(57)【要約】【課題】  二酸化炭素冷媒に適した内部熱交換器を提供する。【解決手段】  高圧流路５ａの相当直径をφｈとしたとき、高圧流路５ａの流路長さＬｈを９．１６／｛ＬＮ（４．５−φｈ＋１．０３）｝＜Ｌｈ＜４６／｛ＬＮ（４．５−φｈ＋１．０３）｝とし、低圧流路５ｃの相当直径をφｌとしたとき、低圧流路５ｃの流路長さＬｌを９．１６／｛ＬＮ（０．５６×６−φｌ＋１．０２）｝＜Ｌｌ＜４６／｛ＬＮ（０．５６×６−φｌ＋１．０２）｝とし、かつ、高圧流路５ａの流路断面積Ａｈを１００×（０．２５×φｈ１．２）−１／（０．０４×φｈ＋１．７）＜Ａｈ＜１００×（５００×φｈ１．２）−１／（０．０４×φｈ＋１．７）とし、低圧流路５ｃの流路断面積Ａｌを１．６５／φｌ０．６７＜Ａｌ<６２６／φｌ０．６７とする。【選択図】        図２
2005049026.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
二酸化炭素を冷媒とする蒸気圧縮式冷凍機に適用され、高圧側冷媒が流れる高圧流路（５ａ）及び低圧側冷媒が流れる低圧流路（５ｃ）を有し、前記高圧冷媒の流れと前記低圧冷媒の流れとを対向流れとした状態で、前記高圧側冷媒と前記低圧側冷媒とを熱交換する内部熱交換器であって、
長さの単位をミリメートルとし、かつ、前記高圧流路（５ａ）の相当直径をφｈとしたとき、前記高圧流路（５ａ）の流路長さ（Ｌｈ）は、９．１６／｛ＬＮ（４．５−φｈ＋１．０３）｝より大きく、かつ、４６／｛ＬＮ（４．５−φｈ＋１．０３）｝より小さく、
長さの単位をミリメートルとし、かつ、前記低圧流路（５ｃ）の相当直径をφｌとしたとき、前記低圧流路（５ｃ）の流路長さ（Ｌｌ）は、９．１６／｛ＬＮ（０．５６×６−φｌ＋１．０２）｝より大きく、かつ、４６／｛ＬＮ（０．５６×６−φｌ＋１．０２）｝より小さいことを特徴とする内部熱交換器。
【請求項２】
二酸化炭素を冷媒とする蒸気圧縮式冷凍機に適用され、高圧側冷媒が流れる高圧流路（５ａ）及び低圧側冷媒が流れる低圧流路（５ｃ）を有し、前記高圧冷媒の流れと前記低圧冷媒の流れとを対向流れとした状態で、前記高圧側冷媒と前記低圧側冷媒とを熱交換する内部熱交換器であって、
長さの単位をミリメートルとし、かつ、前記高圧流路（５ａ）の相当直径をφｈとしたとき、前記高圧流路（５ａ）の流路断面積（Ａｈ）は、１００×（０．２５×φｈ１．２）−１／（０．０４×φｈ＋１．７）より大きく、かつ、１００×（５００×φｈ１．２）−１／（０．０４×φｈ＋１．７）より小さく、
長さの単位をミリメートルとし、かつ、前記低圧流路（５ｃ）の相当直径をφｌとしたとき、前記低圧流路（５ｃ）の流路断面積（Ａｌ）は、１．６５／φｌ０．６７より大きく、かつ、６２６／φｌ０．６７より小さいことを特徴とする内部熱交換器。
【請求項３】
前記高圧流路（５ａ）及び前記低圧流路（５ｃ）は、複数本の流路により構成されており、
さらに、前記高圧流路（５ａ）の本数（Ｎｈ）は、４００／（π×φｈ２）×（０．２５×φｈ１．２）−１／（０．０４×φｈ＋１．７）より大きく、かつ、４００／（π×φｈ２）×（５００×φｈ１．２）−１／（０．０４×φｈ＋１．７）より小さく、前記低圧流路（５ｃ）の本数（Ｎｌ）は、２．１／φｌ２．６７より大きく、かつ、７９７／φｌ２．６７より小さいことを特徴とする請求項２に記載の内部熱交換器。
【請求項４】
前記高圧流路（５ａ）と前記低圧流路（５ｃ）とが同軸上に並んで二重管構造が構成されていることを特徴とする請求項１又は２に記載の内部熱交換器。
【請求項５】
前記高圧流路（５ａ）及び前記低圧流路（５ｃ）を構成する管部材（５ｂ、５ｄ）は、扁平状に形成されていることを特徴とする請求項１ないし３のいずれか１つに記載の内部熱交換器。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、高圧側冷媒と低圧側冷媒とを熱交換する内部熱交換器のうち、二酸化炭素を冷媒とする蒸気圧縮式冷凍機に適用されるものである。
【背景技術】
【０００２】
蒸気圧縮式冷凍機に適用される内部熱交換器の多くは、膨脹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蒸気圧縮式冷凍機の冷凍能力を向上させるものとして用いられている。
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
上述したように内部熱交換器を用いれば、蒸気圧縮式冷凍機の能力を向上させることができるものの、蒸気圧縮式冷凍機を構成する構成部品の点数が増大するので、例えば車両用空調装置等の搭載スペースが限られているものに、内部熱交換器を有する蒸気圧縮式冷凍機を搭載するには、内部熱交換器の小型化を図る必要がある。
【０００４】
また、単純に内部熱交換器を小型にすると、内部熱交換器にて十分に高圧側冷媒を冷却することができなくなるので、蒸気圧縮式冷凍機の冷凍能力を十分に向上させることができない。
【０００５】
本発明は、上記点に鑑み、第１には、従来と異なる新規な内部熱交換器を提供し、第２には、二酸化炭素を冷媒とする蒸気圧縮式冷凍機に適した内部熱交換器を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
本発明は、上記目的を達成するために、請求項１に記載の発明では、二酸化炭素を冷媒とする蒸気圧縮式冷凍機に適用され、高圧側冷媒が流れる高圧流路（５ａ）及び低圧側冷媒が流れる低圧流路（５ｃ）を有し、高圧冷媒の流れと低圧冷媒の流れとを対向流れとした状態で、高圧側冷媒と低圧側冷媒とを熱交換する内部熱交換器であって、長さの単位をミリメートルとし、かつ、高圧流路（５ａ）の相当直径をφｈとしたとき、高圧流路（５ａ）の流路長さ（Ｌｈ）は、９．１６／｛ＬＮ（４．５−φｈ＋１．０３）｝より大きく、かつ、４６／｛ＬＮ（４．５−φｈ＋１．０３）｝より小さく、長さの単位をミリメートルとし、かつ、低圧流路（５ｃ）の相当直径をφｌとしたとき、低圧流路（５ｃ）の流路長さ（Ｌｌ）は、９．１６／｛ＬＮ（０．５６×６−φｌ＋１．０２）｝より大きく、かつ、４６／｛ＬＮ（０．５６×６−φｌ＋１．０２）｝より小さいことを特徴とする。
【０００７】
これにより、後述する図３、図４に示すように、小型、かつ、高性能な内部熱交換器を得ることができ得る。
【０００８】
請求項２に記載の発明では、二酸化炭素を冷媒とする蒸気圧縮式冷凍機に適用され、高圧側冷媒が流れる高圧流路（５ａ）及び低圧側冷媒が流れる低圧流路（５ｃ）を有し、高圧冷媒の流れと低圧冷媒の流れとを対向流れとした状態で、高圧側冷媒と低圧側冷媒とを熱交換する内部熱交換器であって、長さの単位をミリメートルとし、かつ、高圧流路（５ａ）の相当直径をφｈとしたとき、高圧流路（５ａ）の流路断面積（Ａｈ）は、１００×（０．２５×φｈ１．２）−１／（０．０４×φｈ＋１．７）より大きく、かつ、１００×（５００×φｈ１．２）−１／（０．０４×φｈ＋１．７）より小さく、長さの単位をミリメートルとし、かつ、低圧流路（５ｃ）の相当直径をφｌとしたとき、低圧流路（５ｃ）の流路断面積（Ａｌ）は、１．６５／φｌ０．６７より大きく、かつ、６２６／φｌ０．６７より小さいことを特徴とする。
【０００９】
これにより、後述する図５、図６に示すように、小型、かつ、高性能な内部熱交換器を得ることができ得る。
【００１０】
請求項３に記載の発明では、高圧流路（５ａ）及び低圧流路（５ｃ）は、複数本の流路により構成されており、さらに、高圧流路（５ａ）の本数（Ｎｈ）は、４００／（π×φｈ２）×（０．２５×φｈ１．２）−１／（０．０４×φｈ＋１．７）より大きく、かつ、４００／（π×φｈ２）×（５００×φｈ１．２）−１／（０．０４×φｈ＋１．７）より小さく、低圧流路（５ｃ）の本数（Ｎｌ）は、２．１／φｌ２．６７より大きく、かつ、７９７／φｌ２．６７より小さいことを特徴とするものである。
【００１１】
請求項４に記載の発明では、高圧流路（５ａ）と低圧流路（５ｃ）とが同軸上に並んで二重管構造が構成されていることを特徴とするものである。
【００１２】
請求項５に記載の発明では、高圧流路（５ａ）及び低圧流路（５ｃ）を構成する管部材（５ｂ、５ｄ）は、扁平状に形成されていることを特徴とするものである。
【００１３】
因みに、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示す一例である。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１４】
（第１実施形態）
本実施形態は、本発明に係る蒸気圧縮式冷凍機用の内部熱交換器を二酸化炭素を冷媒とする車両用空調装置に適用したものであって、図１は本実施形態に係る蒸気圧縮式冷凍機の模式図である。
【００１５】
図１中、圧縮機１は、走行用駆動源（例えば、エンジン等の内燃機関）等の外部駆動源から動力を得て冷媒を吸入圧縮するもので、放熱器２は圧縮機１から吐出した高圧冷媒と外気とを熱交換して高圧冷媒を冷却する高圧側熱交換器である。
【００１６】
減圧器３は放熱器２から流出した高圧側冷媒を減圧するものであり、本実施形態では、減圧器３として膨脹弁や固定絞り等の高圧冷媒を等エンタルピ的に減圧するもの採用している。
【００１７】
蒸発器４は減圧器３にて減圧された低圧側冷媒を蒸発させる低圧側熱交換器で、低圧側冷媒と室内に吹き出す空気とを熱交換して低圧冷媒を蒸発させることにより冷凍能力を発生させる。
【００１８】
なお、本実施形態では、冷媒として二酸化炭素としており、二酸化炭素の臨界温度は約３１℃と低いので、高圧側冷媒の圧力、つまり圧縮機１の吐出圧を冷媒の臨界圧力以上として必要な放熱能力（温度差）を確保している。因みに、高圧側冷媒は臨界圧力以上であるので、放熱器２内で冷媒を凝縮することなく、その温度を低下させてそのエンタルピを低下する。
【００１９】
また、内部熱交換器５は、蒸発器４から流出した低圧側冷媒と放熱器２から流出した高圧側冷媒とを熱交換する熱交換器である。そして、この内部熱交換器５は、図２に示すように、高圧側冷媒が流れる複数本の高圧流路５ａが形成された高圧チューブ５ｂ、及び低圧側冷媒が流れる低圧流路５ｃが形成された低圧チューブ５ｄからなるものである。
【００２０】
そして、両チューブ５ｂ、５ｄは、アルミニウム合金等の金属材料に押し出し加工又は引き抜き加工を施すことにより扁平状に形成されたもので、両流路５ａ、５ｃは、チューブ５ｂ、５ｄの成形加工と同時に各チューブ５ｂ、５ｄに形成される。
【００２１】
なお、本実施形態に係る各流路５ａ、５ｃは、円形断面形状を有するもので、チューブ５ｂ、５ｄの長径方向に直列に並んで形成される。
【００２２】
また、両チューブ５ｂ、５ｄは、その扁平面が密着するようにしてろう接等にて接合されて一体化されている。ここで、「ろう接」とは、例えば「接続・接合技術」（東京電機大学出版局）に記載されているように、ろう材やはんだを用いて母材を溶融させないように接合する技術を言う。
【００２３】
因みに、融点が４５０℃以上の溶加材を用いて接合するときをろう付けと言い、その際の溶加材をろう材と呼び、融点が４５０℃以下の溶加材を用いて接合するときをはんだ付けと言い、その際の溶加材をはんだと呼ぶ。
【００２４】
そして、本実施形態では、高圧流路５ａの相当直径をφｈとしたとき、高圧流路５ａの流路長さＬｈが、９．１６／｛ＬＮ（４．５−φｈ＋１．０３）｝より大きく、かつ、４６／｛ＬＮ（４．５−φｈ＋１．０３）｝より小さくなり、低圧流路５ｃの相当直径をφｌとしたとき、低圧流路５ｃの流路長さＬｌが、９．１６／｛ＬＮ（０．５６×６−φｌ＋１．０２）｝より大きく、かつ、４６／｛ＬＮ（０．５６×６−φｌ＋１．０２）｝より小さくなるように設定している。
【００２５】
そしてさらに、高圧流路５ａの相当直径をφｈとしたとき、高圧流路５ａの流路断面積Ａｈが、１００×（０．２５×φｈ１．２）−１／（０．０４×φｈ＋１．７）より大きく、かつ、１００×（５００×φｈ１．２）−１／（０．０４×φｈ＋１．７）より小さくなり、低圧流路５ｃの相当直径をφｌとしたとき、低圧流路５ｃの流路断面積Ａｌは、１．６５／φｌ０．６７より大きく、かつ、６２６／φｌ０．６７より小さくなるように設定されている。なお、上記において、長さの単位はミリメートルである。
【００２６】
ここで、「相当直径」とは、流路５ａ、５ｃの通路断面積の総和を４倍し、ぬれふち長さに相当する、流路５ａ、５ｃの円周の総和で割った値である。流路５ａ、５ｃが複数本ある場合には、それら複数本の通路断面積の和を４倍し、ぬれふち長さに相当する、流路５ａ、５ｃの円周の総和で割った値を言い、また流路５ａ、５ｃが１本の場合には、その１本の通路断面積を４倍し、ぬれふち長さに相当する円周で割った値を言う。
【００２７】
また、ＬＮとは、周知のごとく、Ｎａｔｕｒａｌ  Ｌｏｇａｒｉｔｈｍの略であり、ｅ（＝２．７１８２８……）を底とする対数である。したがって、例えばＬＮ１０とは、ｌｏｇｅ１０を意味する。
【００２８】
次に、本実施形態に係る内部熱交換器５の特徴を述べる。
【００２９】
図３は高圧流路５ａの通路断面直径φをパラメータとしたときの、高圧チューブ５ｂにおける熱交換効率Ｑと高圧流路５ａの流路長さＬｈとの関係を示す数値シミレーション結果であり、図４は低圧流路５ｃの通路断面直径φをパラメータとしたときの、低圧チューブ５ｄにおける熱交換効率Ｑと低圧流路５ｃの流路長さＬｌとの関係を示す数値シミレーション結果である。
【００３０】
そして、図３に示されるグラフを数式化すると、
Ｑ＝１−（１／４．５φｈ＋１．０３）−Ｌｈ／１０となる。
【００３１】
次に、上記式をＬｈに関して変形すると、
Ｌｈ＝１０・ＬＮ｛１／（１−Ｑ）｝／ＬＮ｛１／４．５φｈ＋１．０３｝となる。
【００３２】
また、図４に示されるグラフを数式化すると、
Ｑ＝１−（０．５６／６φｌ＋１．０２）−Ｌｌ／１０となる。
【００３３】
次に、上記式をＬｌに関して変形すると、
Ｌｈ＝１０・ＬＮ｛１／（１−Ｑ）｝／ＬＮ｛０．５６／６φｌ＋１．０２｝となる。
【００３４】
ここで、蒸気圧縮式冷凍機の能力を向上させる手段として、内部熱交換器５を機能させるためには、少なくとも０．６より大きい熱交換効率Ｑを必要とする。
【００３５】
一方、図３、図４から明らかなように、熱交換効率Ｑは、０．９９にて略飽和して熱交換効率Ｑは殆ど向上しなくなるので、熱交換効率Ｑは、０．６より大きく、かつ、０．９９より小さい値が望ましい。
【００３６】
そこで、高圧流路５ａの流路長さＬｈ及び低圧流路５ｃの流路長さＬｌについて、上記数式に基づいて上限値と下限値とを求めれば、以下のようになる。
【００３７】
９．１６／｛ＬＮ（４．５−φｈ＋１．０３）｝＜Ｌｈ＜４６／｛ＬＮ（４．５−φｈ＋１．０３）｝
９．１６／｛ＬＮ（０．５６×６−φｌ＋１．０２）｝＜Ｌｌ＜４６／｛ＬＮ（０．５６×６−φｌ＋１．０２）｝
したがって、高圧流路５ａの相当直径をφｈとしたとき、高圧流路５ａの流路長さＬｈが、９．１６／｛ＬＮ（４．５−φｈ＋１．０３）｝より大きく、かつ、４６／｛ＬＮ（４．５−φｈ＋１．０３）｝より小さくなり、低圧流路５ｃの相当直径をφｌとしたとき、低圧流路５ｃの流路長さＬｌが、９．１６／｛ＬＮ（０．５６×６−φｌ＋１．０２）｝より大きく、かつ、４６／｛ＬＮ（０．５６×６−φｌ＋１．０２）｝より小さくなるように設定すれば、小型、かつ、高性能な内部熱交換器５を得ることができる。
【００３８】
ところで、流路５ａ、５ｃの流路断面積が大きくなると、流路５ａ、５ｃで発生する圧力損失が小さくなって流路５ａ、５ｃを流れる冷媒の流速が増大して熱伝達率が増大する。
【００３９】
また、流路５ａ、５ｃの流路長さが長くなると、高圧チューブ５ｂと低圧チューブ５ｄとの接触面積、つまり熱交換面積が増大するので、高圧側冷媒と低圧側冷媒との熱交換量が増大するものの、流路５ａ、５ｃの流路長さが長くなると、流路５ａ、５ｃで発生する圧力損失が増大するので、流路５ａ、５ｃを流れる冷媒の流速が低下して熱伝達率及び熱交換効率Ｑが低下する。
【００４０】
そして、図５は高圧流路５ａの通路断面直径φをパラメータとしたときの、高圧チューブ５ｂにおける単位流路長さ当たりの圧力損失ΔＰ／Ｌと高圧流路５ａの流路断面積Ａｈとの関係を示す数値シミレーション結果であり、図６は低圧流路５ｃの通路断面直径φをパラメータとしたときの、低圧チューブ５ｄにおける熱交換効率Ｑと低圧流路５ｃの流路断面積Ａｌとの関係を示す数値シミレーション結果である。
【００４１】
そして、図５に示されるグラフを数式化すると、
ΔＰｈ／Ｌｈ＝０．０２×φｈ−１．２×（１００／Ａｈ）０．０４×φｈ＋１．７となる。
【００４２】
次に、図６に示すグラフを数式化すると、
ΔＰｌ／Ｌｌ＝０．１８×φｌ−１．３×（１００／Ａｌ）１．９５となる。
【００４３】
ここで、蒸気圧縮式冷凍機として成立するには、内部熱交換器５で発生する圧力損失は１０００ｋＰａ未満とする必要があり、かつ、図５、図６から明らかなように、単位流路長さ当たりの圧力損失が０．００５ｋＰａ／ｍｍ未満では、流路断面積の増加に対して圧力損失が殆ど変化しないので、内部熱交換器５の小型化を図るには、単位流路長さ当たりの圧力損失０．１ｋＰａ／ｍｍより大きくすることが望ましい。
【００４４】
したがって、高圧流路５ａの流路断面積Ａｈ及び低圧流路５ｃの流路断面積Ａｌの上限値及び下限値を求めれば、以下ようになる。
【００４５】
４００×（０．２５×φｈ１．２）−１／（０．０４×φｈ＋１．７）＜Ａｈ＜４００×（５００×φｈ１．２）−１／（０．０４×φｈ＋１．７）
１．６５／φｌ０．６７＜Ａｌ＜６２６／φｌ０．６７
したがって、高圧流路５ａの流路断面積Ａｈを１００×（０．２５×φｈ１．２）−１／（０．０４×φｈ＋１．７）より大きく、かつ、１００×（５００×φｈ１．２）−１／（０．０４×φｈ＋１．７）より小さくするとともに、低圧流路５ｃの流路断面積Ａｌを１．６５／φｌ０．６７より大きく、かつ、６２６／φｌ０．６７より小さくすれば、確実に小型、かつ、高性能な内部熱交換器５を得ることができる。
【００４６】
なお、本実施形態では、流路５ａ、５ｃを円形断面とするとともに、流路５ａ、５ｃを複数本としているので、高圧流路５ａの本数Ｎｈ及び低圧流路５ｃの本数Ｎｌは、以下のようになる。
【００４７】
１００／（π×φｈ２）×（０．２５×φｈ１．２）−１／（０．０４×φｈ＋１．７）＜Ｎｈ＜１００／（π×φｈ２）×（５００×φｈ１．２）−１／（０．０４×φｈ＋１．７）
２．１／φｌ２．６７＜Ｎｌ＜７９７／φｌ２．６７
但し、高圧流路５ａの本数Ｎｈ及び低圧流路５ｃの本数Ｎｌは自然数であるので、下限値については、小数点以下を切り上げた数を本数Ｎｈ、Ｎｌとし、上限値については、小数点以下を切り捨てた数を本数Ｎｈ、Ｎｌとする。
【００４８】
（第２実施形態）
第１実施形態では、高圧チューブ５ｂと低圧チューブ５ｄとは、ろう接等にて一体化されていたが、本実施形態は、図７に示すように、高圧チューブ５ｂと低圧チューブ５ｄとを押し出し加工又は引き抜き加工にて一体成形したものである。
【００４９】
（第３実施形態）
上述の実施形態では、扁平状のチューブにより内部熱交換器５が構成されていたが、本実施形態に係るは、図８に示すように、高圧流路５ａと低圧流路５ｃとが同軸上に並ぶように二重管構造としたものである。
【００５０】
因みに、本実施形態では、高圧流路５ａは１本であるので、流路断面積Ａｈはその１本の高圧流路５ａの流路断面積であり、低圧流路５ｃの流路断面積Ａｌは、複数本の低圧流路５ｃの総和である。
【００５１】
なお、本実施形態では、高圧流路５ａを低圧流路５ｃの内側に配置しているが、本実施形態は、これに限定されるものではなく、高圧流路５ａを低圧流路５ｃの外側に配置してもよい。
【００５２】
（その他の実施形態）
上述の実施形態では、車両用空調装置に本発明を適用したが、本発明の適用はこれに限定されるものではない。
【００５３】
また、本発明に係る内部熱交換器５の構造は、上述の実施形態に限定されるものではない。
【００５４】
また、本発明に係る内部熱交換器５では、高圧流路５ａ及び低圧流路５ｃが直線状に延びていたが、本発明はこれに限定されるものではなく、例えば両流路５ａ、５ｃが蛇行してもよい。
【図面の簡単な説明】
【００５５】
【図１】本発明の実施形態に係る蒸気圧縮式冷凍機の模式図である。
【図２】本発明の第１実施形態に係る内部熱交換器の模式図である。
【図３】高圧流路５ａの通路断面直径φをパラメータとしたときの、高圧チューブ５ｂにおける熱交換効率Ｑと高圧流路５ａの流路長さＬｈとの関係を示すグラフである。
【図４】低圧流路５ｃの通路断面直径φをパラメータとしたときの、低圧チューブ５ｄにおける熱交換効率Ｑと低圧流路５ｃの流路長さＬｌとの関係を示すグラフである。
【図５】高圧流路５ａの通路断面直径φをパラメータとしたときの、高圧チューブ５ｂにおける単位流路長さ当たりの圧力損失ΔＰ／Ｌと高圧流路５ａの流路断面積Ａｈとの関係を示すグラフである。
【図６】低圧流路５ｃの通路断面直径φをパラメータとしたときの、低圧チューブ５ｄにおける熱交換効率Ｑと低圧流路５ｃの流路断面積Ａｌとの関係を示すグラフである。
【図７】本発明の第２実施形態に係る内部熱交換器の模式図である。
【図８】本発明の第３実施形態に係る内部熱交換器の模式図である。
【符号の説明】
【００５６】
５…内部熱交換器、５ａ…高圧流路、５ｂ…高圧チューブ、
５ｃ…低圧流路、５ｄ…低圧チューブ。
【図１】
2005049026.tif 000003
【図２】
2005049026.tif 000004
【図３】
2005049026.tif 000005
【図４】
2005049026.tif 000006
【図５】
2005049026.tif 000007
【図６】
2005049026.tif 000008
【図７】
2005049026.tif 000009
【図８】
2005049026.tif 000010
【手続補正書】
【提出日】平成16年8月3日(2004.8.3)
【手続補正１】
【補正対象書類名】明細書
【補正対象項目名】００４５
【補正方法】変更
【補正の内容】
【００４５】
１００×（０．２５×φｈ1.2）-1/(0.04×φh+1.7)＜Ａｈ＜１００×
（５００×φｈ1.2）-1/(0.04×φh+1.7)
１．６５／φｌ0.67＜Ａｌ＜６２６／φｌ0.67
したがって、高圧流路５ａの流路断面積Ａｈを
１００×（０．２５×φｈ1.2）-1/(0.04×φh+1.7)より大きく、かつ、１００×（５００×φｈ1.2）−1/(0.04×φh+1.7)より小さくするとともに、低圧流路５ｃの流路断面積Ａｌを１．６５／φｌ0.67より大きく、かつ、６２６／φｌ0.67より小さくすれば、確実に小型、かつ、高性能な内部熱交換器５を得ることができる。
【手続補正２】
【補正対象書類名】明細書
【補正対象項目名】００４７
【補正方法】変更
【補正の内容】
【００４７】
４００／（π×φｈ2）×（０．２５×φｈ1.2）-1/(0.04×φh+1.7)＜Ｎｈ＜
４００／（π×φｈ2）×（５００×φｈ1.2）-1/(0.04×φh+1.7)
２．１／φｌ2.67＜Ｎｌ＜７９７／φｌ2.67
但し、高圧流路５ａの本数Ｎｈ及び低圧流路５ｃの本数Ｎｌは自然数であるので、下限
値については、小数点以下を切り上げた数を本数Ｎｈ、Ｎｌとし、上限値については、小
数点以下を切り捨てた数を本数Ｎｈ、Ｎｌとする。
【手続補正３】
【補正対象書類名】図面
【補正対象項目名】図２
【補正方法】変更
【補正の内容】
【図２】
2005049026.tif 000011