負荷側熱交換器１１０において、冷媒は、負荷側送風機１２０によって供給される室内空気との熱交換によって凝縮することで、高圧の液状態の冷媒となり、負荷側熱交換器１１０から流出する。負荷側熱交換器１１０から流出した高圧の液状態の冷媒は、絞り装置２４０に流入し、低圧の気液二相状態の冷媒となる。絞り装置２４０から流出する低圧の気液二相状態の冷媒は熱源側熱交換器２３０に流入し、熱源側送風機２５０によって供給される外気との熱交換によって蒸発することで低圧のガス状態の冷媒となり、熱源側熱交換器２３０から流出する。熱源側熱交換器２３０から流出する低圧のガス状態の冷媒は、四方弁２２０を介して圧縮機２１０に吸入される。

圧縮機２１０に使用される冷凍機油は、冷媒の溶け込み、リプレイスなどの観点から、たとえば、ＨＡＢ油などの非相溶性を有する非相溶油を用いるのが好ましい。ここで、冷凍機油の熱交換器伝熱管内の残存量を減らすためには、管内圧損が低い伝熱管１２を使用することが好ましい。そこで、実施の形態１および実施の形態２の熱交換器１を使用することで、高性能で、品質確保ができる空気調和装置５０を提供することができる。

また、空気調和装置５０に使用される冷媒について、ルームエアコンでは、Ｒ３２冷媒が一般的である。ここで、環境などを考慮すると、より低いＧＷＰ（温暖化係数）の冷媒を用いることが好ましい。たとえば、Ｒ２９０が候補として挙げることができる。ただ、Ｒ２９０は、Ｒ３２と比較して、管内冷媒圧損ΔＰｒｅｆが大きい。また、Ｒ２９０は、可燃性が高い冷媒であるため、封入量が多いと、燃焼する可能性がある。そこで、前述した実施の形態１および実施の形態２で説明した熱交換器１は、Ｒ２９０による管内冷媒圧損ΔＰｒｅｆによる損失を補うことができる。さらに、熱交換器１は、ユニットにおける配管内容積を小さくすることができるので、冷媒量を削減することができる。このため、高性能かつ品質確保ができる冷凍サイクル装置を提供することができる。

１ 熱交換器、１Ａ 熱交換器流入口、１Ｂ 熱交換器流出口、１０ 熱交換器本体、１１ 板状フィン、１２ 伝熱管、１４ 溝、１５ 管軸、２０ 流路配管、５０ 空気調和装置、６０Ａ，６０Ｂ 制御装置、１００ 室内機、１１０ 負荷側熱交換器、１２０ 負荷側送風機、２００ 室外機、２１０ 圧縮機、２２０ 四方弁、２３０ 熱源側熱交換器、２４０ 絞り装置、２５０ 熱源側送風機、３００ ガス冷媒配管、４００ 液冷媒配管。

Claims (9)

1. 流体が通過する管内面に、管軸方向に対して螺旋状の凹部となる溝を有する伝熱管および該伝熱管と接触して前記流体の熱交換を促すフィンを有する複数の熱交換器本体と、
   複数の前記熱交換器本体の間を配管接続する複数の流路配管とを備え、
   前記流体が熱交換器流入口から熱交換器流出口までの間に通過する複数の前記熱交換器本体における前記伝熱管の総和の流路長さＬが、Ｌ≦１０ｍの流路においては、管軸と前記溝とがなすリード角θが、２５°≦θ≦４５°となる前記溝を有し、Ｌ＞１０ｍの流路においては、５°≦θ＜２５°となる前記溝を有する熱交換器。
2. 前記熱交換器流入口から前記熱交換器流出口までの前記流路長さＬが、Ｌ≦１０ｍの流路においては、前記伝熱管の前記溝における溝高さｈが、ｈ≧０．０６ｍｍとなる前記溝を有し、Ｌ＞１０ｍの流路においては、ｈ＜０．０６ｍｍとなる前記溝を有する請求項１に記載の熱交換器。
3. 流体が通過する管内面に、管軸方向に対して螺旋状の凹部となる溝を有する伝熱管および該伝熱管と接触して前記流体の熱交換を促すフィンを有する複数の熱交換器本体と、
   複数の前記熱交換器本体の間を配管接続する複数の流路配管とを備え、
   前記流体が熱交換器流入口から熱交換器流出口までの間に通過する複数の前記熱交換器本体における前記伝熱管の総和の流路長さＬが、Ｌ≦１０ｍの流路においては、前記伝熱管の前記溝における溝高さｈが、ｈ≧０．０６ｍｍとなる前記溝を有し、Ｌ＞１０ｍの流路においては、ｈ＜０．０６ｍｍとなる前記溝を有する熱交換器。
4. 前記伝熱管の外径は、φ５．０以下である請求項１〜請求項３のいずれか一項に記載の熱交換器。
5. 前記熱交換器流入口から前記熱交換器流出口までの、複数の前記熱交換器本体を配管接続する流路配管をさらに備える請求項１〜請求項４のいずれか一項に記載の熱交換器。
6. 吸入した冷媒を圧縮する圧縮機と、熱交換により前記冷媒を凝縮させる凝縮器と、凝縮された前記冷媒を減圧させる絞り装置と、減圧された前記冷媒を熱交換により蒸発させる蒸発器とを配管接続して前記冷媒を循環させる冷媒回路を構成し、
   請求項１〜請求項５のいずれか一項に記載の熱交換器を、前記凝縮器または前記蒸発器の少なくとも一方に用いる冷凍サイクル装置。
7. 冷凍機油は、前記冷媒と非相溶性を有する油である請求項６に記載の冷凍サイクル装置。
8. 前記冷媒は、Ｒ２９０である請求項６または請求項７に記載の冷凍サイクル装置。
9. 請求項６〜請求項８のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置により、対象空間の冷暖房を行う空気調和装置。

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