コイル形熱交換器と、このコイル形熱交換器を備えている空調装置
本発明により、大き過ぎず、頑丈で、軽量で、製造が容易で、かなり多種の空調装置への設置が容易な、冷媒流体と熱交換流体が熱交換できる熱交換器を提供する。
【課題】空調回路を循環している超臨界流体と、第２回路を循環している熱交換流体との間の熱交換の最大化と、前記流体の圧力損失の最小化と、熱交換器の外形の最小化に、可能な限りの折り合いをつける。
【解決手段】超臨界流体が空調回路内を循環し、第２回路内を熱交換流体が循環する空調装置の、前記両回路に“合同”で設置されている、本発明の熱交換器は、渦巻形の扁平チューブから成る連続コイルを収容している本体を備えている熱交換器であり、互いに面している２つの連続コイルは、コイル間の隙間により分離されている。このコイル間の隙間（１２）は、互いに面している２つの連続コイル間に、０．５〜５ｍｍ間の間隔Ｄで伸長している。
【課題】空調回路を循環している超臨界流体と、第２回路を循環している熱交換流体との間の熱交換の最大化と、前記流体の圧力損失の最小化と、熱交換器の外形の最小化に、可能な限りの折り合いをつける。
【解決手段】超臨界流体が空調回路内を循環し、第２回路内を熱交換流体が循環する空調装置の、前記両回路に“合同”で設置されている、本発明の熱交換器は、渦巻形の扁平チューブから成る連続コイルを収容している本体を備えている熱交換器であり、互いに面している２つの連続コイルは、コイル間の隙間により分離されている。このコイル間の隙間（１２）は、互いに面している２つの連続コイル間に、０．５〜５ｍｍ間の間隔Ｄで伸長している。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、自動車の加熱、換気、及び／又は空調ユニットと協働する空調回路の分野に関する。本発明の主題は、２次回路と結合されている空調装置を形成しているコイル形熱交換器である。本発明の他の主題は、このような空調装置である。
【背景技術】
【０００２】
通常、自動車は、車室内空気の温度を変化させるために、加熱、換気、及び／又は空調ユニットを備えている。温度変化は、少なくとも１つの空気流を車室内に供給することにより行われる。このユニットは、前記空気流を案内して、この空気流の熱交換を行う手段、例えば、前記空気流を冷却する蒸発器を収容している、主にプラスチック製のハウジングから成っている。
【０００３】
このため、このユニットは、蒸発器と、少なくとも１つの圧縮機、ガスクーラー、内部熱交換器、膨張弁、及び、アキュムレータを備えている空調回路と協働しており、前述のすべての機器に、Ｒ７４４として知られている、一酸化炭素の超臨界流体のような冷媒流体が循環している。
【０００４】
この冷媒流体は、圧縮機からガスクーラーへ、その後順次、内部熱交換器の“高圧”回路、膨張弁、蒸発器、アキュムレータ、内部熱交換器の“低圧”回路へ循環し、最終的に圧縮機に戻る。
【０００５】
この圧縮機は、ガス状の冷媒流体を吸入して圧縮し、高圧にする。ガスクーラーは、比較的一定の圧力のもとで、圧縮された冷媒流体を冷却し、周囲に放熱する。膨張弁は、ガスクーラーから来た冷媒流体の圧力を低下させ、少なくともその一部を液化させる。蒸発器は、膨張弁から来た液状の冷媒流体を、蒸発器を通過する空気流から吸熱し、比較的一定の圧力のもとで、ガス状に変化させる。その後、蒸発した冷媒流体は、圧縮機に吸入される。
【０００６】
そのため、空調回路は、圧縮機から空調回路内の冷媒流体の流動方向に沿って、膨張弁に至る“高圧”回路と、膨張弁から圧縮機に至る“低圧”回路とを備えている。
【０００７】
また、空調回路は、空調回路内を循環している冷媒流体と、第２回路内を循環している熱交換流体とを熱交換させる熱交換器を備えている。この熱交換器は、空調回路と第２回路の一部をなしている。この空調回路と第２回路とで、空調装置が形成されている。
【０００８】
特許文献１には、２つの扁平チューブを互いに結合して、１つのコイルの内側に、もう１つのコイルが入れ子にされている渦巻形コイルの熱交換器が開示されている。冷媒流体が、一つの扁平チューブ内を循環し、熱交換流体は、他の扁平チューブ内を循環する。各扁平チューブ内を循環する流体は、互いに対向流になっている。
【０００９】
この熱交換器の使用上の第１の欠点は、かさ張っていて大きいことである。またこのタイプの熱交換器は、重いという欠点を有する。更に、この熱交換器は製造が複雑である。即ち、扁平チューブを互いの組み立てるための工程が非常に長く、扁平チューブを損傷しやすいため、最終的には、熱交換器の作動に影響を与えることとなる。
【００１０】
また、このような熱交換器を備えている空調装置は、一方の、及び／又は、双方の流体の大きな圧力損失を被りやすく、この圧力損失を最小にする必要がある。最後に、この空調装置の伝熱能力、特に、熱出力、熱効率、及び、流体力を、改善する必要がある。
【先行技術文献】
【特許文献】
【００１１】
【特許文献１】国際公開第２００７／１３６３７９号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【００１２】
本発明の第１の目的は、大き過ぎず、頑丈で、軽量で、製造が容易で、多種多様の空調装置への設置が容易な、冷媒流体と熱交換流体とが流動する熱交換器を提供することである。
【００１３】
本発明の他の目的は、冷媒流体と熱交換流体との間の熱交換が、“並流”、“対向流”、及び“横流”のいずれかにより行われるようにした熱交換器を提供することである。
【００１４】
本発明の他の目的は、前記流体の一方、又は双方の圧力損失を最小にした熱交換器を提供することである。
【００１５】
本発明の最後の目的は、空調回路と第２回路を備え、前記両回路に前記熱交換器が「一体的に」に設置されており、超臨界流体が空調回路内を循環し、第２回路内を熱交換流体が循環する空調装置の、前記流体間の熱交換の最大化と、前記流体の一方、及び／又は、他方の循環に影響を与えやすい圧力損失の最小化と、熱交換器の外形の最小化とを、可能な限り達成することである。前述の「一体感に」とは、本発明の熱交換器が、空調回路と第２回路との間の交差部に設置されていることを意味している。
【課題を解決するための手段】
【００１６】
本発明の熱交換器は、連続コイル状の扁平チューブを収容したシェルを備えている熱交換器である。互いに面している２つの連結コイルは、隙間をもって分離されている。この隣り合っている２つの連続コイル間の間隔（Ｄ）は、０．５〜５ｍｍである。
【００１７】
好ましい分離間隔Ｄは、２ｍｍ以上である。
【００１８】
この熱交換器によると、熱交換流体ＦＣに影響を及ぼす可能性のある圧力低下を小とし、かつ冷媒流体ＦＲと熱交換流体ＦＣとの間の熱交換を大とすることができる。
【００１９】
扁平チューブは、多数の通路を備え、各通路は、扁平チューブの中心端部が設けられている中心ロッドと、扁平チューブの外周端部が設けられている外周ロッドとの間にあるのが好ましい。
【００２０】
各通路は、扁平チューブの渦巻きの中心軸△’を備えている熱交換器の径方向の面Ｐ’に、孔（Ａ１，Ａ２）を備え、その面積は、０．２〜０．５ｍｍ2であるのが好ましい。
【００２１】
各通路は、前記径方向の面Ｐ’に、１．６〜１．９ｍｍの周長Ｐｅ１、Ｐｅ２を備えているのが好ましい。
【００２２】
各通路の径は、０．４〜０．９ｍｍであるのが好ましい。
【００２３】
通路の数は、例えば、７５〜８５である。
【００２４】
扁平チューブは、その渦巻きの中心軸△’と平行に、扁平チューブの２つの対向端部Ｂ１、Ｂ２間に、７５〜８０ｍｍの高さＨを有している。
【００２５】
この熱交換器は、例えば、次の特徴を備えている。
−扁平チューブの数は、８１である。
−扁平チューブの高さＨは、７７．３ｍｍである。
−扁平チューブの展開長さは、１４００ｍｍである。
−各通路は、長さｌが１ｍｍで、幅Ｌが０．７ｍｍの長方形の孔Ａ１を備えている。
−各通路の流体の直径は、０．８６である。
【００２６】
更に、この熱交換器は、例えば、次の特徴を備えている。
−扁平チューブは、７７の通路を備えている。
−扁平チューブの高さは、７７．３ｍｍである。
−扁平チューブの展開長さは、１４００ｍｍである。
−各通路の流体的直径ｄ'は０．６ｍｍである。
【００２７】
最後に、この熱交換器は、例えば、次の特徴を備えている。
−扁平チューブは、７７の通路を備えている。
−扁平チューブの高さＨは、７７．３ｍｍである。
−扁平チューブの展開長さは、６９５ｍｍである。
−各通路は、直径ｄ'が０．６ｍｍの円形の孔Ａ２を備えている。
−各通路の流体直径は、０．６ｍｍである。
【００２８】
本体は、スリーブ状に形成されており、このスリーブの第１端部を第１端板が閉止し、スリーブの第２端部を第２端板が閉止していることが好ましい。
【００２９】
このスリーブは、全体として円筒状で、第１端板と第２端板のそれぞれ平面Ｐ１、Ｐ２とほぼ直交する軸線△に沿って伸長していることが好ましい。
【００３０】
端板は、例えば、入れ子固定、クリップ、締結、又は接着により、スリーブに取り付けられている。
【００３１】
本体には、入口孔と出口孔が設けられていることが好ましい。
【００３２】
入口孔と出口孔は、第１端板に設けられていることが好ましい。
【００３３】
他の例として、入口孔と出口孔を、スリーブ状とすることもある。
【００３４】
他の例として、入口孔と出口孔を、第２端板に設けることもある。
【００３５】
入口孔と出口孔を、第１端板の中心部に設けると有利である。
【００３６】
中心ロッドは、その第１端部に開口している通路と連通している空洞を備え、外周ロッドは、その第１端部で開口している通路と連通している孔を備えていると有利である。
【００３７】
中心ロッドの第１端部に、吸入孔、又は吐出孔のいずれかが設けられており、外周ロッドの第１先端部に他方の孔が備えられているのが好ましい。
【００３８】
第１端部と第１先端部は、例えば、同一の端板から突出している。
【００３９】
他の例として、第１端部は、端板の１つから突出し、第２端部は他の端板から突出している。
【００４０】
第２端部を有する中心ロッドと、第２先端部を有する外周ロッドとともに、第２端部と第２先端部が、本体の構成要素部分である中心円筒部と外周円筒部内に固定されているのが好ましい。
【００４１】
第１端板に設けてある孔は、三日月形をしており、部分的に中心円筒部をカバーしているのが好ましい。
【００４２】
第１端板に設けられている孔に、外周円筒部の先端に固定されている湾曲パイプが設けられている。
【００４３】
扁平チューブは、押し出し成形により、熱伝導材料から製造されている。
【００４４】
本体の部材であるシェルは、プラスチック製である。
【００４５】
本発明の空調装置は、空調回路と第２回路を備え、少なくとも１つの熱交換器が共用で設けられている空調装置である。
【００４６】
この熱交換器は、空調回路と第２回路に、複数が直列に設けられていることが好ましい。
【００４７】
この空調回路の第１循環方向Ｓ１に、超臨界流体ＦＲが循環していると有利である。
【００４８】
第２回路の第２循環方向Ｓ２に、水とグリコールの混合物から成る熱交換流体ＦＣが循環していると有利である。
【００４９】
熱交換器内で、前記第１循環方向Ｓ１は、例えば、第２循環方向Ｓ２と同方向である。
【００５０】
熱交換器内で、前記第１循環方向Ｓ１は、例えば、第２循環方向Ｓ２と対向方向である。
【００５１】
熱交換器内で、前記第１循環方向Ｓ１は、例えば前記第２循環方向Ｓ２と直角方向である。
【００５２】
扁平チューブが空調回路を形成している一方で、チューブ間の隙間が第２回路を形成していると有利である。
【００５３】
前記熱交換器は、例えば空調回路の“低圧”回路に配置される。
【００５４】
前記熱交換器は、例えば空調回路の“高圧”回路に配置される。
【発明の効果】
【００５５】
この熱交換器によると、熱交換流体ＦＣに影響しやすい圧力損失の低下と、冷媒流体ＦＲと熱交換流体ＦＣ間の熱交換の最大化との折り合いが計られる。
【００５６】
添付図面を参照して、幾つかの実施例についての詳細な説明を読むことにより、本発明を、より良く理解しうると思う。
【図面の簡単な説明】
【００５７】
【図１】本発明の熱交換器を備えている空調装置の部分概略図である。
【図１ａ】本発明の熱交換器を備えている空調装置の部分概略図である。
【図２】図１の空調装置の代替実施例を示す概略図である。
【図３】図１の空調装置の代替実施例を示す概略図である。
【図４】本発明の熱交換器の第１実施例の径方向の断面図である。
【図４ａ】図４の熱交換器の詳細図である。
【図５】熱交換器のコイル間の隙間である分離距離Ｄの関数としての、図１〜図４の熱交換器の熱出力Ｐｔｈを表しているグラフである。
【図６】分離距離Ｄの関数としての、図１〜図４の熱交換器の熱効率Ｅを表しているグラフである。
【図７】分離距離Ｄの関数としての、図１〜図４の熱交換器内を循環している冷媒に影響しやすい圧力損失Ｐｃを表しているグラフである。
【図８】分離距離Ｄの関数としての、図１〜図４の熱交換器の流体動力Ｐｈを表しているグラフである。
【図９】図１〜図４に示す熱交換器の斜視図である。
【図１０】図２の熱交換器の構成部品である扁平チューブの１つのコイルの断面図である。
【図１１】図３の熱交換器を構成している扁平チューブの１つのコイルの断面図である。
【図１２ａ】図１〜図４の熱交換器内を循環している冷媒と熱交換流体の相対的な循環方向の実施例を示す。
【図１２ｂ】図１〜図４の熱交換器内を循環している冷媒と熱交換流体の相対的な循環方向の実施例を示す。
【図１２ｃ】図１〜図４の熱交換器内を循環している冷媒と熱交換流体の相対的な循環方向の実施例を示す。
【図１３】図１〜図４の熱交換器の部分斜視図を示す。
【図１４】図１〜図４と、図１３の熱交換器の第１実施例の軸方向の断面図である。
【図１５】図１〜図４と、図１３の熱交換器の第２実施例の軸方向の断面図である。
【図１６】図１〜図４と、図１４〜図１５の熱交換器の一実施例の軸方向の断面図である。
【図１７】図１３と図１４の熱交換器の、図１の空調装置との個々の接続方法を示している斜視図である。
【図１８】図１３と図１４の熱交換器の、図１の空調装置との個々の接続方法を示している斜視図である。
【図１９】図１３と図１４の熱交換器の、図１の空調装置との個々の接続方法を示している斜視図である。
【図２０】図１３と図１４の熱交換器の、図１の空調装置との個々の接続方法を示している斜視図である。
【図２１】図１〜図４と図１４〜図１５の熱交換器の斜視図である。
【図２２】図２１の熱交換器の側面図である。
【発明を実施するための形態】
【実施例】
【００５８】
自動車は、車室内空気の温度を変化させるために、加熱、換気、及び／又は空調ユニットを備えている。温度変化は、少なくとも１つの空気流Ｆを車室内に供給することにより行われている。主にプラスチック製のハウジングから成るユニットが、車両のインストルメントパネルの下方に配置されている。このハウジングは、車室内に供給される前の空気流Ｆを案内するように設計されている。
【００５９】
このユニットは、空気流Ｆを、冷却、及び／又は加熱するために、空気流Ｆの熱処理用の手段を備えている。図１〜図３に示すように、この装置は、好ましくは、例えば、Ｒ７４４と称せられている一酸化炭素のような超臨界冷媒の冷媒流体ＦＲが循環している空調回路２を備えている空調装置１と協働している。空調回路２は、冷媒流体ＦＲと、第２回路４内を循環している熱交換流体ＦＣとの間の熱交換を可能にするように設計されている、少なくとも１つの熱交換器を備えている。この熱交換流体ＦＣは、水とグリコールの混合物から成っていることが好ましい。
【００６０】
この熱交換器３は、空調回路２と第２回路４の交差点に配置されている構成要素であり、冷媒流体ＦＲと熱交換流体ＦＣが、熱交換器３内の別々の回路内を通過する。この熱交換器３は、空気とは熱交換せず、即ち、熱交換器３を空気流が通過しないということに注意を要する。
【００６１】
この熱交換器３は、その内部の冷媒流体ＦＲ循環用の第１通路７を通じて、吐出孔６と連通している吸入孔５を備えている。前記第１通路７に沿って、冷媒流体ＦＲは、空調回路２内を第１循環方向Ｓ１に循環する。また、この熱交換器３は、その熱交換流体ＦＣ循環用の第２通路１０を通じて、出口孔９と連通している入口孔８を備えている。前記第２通路１０に沿って、熱交換流体ＦＣは、第２回路４内を第２循環方向Ｓ２に循環している。前記第１通路７と第２通路１０は、冷媒流体ＦＲと熱交換流体ＦＣとの間で熱交換できるように配置されている。
【００６２】
図１ａに示すように、空調装置１は、空調回路２と第２回路４に直列に接続されている２つの熱交換器３を備えている。各熱交換器３の第１通路７は、順次前後に配置されているので、冷媒流体は、両方の熱交換器の第１通路７を順次循環する。第２通路１０においても同様である。第１熱交換器３の吐出孔６は、第２熱交換器３の吸入孔５と連通しており、第２熱交換器３の出口孔９は、第１熱交換器３の入口孔８と連通している
【００６３】
図２と図３に示すように、空調回路２は、更に、圧縮機１００、ガスクーラー１０１、内部熱交換器１０２、および膨張弁１０３を備えている。この構成により、空調回路２は、空調回路２内の冷媒流体ＦＲの第１循環方向Ｓ１方向に、圧縮機１００の出口から膨張弁１０３の入口に至る“高圧”回路１０６と、膨張弁１０３の出口から圧縮機１００の入口に至る“低圧”回路１０７を備えている。
【００６４】
図２に示すように、熱交換器３は、空調回路２の“低圧”回路１０７上に配置されている。この熱交換器３は、空調回路２内の冷媒流体ＦＲの第１循環方向であるＳ１の方向に、膨張弁１０３の出口と内部熱交換器１０２の入口との間に配置されている。この配置により、熱交換器３は、熱交換流体ＦＣに冷熱エネルギーを与えるという意味では、熱的に、蒸発器のような働きをしている。また、空気／熱交換流体クーラー１２０が第２回路４に配置されており、その機能は、熱交換流体により運ばれてきた冷熱エネルギーを、車室の空調のために車室内に流入する空気Ｆに伝達することである。
【００６５】
図３に示すように、熱交換器３は、空調回路２の“高圧”回路１０６に配置されている。この熱交換器３は、空調回路２内の冷媒流体ＦＲの循環方向Ｓ１方向に、圧縮機１００の出口と内部熱交換器１０２の入口との間に配置されている。この配置により、熱交換器３は、熱交換流体ＦＣに熱を与えて、循環している冷媒流体ＦＲを冷却できるという意味では、熱的に、ガスクーラーのような働きをしている。第２回路４は、外気と熱交換することにより、熱交換流体ＦＣを冷却するために、車両の前面に配置されている熱交換流体／空気クーラー１２１を備えている。
【００６６】
図４に示すように、前記第１通路７は、扁平チューブから成り、渦巻き状に巻かれて、連続コイル１１とされている。好ましくは、同心コイルである。前記第２通路１０は、扁平チューブ７が巻き付けられた２つの連続コイル１１間の隙間の少なくとも一部に形成されている。
【００６７】
本発明によると、コイル間の隙間１２、すなわち２つの連続コイル１１間の間隔Ｄは、０．５〜５ｍｍである。
【００６８】
この間隔距離Ｄは、互いに対面位置にある２つの連続コイル１１間で測定されたもので、互いに対向している２つの連続コイル１１間の間隔に等しい。
【００６９】
詳しく言うと、間隔Ｄは、互いに対向している第１コイル１１ａの外壁１０９の外面１０８と、第２コイル１１ｂの内壁１１１の内面１１０との間を測定したものである。コイルの壁の外面は、コイルの壁の内面よりも、扁平チューブ７の渦巻形の中心軸△'から離れている。
【００７０】
少なくとも一部が第２循環通路１０を形成しているコイル間の隙間１２は、第１コイル１１ａから第２コイル１１ｂに、より詳細には、第１コイル１１ａの外壁１０９から、第２コイル１１ｂの内壁１１１に、熱交換流体ＦＣを導く他の壁部を備える事無く、伸長している。そのため、コイル１１の壁部１０９，１１１が、同時に、冷媒流体ＦＲと熱交換流体ＦＣを循環させている。従って、コイルの１つの面が、流体ＦＲ、ＦＣの内の１つと接触しており、同じコイルの他の面が、流体ＦＲ、ＦＣの他方と接触している。
【００７１】
この構成により、冷媒流体ＦＲと熱交換流体ＦＣとの間で交換されている熱出力Ｐｔｈを最大にすることができる。この熱出力Ｐｔｈは、高温流体（即ち、図２の空調装置１の熱交換流体ＦＣと、図３の空調装置１の冷媒流体ＦＲ）から、低温流体（即ち、図２の空調装置１の冷媒流体ＦＲと、図３の空調装置１の熱交換流体ＦＣ）に供給されているエネルギーに相当している。図５において、熱出力Ｐｔｈは、間隔Ｄが０．５ｍｍから５ｍｍに変化するとき、出力Ｐｔｈ１からＰｔｈ２に直線的に減少している。詳しく言うと、５ｍｍの間隔Ｄに対して、Ｐｔｈ２/Ｐｔｈ１の比は、４０％であり、３ｍｍの間隔Ｄに対して、Ｐｔｈ３/Ｐｔｈ１の比は、２５％である。
【００７２】
また、この構成により、熱交換器３の熱効率Ｅも、図６に示すように、間隔Ｄが０．５ｍｍから５ｍｍに変化するにつれて、Ｅ１からＥ２に減少している。
【００７３】
この２つの間隔Ｄの間、すなわち５ｍｍの間隔Ｄに対して、Ｅ２/Ｅ１の比は、４０％であり、３ｍｍの間隔Ｄに対して、Ｅ３/Ｅ１の比は、２５％である。
【００７４】
冷媒流体ＦＲが、扁平チューブに、入口温度ＴＥＲで流入し、出口温度ＴＳＲで吐出し、熱交換流体ＦＣが、コイル間の隙間１２に、入口温度ＴＥＣで流入し、コイル間の隙間１２から、出口温度ＴＳＣで吐出するとき、図２の空調装置１の熱交換流体ＦＣの熱効率Ｅは、次式のようになる。
Ｅ＝（ＴＥＣ−ＴＳＣ）/（ＴＥＣ−ＴＥＲ）
【００７５】
冷媒流体ＦＲの熱効率Ｅは、次式のようになる。
Ｅ＝（ＴＳＲ−ＴＥＲ）/（ＴＥＣ−ＴＥＲ）
【００７６】
図３の空調装置１の熱交換流体ＦＣの熱効率Ｅは、次式のようになる。
Ｅ＝（ＴＳＣ−ＴＥＣ）/（ＴＥＲ−ＴＥＣ）
【００７７】
一方、冷媒流体ＦＲの熱効率Ｅは、次式のようになる。
Ｅ＝（ＴＥＲ−ＴＳＲ）/（ＴＥＲ−ＴＥＣ）
【００７８】
この構成により、冷媒流体ＦＲと熱交換流体ＦＣに影響しやすい圧力損失Ｐｃは、図７に示すように、間隔Ｄが０．５ｍｍから２ｍｍに変化するにつれて、圧力損失Ｐｃ１から圧力損失Ｐｃ２に直線的に減少し、その後、間隔Ｄが２ｍｍから５ｍｍに変化しても、圧力損失Ｐｃ２は安定している。特に、圧力損失Ｐｃ２は、圧力損失Ｐｃ１よりも１０倍低いことが分かった。
【００７９】
最後に、この条件により、熱交換器３の流体力は、図８に示すように、間隔Ｄが０．５ｍｍから２ｍｍに変化するにつれて、流体力Ｐｈ１から流体力Ｐｈ２に直線的に減少し、その後、間隔Ｄが２ｍｍから５ｍｍに変化しても、流体動力Ｐｈ２に安定している。特に、流体動力Ｐｈ２は、流体動力Ｐｈ１よりも１０倍低いことが発見された。
【００８０】
流体力Ｐｈは、冷媒流体ＦＲの体積流量率の積として定義付けられており、扁平チューブ７に流入する冷媒流体ＦＲの流入圧力と、扁平チューブ７から流出する冷媒流体ＦＲの出口圧力との圧力差を調節している。
【００８１】
０．５ｍｍから５ｍｍ、好ましくは２ｍｍの間隔Ｄをもって、コイル間の隙間１２を定めることが、本発明の発明者が提案する着想であり、これにより、熱交換器３の熱出力Ｐｔｈ、効率Ｅ、圧力損失Ｐｃ、流体動力Ｐｈを適切に定めることができる。最後に、間隔Ｄを賢明に選択することにより、熱交換器３、最終的には空調装置１の熱的機能を正確に制御することができる。間隔Ｄを２ｍｍ以上とすることにより、圧力損失Ｐｃの最小化と、熱出力Ｐｔｈ、効率Ｅ、流体力Ｐｈ、および、熱交換器の外形の最大化との間の折り合いを計ることができる。
【００８２】
この選択は任意ではあるが、計算により、熱交換器３の熱出力Ｐｔｈ、効率Ｅ、圧力損失Ｐｃ、流体力Ｐｈを決定することができる。
【００８３】
更に、この熱交換器３は、低コスト、組立容易、軽量であって、同時に頑丈で、大き過ぎず、しかも製造が容易である。
【００８４】
図４と図９に示すように、扁平チューブ７は、スリーブ１４から成るシェル１３の内部に収容されており、スリーブ１４の端部１５，１６は、それぞれ、第１端板１７と第２端板１８により閉止されている。従って、シェル１３は、外部に対して密閉されている。そのため、扁平チューブ７は、シェル１３に満たされている熱交換流体ＦＣに浸かっている。扁平チューブ７が、熱交換流体ＦＣに浸かっているので、熱交換流体ＦＣと冷媒流体ＦＲとの間の熱交換は容易である。扁平チューブ７の連結コイル１１間の熱交換流体ＦＣの循環は、扁平チューブ７の渦巻形の連結コイル１１により直接的に案内されており、従って、前記流体ＦＣとＦＲ間の熱交換は容易であり、熱交換器３、及び／又は、空調装置１の伝熱性能は改良されている。
【００８５】
シェル１３は、扁平チューブ７をシェル１３内の所定位置に保持する多数のリブ１１９を備えている。前記リブ１１９は、扁平チューブ７の渦巻形の最外部のコイル１１と接触している。このリブ１１９が形成されていることにより、熱交換器３の剛性と頑丈さは良好となり、シェル１３と最外部のコイル１１との間の熱交換流体ＦＣの循環を妨げないような形状となっている。
【００８６】
スリーブ１４は、全体的に円筒状であり、第１端板１７と第２端板１８の各平面部Ｐ１とＰ２とほぼ直交する軸線△に沿って伸びている。この第１端板１７と第２端板１８は、スリーブ１４の端部１５と１６に、互いに固定されているか、又は留め具、或いは、接着のような任意の技法により取り付けられている。
【００８７】
扁平チューブ７は、例えば、アルミニウムのような、熱伝導材で機械的に強固な材料を、押出しにより製造されており、大気圧よりも高圧の冷媒流体ＦＲの循環に耐えることができるようになっている。本発明の熱交換器３は、例えば、２０〜１２０バールの圧力の冷媒流体の循環に安全に耐えることができるように設計される。
【００８８】
特に、図２に示す熱交換器３は、空調回路２の“低圧”回路１０７に配置されており、冷媒流体ＦＲが、２０〜５０バールの圧力で循環できるようになっている。
【００８９】
更に、図３の熱交換器３は、空調回路２の“高圧”回路１０６に配置されており、冷媒流体ＦＲが、８０〜１２０バールの圧力で循環できるようになっている。
【００９０】
シェル１３自体は、軽量のプラスチックで形成されており、大気圧で、熱交換流体ＦＣの循環を案内するのに充分に強固となっている。この構成により、熱交換器３の大きさは、最小限となっている。
【００９１】
図１０は、空調回路２の“低圧”回路１０７に配置されている扁平チューブ７の断面図であり、扁平チューブ７が、多数の、好ましくは８１個の通路１１２を備えていることを示している。２つの隣接している通路１１２は、０．２５ｍｍの間隔ｅをもって離れている。この通路１１２は、互いに平行な個々の平坦面Ｐに、前記伸長軸△に対して直角に形成されている。扁平チューブ７は、その一端部Ｂ１から、反対側の端部Ｂ２の伸長軸△と平行に測定された高さＨを有し、その値は、７５〜８０ｍｍ、好ましくは７７ｍｍ、更に、好ましくは、７７．３ｍｍである。更に、扁平チューブ７の展開長さ、即ち、扁平チューブ７が渦巻状に巻かれていないときの長さは、１４００ｍｍである。最後に、この扁平チューブ７は、冷媒流体ＦＲ用の通路断面積Ａ１の４倍を、通路断面積Ａ１の周長Ｐｅｌで除算した結果で定められる流体直径ｄを有し、この流体直径ｄは、０．８〜０．９、好ましくは０．８６である。この冷媒流体ＦＲ用の断面Ａ１は長方形である。前記断面Ａ１の、前記平面Ｐと平行に測定された長さｌは１ｍｍであり、前記平面Ｐと直角に測定された幅Ｌは０．７ｍｍである。
【００９２】
図１１は、空調回路２の“高圧”回路１０６に配置されている扁平チューブ７の断面図であり、扁平チューブ７が、多数の、好ましくは７７個の通路１１２を有していることを示している。２つの隣接している通路１１２は、０．４ｍｍの一定の間隔ｅをもって離れている。この通路１１２は、互いに平行な個々の平坦面Ｐに、前記伸長軸△に対して直角に形成されている。扁平チューブ７は、その一端部Ｂ１から、反対側の端部Ｂ２の伸長軸△に平行に測定された高さＨを有し、この値は、７５〜８０ｍｍ、好ましくは７７ｍｍであり、更に、好ましくは７７．３ｍｍである。更に、扁平チューブ７の展開長さ、即ち、扁平チューブ７が渦巻形に巻かれていないときの長さは、種々の実施例に応じて、１４００ｍｍ、又は６９５ｍｍである。最後に、この扁平チューブ７は、冷媒流体ＦＲ用の通路断面積Ａ２の４倍を、通路断面積Ａ２の濡れ周長Ｐｅ２で除算して定められている直径ｄを有し、この直径ｄは、０．４〜０．６５ｍｍ、好ましくは０．６ｍｍである。この冷媒流体ＦＲ用の通路断面Ａ２は円形である。前記断面Ａ２の直径ｄ'は、０．６ｍｍである。
【００９３】
更に、熱交換流体ＦＣ用の入口孔８と出口孔９の、シェル１３に対する位置決めと、熱交換器３の空調回路２と第２回路４への配置要領により、熱交換器３は、冷媒流体ＦＲと熱交換流体ＦＣとの間の熱交換を、図１２ａ〜図１２ｃに、それぞれ示されている“並流”、“対向流”、および“横流”の態様で行うことのできるという特徴を備えている。これは、この熱交換器３が、同一の扁平チューブ７に基づいて、かつ、低コストのシェル１３の互換性に基づいて、さらに、空調回路２と第２回路４への熱交換器３の配置方法の選択に基づいて、種々の作動をなしうる可能性を有していることを意味している。
【００９４】
図１２ａにおいて、熱交換器３内の前記循環方向Ｓ１とＳ２は、双方ともに、時計回り方向である。図示しない代替実施例において、熱交換器３内の循環方向Ｓ１とＳ２を、双方ともに、反時計回りの回転方向とすることである。この２つの代替実施例において、前記循環方向Ｓ１とＳ２は、“平行”で、かつ同一方向である。この熱交換器３は、“並流”と呼ばれる。
【００９５】
図１２ｂにおいて、前記循環方向Ｓ１は、時計回りの方向であるのに対して、前記循環方向Ｓ２は、反時計回りの方向である。図示しない、実施例においては、前記循環方向Ｓ１は、反時計回りの方向であるのに対して、前記循環方向Ｓ２は、時計回りの方向である。この２つの実施例において、前記循環方向Ｓ１とＳ２は、“平行”であるが、対向している。この熱交換器３は、“対向流”と呼ばれる。
【００９６】
図１２ｃにおいて、前記循環方向Ｓ１は、時計回りの方向であり、前記循環方向Ｓ２は、図１２ｃの平面の前方向から後方向へ向いており、図１２ｃの平面に対して垂直である。図示していない、別の実施例において、前記循環方向Ｓ２は、図１２ｃの平面の後方から前方へ向いている。最後に、図示していない、別の実施例において、前記循環方向Ｓ１は、反時計回り方向であるのに対して、前記循環方向Ｓ２は、図１２ｃの平面の前方向から後方向へ向いているか、或いは、図１２ｃの平面の後方向から前方向へ向いており、図１２ｃの平面に対して垂直である。この熱交換器３は、“横流”と呼ばれている。
【００９７】
図１３において、扁平チューブ７は、その渦巻形の中心端２１と外周端２２の間を伸長しており、この中心端２１は、扁平チューブ７の渦巻形の中心に位置し、外周端２２は、前記渦巻形の外縁に位置している。中心端２１は、第１軸△１に沿って伸長している中心ロッド２３を備えており、外周端２２は、第２軸△２に沿って伸長している外周ロッド２４を備えている。この第１軸△１、第２軸△２、および、スリーブ１４の伸長軸△は、互いに平行であり、かつチューブ７の渦巻形の中心軸△'も平行である。前記の伸長軸△と中心軸△'は、平行であるか、同一であることが好ましい。
【００９８】
別の実施例において、外周ロッド２４は、熱交換流体ＦＣが外周ロッド２４を横切ることを防ぐために、スリーブ１４の内側に形成されている止め具３１に支えられている。この外周ロッド２４が支えられている止め具３１は、入口孔８の上流に形成されているので、熱交換流体ＦＣが熱交換器３内に流入し、前記第１循環方向Ｓ１に循環することを容易にしており、熱交換器３内に、より均一に循環させることができる。
【００９９】
再び、図１４〜図１６を参照すると、中心ロッド２３は、その第１端部２６に開口している空洞２５を備えている。同様に、外周ロッド２４は、その第１先端部２９に開口している孔２８を備えている。この空洞２５と孔２８は、互いに、前記通路１１２と接続されている。別々の実施例において、空洞２５は吸入孔５と連通し、孔２８は吐出孔５と連通しているか、或いは、空洞２５が吐出孔５と連通し、孔２８は吸入孔５と連通している。
【０１００】
図１４において、中心ロッド２３の第１端部２６と、外周ロッド２４の第１先端部２９は、第２端板１８を貫通してシェル１３から突出しているので、空調回路２と接続することができる。中心ロッド２３と外周ロッド２４は、それぞれ、第１端板１７内に形成されている円筒部３３，３２内に固定されている第２端部２７と第２先端部３０を備えている。
【０１０１】
図１５において、中心ロッド２３の第１端部２６は、第１端板１７を貫通してシェル１３から突出しており、外周ロッド２４の第１先端部２９は、第２端板１８を貫通してシェル１３から突出しているので、空調回路２と接続することができる。中心ロッド２３の第２端部２７は、第２端板１８内に形成されている中心円筒部３３内に固定されており、外周ロッド２４の第２先端部３０は、第１端板１７内に形成されている外周円筒部３２内に固定されている。
【０１０２】
図１４と図１５において、熱交換器３は、図１２ａと図１２ｂにそれぞれ図示してあるような、“並流”又は“対向流”とされている。
【０１０３】
図１６において、第１端板１７は、熱交換流体ＦＣ用の出口孔９を備えており、第２端板１８は、熱交換流体ＦＣ用の入口孔８を備えている。この構成による熱交換器３は、“横流”型である。扁平チューブ７は、図１４又は図１５に示すように配置されており、入口孔８と出口孔９は、図１６に示すように、異なる端板１８，１７に形成されているので、熱交換流体ＦＣが、第２端板１８から第１端板１７の、第２循環方向Ｓ２に、熱交換器３通過し、図１２ｃに示すように、どの点においても、扁平チューブ７を通る冷媒流体ＦＲの第１循環方向Ｓ１に対して直交している。
【０１０４】
この構成により、熱交換流体ＦＣに影響を与えやすい圧力損失Ｐｃを最小にできる。
【０１０５】
図１４と図１５において、第１スペーサー部品１１３が、扁平チューブ７の端部Ｂ１と第１端板１７との間に設けられ、かつ第２スペーサー部品１１４が、扁平チューブ７の端部Ｂ２と第２端板１８との間に設けられている。
【０１０６】
図１４に示すように、第１スペーサー部品１１３は、扁平チューブ７の端部Ｂ１と、第１端板１７に形成されている円筒部３２，３３との間に設けられ、第２スペーサー部品１１４は、扁平チューブ７の端部Ｂ２と、第２端板１８と一体化している２つの基本スリーブ１１５，１１６との間に設けられている。
【０１０７】
更に、図１５において、第１スペーサー部品１１３は、扁平チューブ７の端部Ｂ１と、第１端板１７に形成されている外周円筒部３２と基本中心スリーブ１１５との間に設けられている。第２スペーサー部品１１４は、扁平チューブ７の端部Ｂ２と、第２端板１８に形成されている中心円筒部３３と、基本外周スリーブ１１６との間に設けられている。
【０１０８】
この構成の目的は、扁平チューブ７、端板１７，１８、および、スリーブ１４を、互いに組み立てることが容易な点にある。第１スペーサー部品１１３、及び／又は、第２スペーサー部品１１４は、例えば、十字形をなしている。
【０１０９】
図１７の第１実施例によると、外周ロッド２４は、吸入孔５を備え、中心ロッド２３は、吐出孔６を備えている。スリーブ１４は、入口孔８を備え、第１端板１７は、出口孔９を備えている。この出口孔９は、第１端板１７の中心部１９に位置している。前記中心部１９は、図２１により、良く見ることができる。この構成では、熱交換器３は、図１２ａに示されている“並流”である。冷媒流体ＦＲと、熱交換流体ＦＣは、ともに、熱交換器３の外周から中心に向かって循環する。
【０１１０】
図１８の第２実施例において、外周ロッド２４は、吸入孔５を備え、中心ロッド２３は、吐出孔６を備えている。スリーブ１４は、出口孔９を備え、第１端板１７は、入口孔８を備えている。この入口孔８は、第１端板１７の中心部１９に位置している。この構成は、熱交換器３が、図１２ｂに示されている“対向流”である。冷媒流体ＦＲは、熱交換器３の外周から中心に向かって循環し、熱交換流体ＦＣは、熱交換器３の中心から外周に向かって循環する。
【０１１１】
図１９の第３実施例においては、外周ロッド２４は、吐出孔５を備え、中心ロッド２３は、吸入孔６を備えている。スリーブ１４は、入口孔８を備え、第１端板１７は、出口孔９を備えている。この出口孔９は、第１端板１７の中心部１９に位置している。この構成の熱交換器３は、図１２ｂに示されている“対向流”である。冷媒流体ＦＲは、熱交換器３の中心から外周に向かって循環し、熱交換流体ＦＣは、熱交換器３の外周から中心に向かって循環する。
【０１１２】
図２０の第４実施例においては、外周ロッド２４は、吐出孔５を備え、中心ロッド２３は、吸入孔６を備えている。スリーブ１４は、出口孔９を備え、第１端板１７は、入口孔８を備えている。この入口孔８は、第１端板１７の中心部１９に位置している。この構成は、熱交換器３が、図１２ａに示されている“並流”である。冷媒流体ＦＲと、熱交換流体ＦＣは、双方ともに、熱交換器３の中心から外周に向かって循環する。
【０１１３】
図２１と図２２において、第１端板１７に設けられている孔８，９は、三日月形をしており、部分的に中心円筒部３３をカバーしている。この構成により、前記孔８，９と中心円筒部３３は、第１端板１７の中心部１９に、互いに合同するように配置されている。
【０１１４】
第１端板１７に設けられている孔８，９は、外周円筒部３２の１つの先端部１１８に取り付けられている湾曲パイプ１１７を備えている。この目的は、湾曲パイプ１１７と第１端板１７との機械的結合を最適化し、第１端板１７の頑丈さを改良することである。
【符号の説明】
【０１１５】
１ 空調装置
２ 空調回路
３ 熱交換器
４ 第２回路
５ 吸入孔
６ 吐出孔
７ 第１通路
７ 扁平チューブ
８ 入口孔
９ 出口孔
１０ 第２通路
１１ コイル
１２ コイル間の隙間
１３ シェル
１４ スリーブ
１５ 端部
１６ 端部
１７ 第１端板
１８ 第２端板
１９ 中心部
２３ 中心ロッド
２４ 外周ロッド
２５ 空洞
２６ 第１端部
２７ 第２端部
２８ 孔
２９ 第１先端部
３０ 第２先端部
３２ 外周円筒部
３３ 中心円筒部
１００ 圧縮機
１０１ ガスクーラー
１０２ 内部熱交換器
１０３ 膨張弁
１０６ 高圧回路
１０７ 低圧回路
１０８ 外面
１０９ 外壁
１１０ 内面
１１１ 内壁
１１２ 通路
１１３ 第１スペーサー部品
１１４ 第２スペーサー部品
１１５ 基本中心スリーブ
１１６ 基本外周スリーブ
１１７ 湾曲パイプ
１１８ 先端部
１１９ リブ
１２０ 空気/熱交換流体クーラー
１２１ 熱交換流体/空気クーラー
Ａ１、Ａ２ 孔
ｄ、ｄ' 直径
Ｄ 間隔
ｅ 間隔
Ｅ 熱効率
Ｆ 空気
ＦＣ 熱交換流体
ＦＲ 冷媒流体
Ｈ 高さ
ｌ 長さ
Ｌ 幅
Ｐ 平面
Ｐ１ 平面部
Ｐ２ 平面部
Ｐｃ 圧力損失
Ｐｅ１ 周長
Ｐｅ２ 周長
Ｐｈ 流体力
Ｐｔｈ 熱出力
Ｓ１ 第１循環方向
Ｓ２ 第２循環方向
ＴＥＲ 入口温度
ＴＳＲ 出口温度
ＴＥＣ 入口温度
ＴＳＣ 出口温度
△’ 扁平チューブの渦巻きの中心軸
△ 軸線
△１ 第１軸
△２ 第２軸
【技術分野】
【０００１】
本発明は、自動車の加熱、換気、及び／又は空調ユニットと協働する空調回路の分野に関する。本発明の主題は、２次回路と結合されている空調装置を形成しているコイル形熱交換器である。本発明の他の主題は、このような空調装置である。
【背景技術】
【０００２】
通常、自動車は、車室内空気の温度を変化させるために、加熱、換気、及び／又は空調ユニットを備えている。温度変化は、少なくとも１つの空気流を車室内に供給することにより行われる。このユニットは、前記空気流を案内して、この空気流の熱交換を行う手段、例えば、前記空気流を冷却する蒸発器を収容している、主にプラスチック製のハウジングから成っている。
【０００３】
このため、このユニットは、蒸発器と、少なくとも１つの圧縮機、ガスクーラー、内部熱交換器、膨張弁、及び、アキュムレータを備えている空調回路と協働しており、前述のすべての機器に、Ｒ７４４として知られている、一酸化炭素の超臨界流体のような冷媒流体が循環している。
【０００４】
この冷媒流体は、圧縮機からガスクーラーへ、その後順次、内部熱交換器の“高圧”回路、膨張弁、蒸発器、アキュムレータ、内部熱交換器の“低圧”回路へ循環し、最終的に圧縮機に戻る。
【０００５】
この圧縮機は、ガス状の冷媒流体を吸入して圧縮し、高圧にする。ガスクーラーは、比較的一定の圧力のもとで、圧縮された冷媒流体を冷却し、周囲に放熱する。膨張弁は、ガスクーラーから来た冷媒流体の圧力を低下させ、少なくともその一部を液化させる。蒸発器は、膨張弁から来た液状の冷媒流体を、蒸発器を通過する空気流から吸熱し、比較的一定の圧力のもとで、ガス状に変化させる。その後、蒸発した冷媒流体は、圧縮機に吸入される。
【０００６】
そのため、空調回路は、圧縮機から空調回路内の冷媒流体の流動方向に沿って、膨張弁に至る“高圧”回路と、膨張弁から圧縮機に至る“低圧”回路とを備えている。
【０００７】
また、空調回路は、空調回路内を循環している冷媒流体と、第２回路内を循環している熱交換流体とを熱交換させる熱交換器を備えている。この熱交換器は、空調回路と第２回路の一部をなしている。この空調回路と第２回路とで、空調装置が形成されている。
【０００８】
特許文献１には、２つの扁平チューブを互いに結合して、１つのコイルの内側に、もう１つのコイルが入れ子にされている渦巻形コイルの熱交換器が開示されている。冷媒流体が、一つの扁平チューブ内を循環し、熱交換流体は、他の扁平チューブ内を循環する。各扁平チューブ内を循環する流体は、互いに対向流になっている。
【０００９】
この熱交換器の使用上の第１の欠点は、かさ張っていて大きいことである。またこのタイプの熱交換器は、重いという欠点を有する。更に、この熱交換器は製造が複雑である。即ち、扁平チューブを互いの組み立てるための工程が非常に長く、扁平チューブを損傷しやすいため、最終的には、熱交換器の作動に影響を与えることとなる。
【００１０】
また、このような熱交換器を備えている空調装置は、一方の、及び／又は、双方の流体の大きな圧力損失を被りやすく、この圧力損失を最小にする必要がある。最後に、この空調装置の伝熱能力、特に、熱出力、熱効率、及び、流体力を、改善する必要がある。
【先行技術文献】
【特許文献】
【００１１】
【特許文献１】国際公開第２００７／１３６３７９号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【００１２】
本発明の第１の目的は、大き過ぎず、頑丈で、軽量で、製造が容易で、多種多様の空調装置への設置が容易な、冷媒流体と熱交換流体とが流動する熱交換器を提供することである。
【００１３】
本発明の他の目的は、冷媒流体と熱交換流体との間の熱交換が、“並流”、“対向流”、及び“横流”のいずれかにより行われるようにした熱交換器を提供することである。
【００１４】
本発明の他の目的は、前記流体の一方、又は双方の圧力損失を最小にした熱交換器を提供することである。
【００１５】
本発明の最後の目的は、空調回路と第２回路を備え、前記両回路に前記熱交換器が「一体的に」に設置されており、超臨界流体が空調回路内を循環し、第２回路内を熱交換流体が循環する空調装置の、前記流体間の熱交換の最大化と、前記流体の一方、及び／又は、他方の循環に影響を与えやすい圧力損失の最小化と、熱交換器の外形の最小化とを、可能な限り達成することである。前述の「一体感に」とは、本発明の熱交換器が、空調回路と第２回路との間の交差部に設置されていることを意味している。
【課題を解決するための手段】
【００１６】
本発明の熱交換器は、連続コイル状の扁平チューブを収容したシェルを備えている熱交換器である。互いに面している２つの連結コイルは、隙間をもって分離されている。この隣り合っている２つの連続コイル間の間隔（Ｄ）は、０．５〜５ｍｍである。
【００１７】
好ましい分離間隔Ｄは、２ｍｍ以上である。
【００１８】
この熱交換器によると、熱交換流体ＦＣに影響を及ぼす可能性のある圧力低下を小とし、かつ冷媒流体ＦＲと熱交換流体ＦＣとの間の熱交換を大とすることができる。
【００１９】
扁平チューブは、多数の通路を備え、各通路は、扁平チューブの中心端部が設けられている中心ロッドと、扁平チューブの外周端部が設けられている外周ロッドとの間にあるのが好ましい。
【００２０】
各通路は、扁平チューブの渦巻きの中心軸△’を備えている熱交換器の径方向の面Ｐ’に、孔（Ａ１，Ａ２）を備え、その面積は、０．２〜０．５ｍｍ2であるのが好ましい。
【００２１】
各通路は、前記径方向の面Ｐ’に、１．６〜１．９ｍｍの周長Ｐｅ１、Ｐｅ２を備えているのが好ましい。
【００２２】
各通路の径は、０．４〜０．９ｍｍであるのが好ましい。
【００２３】
通路の数は、例えば、７５〜８５である。
【００２４】
扁平チューブは、その渦巻きの中心軸△’と平行に、扁平チューブの２つの対向端部Ｂ１、Ｂ２間に、７５〜８０ｍｍの高さＨを有している。
【００２５】
この熱交換器は、例えば、次の特徴を備えている。
−扁平チューブの数は、８１である。
−扁平チューブの高さＨは、７７．３ｍｍである。
−扁平チューブの展開長さは、１４００ｍｍである。
−各通路は、長さｌが１ｍｍで、幅Ｌが０．７ｍｍの長方形の孔Ａ１を備えている。
−各通路の流体の直径は、０．８６である。
【００２６】
更に、この熱交換器は、例えば、次の特徴を備えている。
−扁平チューブは、７７の通路を備えている。
−扁平チューブの高さは、７７．３ｍｍである。
−扁平チューブの展開長さは、１４００ｍｍである。
−各通路の流体的直径ｄ'は０．６ｍｍである。
【００２７】
最後に、この熱交換器は、例えば、次の特徴を備えている。
−扁平チューブは、７７の通路を備えている。
−扁平チューブの高さＨは、７７．３ｍｍである。
−扁平チューブの展開長さは、６９５ｍｍである。
−各通路は、直径ｄ'が０．６ｍｍの円形の孔Ａ２を備えている。
−各通路の流体直径は、０．６ｍｍである。
【００２８】
本体は、スリーブ状に形成されており、このスリーブの第１端部を第１端板が閉止し、スリーブの第２端部を第２端板が閉止していることが好ましい。
【００２９】
このスリーブは、全体として円筒状で、第１端板と第２端板のそれぞれ平面Ｐ１、Ｐ２とほぼ直交する軸線△に沿って伸長していることが好ましい。
【００３０】
端板は、例えば、入れ子固定、クリップ、締結、又は接着により、スリーブに取り付けられている。
【００３１】
本体には、入口孔と出口孔が設けられていることが好ましい。
【００３２】
入口孔と出口孔は、第１端板に設けられていることが好ましい。
【００３３】
他の例として、入口孔と出口孔を、スリーブ状とすることもある。
【００３４】
他の例として、入口孔と出口孔を、第２端板に設けることもある。
【００３５】
入口孔と出口孔を、第１端板の中心部に設けると有利である。
【００３６】
中心ロッドは、その第１端部に開口している通路と連通している空洞を備え、外周ロッドは、その第１端部で開口している通路と連通している孔を備えていると有利である。
【００３７】
中心ロッドの第１端部に、吸入孔、又は吐出孔のいずれかが設けられており、外周ロッドの第１先端部に他方の孔が備えられているのが好ましい。
【００３８】
第１端部と第１先端部は、例えば、同一の端板から突出している。
【００３９】
他の例として、第１端部は、端板の１つから突出し、第２端部は他の端板から突出している。
【００４０】
第２端部を有する中心ロッドと、第２先端部を有する外周ロッドとともに、第２端部と第２先端部が、本体の構成要素部分である中心円筒部と外周円筒部内に固定されているのが好ましい。
【００４１】
第１端板に設けてある孔は、三日月形をしており、部分的に中心円筒部をカバーしているのが好ましい。
【００４２】
第１端板に設けられている孔に、外周円筒部の先端に固定されている湾曲パイプが設けられている。
【００４３】
扁平チューブは、押し出し成形により、熱伝導材料から製造されている。
【００４４】
本体の部材であるシェルは、プラスチック製である。
【００４５】
本発明の空調装置は、空調回路と第２回路を備え、少なくとも１つの熱交換器が共用で設けられている空調装置である。
【００４６】
この熱交換器は、空調回路と第２回路に、複数が直列に設けられていることが好ましい。
【００４７】
この空調回路の第１循環方向Ｓ１に、超臨界流体ＦＲが循環していると有利である。
【００４８】
第２回路の第２循環方向Ｓ２に、水とグリコールの混合物から成る熱交換流体ＦＣが循環していると有利である。
【００４９】
熱交換器内で、前記第１循環方向Ｓ１は、例えば、第２循環方向Ｓ２と同方向である。
【００５０】
熱交換器内で、前記第１循環方向Ｓ１は、例えば、第２循環方向Ｓ２と対向方向である。
【００５１】
熱交換器内で、前記第１循環方向Ｓ１は、例えば前記第２循環方向Ｓ２と直角方向である。
【００５２】
扁平チューブが空調回路を形成している一方で、チューブ間の隙間が第２回路を形成していると有利である。
【００５３】
前記熱交換器は、例えば空調回路の“低圧”回路に配置される。
【００５４】
前記熱交換器は、例えば空調回路の“高圧”回路に配置される。
【発明の効果】
【００５５】
この熱交換器によると、熱交換流体ＦＣに影響しやすい圧力損失の低下と、冷媒流体ＦＲと熱交換流体ＦＣ間の熱交換の最大化との折り合いが計られる。
【００５６】
添付図面を参照して、幾つかの実施例についての詳細な説明を読むことにより、本発明を、より良く理解しうると思う。
【図面の簡単な説明】
【００５７】
【図１】本発明の熱交換器を備えている空調装置の部分概略図である。
【図１ａ】本発明の熱交換器を備えている空調装置の部分概略図である。
【図２】図１の空調装置の代替実施例を示す概略図である。
【図３】図１の空調装置の代替実施例を示す概略図である。
【図４】本発明の熱交換器の第１実施例の径方向の断面図である。
【図４ａ】図４の熱交換器の詳細図である。
【図５】熱交換器のコイル間の隙間である分離距離Ｄの関数としての、図１〜図４の熱交換器の熱出力Ｐｔｈを表しているグラフである。
【図６】分離距離Ｄの関数としての、図１〜図４の熱交換器の熱効率Ｅを表しているグラフである。
【図７】分離距離Ｄの関数としての、図１〜図４の熱交換器内を循環している冷媒に影響しやすい圧力損失Ｐｃを表しているグラフである。
【図８】分離距離Ｄの関数としての、図１〜図４の熱交換器の流体動力Ｐｈを表しているグラフである。
【図９】図１〜図４に示す熱交換器の斜視図である。
【図１０】図２の熱交換器の構成部品である扁平チューブの１つのコイルの断面図である。
【図１１】図３の熱交換器を構成している扁平チューブの１つのコイルの断面図である。
【図１２ａ】図１〜図４の熱交換器内を循環している冷媒と熱交換流体の相対的な循環方向の実施例を示す。
【図１２ｂ】図１〜図４の熱交換器内を循環している冷媒と熱交換流体の相対的な循環方向の実施例を示す。
【図１２ｃ】図１〜図４の熱交換器内を循環している冷媒と熱交換流体の相対的な循環方向の実施例を示す。
【図１３】図１〜図４の熱交換器の部分斜視図を示す。
【図１４】図１〜図４と、図１３の熱交換器の第１実施例の軸方向の断面図である。
【図１５】図１〜図４と、図１３の熱交換器の第２実施例の軸方向の断面図である。
【図１６】図１〜図４と、図１４〜図１５の熱交換器の一実施例の軸方向の断面図である。
【図１７】図１３と図１４の熱交換器の、図１の空調装置との個々の接続方法を示している斜視図である。
【図１８】図１３と図１４の熱交換器の、図１の空調装置との個々の接続方法を示している斜視図である。
【図１９】図１３と図１４の熱交換器の、図１の空調装置との個々の接続方法を示している斜視図である。
【図２０】図１３と図１４の熱交換器の、図１の空調装置との個々の接続方法を示している斜視図である。
【図２１】図１〜図４と図１４〜図１５の熱交換器の斜視図である。
【図２２】図２１の熱交換器の側面図である。
【発明を実施するための形態】
【実施例】
【００５８】
自動車は、車室内空気の温度を変化させるために、加熱、換気、及び／又は空調ユニットを備えている。温度変化は、少なくとも１つの空気流Ｆを車室内に供給することにより行われている。主にプラスチック製のハウジングから成るユニットが、車両のインストルメントパネルの下方に配置されている。このハウジングは、車室内に供給される前の空気流Ｆを案内するように設計されている。
【００５９】
このユニットは、空気流Ｆを、冷却、及び／又は加熱するために、空気流Ｆの熱処理用の手段を備えている。図１〜図３に示すように、この装置は、好ましくは、例えば、Ｒ７４４と称せられている一酸化炭素のような超臨界冷媒の冷媒流体ＦＲが循環している空調回路２を備えている空調装置１と協働している。空調回路２は、冷媒流体ＦＲと、第２回路４内を循環している熱交換流体ＦＣとの間の熱交換を可能にするように設計されている、少なくとも１つの熱交換器を備えている。この熱交換流体ＦＣは、水とグリコールの混合物から成っていることが好ましい。
【００６０】
この熱交換器３は、空調回路２と第２回路４の交差点に配置されている構成要素であり、冷媒流体ＦＲと熱交換流体ＦＣが、熱交換器３内の別々の回路内を通過する。この熱交換器３は、空気とは熱交換せず、即ち、熱交換器３を空気流が通過しないということに注意を要する。
【００６１】
この熱交換器３は、その内部の冷媒流体ＦＲ循環用の第１通路７を通じて、吐出孔６と連通している吸入孔５を備えている。前記第１通路７に沿って、冷媒流体ＦＲは、空調回路２内を第１循環方向Ｓ１に循環する。また、この熱交換器３は、その熱交換流体ＦＣ循環用の第２通路１０を通じて、出口孔９と連通している入口孔８を備えている。前記第２通路１０に沿って、熱交換流体ＦＣは、第２回路４内を第２循環方向Ｓ２に循環している。前記第１通路７と第２通路１０は、冷媒流体ＦＲと熱交換流体ＦＣとの間で熱交換できるように配置されている。
【００６２】
図１ａに示すように、空調装置１は、空調回路２と第２回路４に直列に接続されている２つの熱交換器３を備えている。各熱交換器３の第１通路７は、順次前後に配置されているので、冷媒流体は、両方の熱交換器の第１通路７を順次循環する。第２通路１０においても同様である。第１熱交換器３の吐出孔６は、第２熱交換器３の吸入孔５と連通しており、第２熱交換器３の出口孔９は、第１熱交換器３の入口孔８と連通している
【００６３】
図２と図３に示すように、空調回路２は、更に、圧縮機１００、ガスクーラー１０１、内部熱交換器１０２、および膨張弁１０３を備えている。この構成により、空調回路２は、空調回路２内の冷媒流体ＦＲの第１循環方向Ｓ１方向に、圧縮機１００の出口から膨張弁１０３の入口に至る“高圧”回路１０６と、膨張弁１０３の出口から圧縮機１００の入口に至る“低圧”回路１０７を備えている。
【００６４】
図２に示すように、熱交換器３は、空調回路２の“低圧”回路１０７上に配置されている。この熱交換器３は、空調回路２内の冷媒流体ＦＲの第１循環方向であるＳ１の方向に、膨張弁１０３の出口と内部熱交換器１０２の入口との間に配置されている。この配置により、熱交換器３は、熱交換流体ＦＣに冷熱エネルギーを与えるという意味では、熱的に、蒸発器のような働きをしている。また、空気／熱交換流体クーラー１２０が第２回路４に配置されており、その機能は、熱交換流体により運ばれてきた冷熱エネルギーを、車室の空調のために車室内に流入する空気Ｆに伝達することである。
【００６５】
図３に示すように、熱交換器３は、空調回路２の“高圧”回路１０６に配置されている。この熱交換器３は、空調回路２内の冷媒流体ＦＲの循環方向Ｓ１方向に、圧縮機１００の出口と内部熱交換器１０２の入口との間に配置されている。この配置により、熱交換器３は、熱交換流体ＦＣに熱を与えて、循環している冷媒流体ＦＲを冷却できるという意味では、熱的に、ガスクーラーのような働きをしている。第２回路４は、外気と熱交換することにより、熱交換流体ＦＣを冷却するために、車両の前面に配置されている熱交換流体／空気クーラー１２１を備えている。
【００６６】
図４に示すように、前記第１通路７は、扁平チューブから成り、渦巻き状に巻かれて、連続コイル１１とされている。好ましくは、同心コイルである。前記第２通路１０は、扁平チューブ７が巻き付けられた２つの連続コイル１１間の隙間の少なくとも一部に形成されている。
【００６７】
本発明によると、コイル間の隙間１２、すなわち２つの連続コイル１１間の間隔Ｄは、０．５〜５ｍｍである。
【００６８】
この間隔距離Ｄは、互いに対面位置にある２つの連続コイル１１間で測定されたもので、互いに対向している２つの連続コイル１１間の間隔に等しい。
【００６９】
詳しく言うと、間隔Ｄは、互いに対向している第１コイル１１ａの外壁１０９の外面１０８と、第２コイル１１ｂの内壁１１１の内面１１０との間を測定したものである。コイルの壁の外面は、コイルの壁の内面よりも、扁平チューブ７の渦巻形の中心軸△'から離れている。
【００７０】
少なくとも一部が第２循環通路１０を形成しているコイル間の隙間１２は、第１コイル１１ａから第２コイル１１ｂに、より詳細には、第１コイル１１ａの外壁１０９から、第２コイル１１ｂの内壁１１１に、熱交換流体ＦＣを導く他の壁部を備える事無く、伸長している。そのため、コイル１１の壁部１０９，１１１が、同時に、冷媒流体ＦＲと熱交換流体ＦＣを循環させている。従って、コイルの１つの面が、流体ＦＲ、ＦＣの内の１つと接触しており、同じコイルの他の面が、流体ＦＲ、ＦＣの他方と接触している。
【００７１】
この構成により、冷媒流体ＦＲと熱交換流体ＦＣとの間で交換されている熱出力Ｐｔｈを最大にすることができる。この熱出力Ｐｔｈは、高温流体（即ち、図２の空調装置１の熱交換流体ＦＣと、図３の空調装置１の冷媒流体ＦＲ）から、低温流体（即ち、図２の空調装置１の冷媒流体ＦＲと、図３の空調装置１の熱交換流体ＦＣ）に供給されているエネルギーに相当している。図５において、熱出力Ｐｔｈは、間隔Ｄが０．５ｍｍから５ｍｍに変化するとき、出力Ｐｔｈ１からＰｔｈ２に直線的に減少している。詳しく言うと、５ｍｍの間隔Ｄに対して、Ｐｔｈ２/Ｐｔｈ１の比は、４０％であり、３ｍｍの間隔Ｄに対して、Ｐｔｈ３/Ｐｔｈ１の比は、２５％である。
【００７２】
また、この構成により、熱交換器３の熱効率Ｅも、図６に示すように、間隔Ｄが０．５ｍｍから５ｍｍに変化するにつれて、Ｅ１からＥ２に減少している。
【００７３】
この２つの間隔Ｄの間、すなわち５ｍｍの間隔Ｄに対して、Ｅ２/Ｅ１の比は、４０％であり、３ｍｍの間隔Ｄに対して、Ｅ３/Ｅ１の比は、２５％である。
【００７４】
冷媒流体ＦＲが、扁平チューブに、入口温度ＴＥＲで流入し、出口温度ＴＳＲで吐出し、熱交換流体ＦＣが、コイル間の隙間１２に、入口温度ＴＥＣで流入し、コイル間の隙間１２から、出口温度ＴＳＣで吐出するとき、図２の空調装置１の熱交換流体ＦＣの熱効率Ｅは、次式のようになる。
Ｅ＝（ＴＥＣ−ＴＳＣ）/（ＴＥＣ−ＴＥＲ）
【００７５】
冷媒流体ＦＲの熱効率Ｅは、次式のようになる。
Ｅ＝（ＴＳＲ−ＴＥＲ）/（ＴＥＣ−ＴＥＲ）
【００７６】
図３の空調装置１の熱交換流体ＦＣの熱効率Ｅは、次式のようになる。
Ｅ＝（ＴＳＣ−ＴＥＣ）/（ＴＥＲ−ＴＥＣ）
【００７７】
一方、冷媒流体ＦＲの熱効率Ｅは、次式のようになる。
Ｅ＝（ＴＥＲ−ＴＳＲ）/（ＴＥＲ−ＴＥＣ）
【００７８】
この構成により、冷媒流体ＦＲと熱交換流体ＦＣに影響しやすい圧力損失Ｐｃは、図７に示すように、間隔Ｄが０．５ｍｍから２ｍｍに変化するにつれて、圧力損失Ｐｃ１から圧力損失Ｐｃ２に直線的に減少し、その後、間隔Ｄが２ｍｍから５ｍｍに変化しても、圧力損失Ｐｃ２は安定している。特に、圧力損失Ｐｃ２は、圧力損失Ｐｃ１よりも１０倍低いことが分かった。
【００７９】
最後に、この条件により、熱交換器３の流体力は、図８に示すように、間隔Ｄが０．５ｍｍから２ｍｍに変化するにつれて、流体力Ｐｈ１から流体力Ｐｈ２に直線的に減少し、その後、間隔Ｄが２ｍｍから５ｍｍに変化しても、流体動力Ｐｈ２に安定している。特に、流体動力Ｐｈ２は、流体動力Ｐｈ１よりも１０倍低いことが発見された。
【００８０】
流体力Ｐｈは、冷媒流体ＦＲの体積流量率の積として定義付けられており、扁平チューブ７に流入する冷媒流体ＦＲの流入圧力と、扁平チューブ７から流出する冷媒流体ＦＲの出口圧力との圧力差を調節している。
【００８１】
０．５ｍｍから５ｍｍ、好ましくは２ｍｍの間隔Ｄをもって、コイル間の隙間１２を定めることが、本発明の発明者が提案する着想であり、これにより、熱交換器３の熱出力Ｐｔｈ、効率Ｅ、圧力損失Ｐｃ、流体動力Ｐｈを適切に定めることができる。最後に、間隔Ｄを賢明に選択することにより、熱交換器３、最終的には空調装置１の熱的機能を正確に制御することができる。間隔Ｄを２ｍｍ以上とすることにより、圧力損失Ｐｃの最小化と、熱出力Ｐｔｈ、効率Ｅ、流体力Ｐｈ、および、熱交換器の外形の最大化との間の折り合いを計ることができる。
【００８２】
この選択は任意ではあるが、計算により、熱交換器３の熱出力Ｐｔｈ、効率Ｅ、圧力損失Ｐｃ、流体力Ｐｈを決定することができる。
【００８３】
更に、この熱交換器３は、低コスト、組立容易、軽量であって、同時に頑丈で、大き過ぎず、しかも製造が容易である。
【００８４】
図４と図９に示すように、扁平チューブ７は、スリーブ１４から成るシェル１３の内部に収容されており、スリーブ１４の端部１５，１６は、それぞれ、第１端板１７と第２端板１８により閉止されている。従って、シェル１３は、外部に対して密閉されている。そのため、扁平チューブ７は、シェル１３に満たされている熱交換流体ＦＣに浸かっている。扁平チューブ７が、熱交換流体ＦＣに浸かっているので、熱交換流体ＦＣと冷媒流体ＦＲとの間の熱交換は容易である。扁平チューブ７の連結コイル１１間の熱交換流体ＦＣの循環は、扁平チューブ７の渦巻形の連結コイル１１により直接的に案内されており、従って、前記流体ＦＣとＦＲ間の熱交換は容易であり、熱交換器３、及び／又は、空調装置１の伝熱性能は改良されている。
【００８５】
シェル１３は、扁平チューブ７をシェル１３内の所定位置に保持する多数のリブ１１９を備えている。前記リブ１１９は、扁平チューブ７の渦巻形の最外部のコイル１１と接触している。このリブ１１９が形成されていることにより、熱交換器３の剛性と頑丈さは良好となり、シェル１３と最外部のコイル１１との間の熱交換流体ＦＣの循環を妨げないような形状となっている。
【００８６】
スリーブ１４は、全体的に円筒状であり、第１端板１７と第２端板１８の各平面部Ｐ１とＰ２とほぼ直交する軸線△に沿って伸びている。この第１端板１７と第２端板１８は、スリーブ１４の端部１５と１６に、互いに固定されているか、又は留め具、或いは、接着のような任意の技法により取り付けられている。
【００８７】
扁平チューブ７は、例えば、アルミニウムのような、熱伝導材で機械的に強固な材料を、押出しにより製造されており、大気圧よりも高圧の冷媒流体ＦＲの循環に耐えることができるようになっている。本発明の熱交換器３は、例えば、２０〜１２０バールの圧力の冷媒流体の循環に安全に耐えることができるように設計される。
【００８８】
特に、図２に示す熱交換器３は、空調回路２の“低圧”回路１０７に配置されており、冷媒流体ＦＲが、２０〜５０バールの圧力で循環できるようになっている。
【００８９】
更に、図３の熱交換器３は、空調回路２の“高圧”回路１０６に配置されており、冷媒流体ＦＲが、８０〜１２０バールの圧力で循環できるようになっている。
【００９０】
シェル１３自体は、軽量のプラスチックで形成されており、大気圧で、熱交換流体ＦＣの循環を案内するのに充分に強固となっている。この構成により、熱交換器３の大きさは、最小限となっている。
【００９１】
図１０は、空調回路２の“低圧”回路１０７に配置されている扁平チューブ７の断面図であり、扁平チューブ７が、多数の、好ましくは８１個の通路１１２を備えていることを示している。２つの隣接している通路１１２は、０．２５ｍｍの間隔ｅをもって離れている。この通路１１２は、互いに平行な個々の平坦面Ｐに、前記伸長軸△に対して直角に形成されている。扁平チューブ７は、その一端部Ｂ１から、反対側の端部Ｂ２の伸長軸△と平行に測定された高さＨを有し、その値は、７５〜８０ｍｍ、好ましくは７７ｍｍ、更に、好ましくは、７７．３ｍｍである。更に、扁平チューブ７の展開長さ、即ち、扁平チューブ７が渦巻状に巻かれていないときの長さは、１４００ｍｍである。最後に、この扁平チューブ７は、冷媒流体ＦＲ用の通路断面積Ａ１の４倍を、通路断面積Ａ１の周長Ｐｅｌで除算した結果で定められる流体直径ｄを有し、この流体直径ｄは、０．８〜０．９、好ましくは０．８６である。この冷媒流体ＦＲ用の断面Ａ１は長方形である。前記断面Ａ１の、前記平面Ｐと平行に測定された長さｌは１ｍｍであり、前記平面Ｐと直角に測定された幅Ｌは０．７ｍｍである。
【００９２】
図１１は、空調回路２の“高圧”回路１０６に配置されている扁平チューブ７の断面図であり、扁平チューブ７が、多数の、好ましくは７７個の通路１１２を有していることを示している。２つの隣接している通路１１２は、０．４ｍｍの一定の間隔ｅをもって離れている。この通路１１２は、互いに平行な個々の平坦面Ｐに、前記伸長軸△に対して直角に形成されている。扁平チューブ７は、その一端部Ｂ１から、反対側の端部Ｂ２の伸長軸△に平行に測定された高さＨを有し、この値は、７５〜８０ｍｍ、好ましくは７７ｍｍであり、更に、好ましくは７７．３ｍｍである。更に、扁平チューブ７の展開長さ、即ち、扁平チューブ７が渦巻形に巻かれていないときの長さは、種々の実施例に応じて、１４００ｍｍ、又は６９５ｍｍである。最後に、この扁平チューブ７は、冷媒流体ＦＲ用の通路断面積Ａ２の４倍を、通路断面積Ａ２の濡れ周長Ｐｅ２で除算して定められている直径ｄを有し、この直径ｄは、０．４〜０．６５ｍｍ、好ましくは０．６ｍｍである。この冷媒流体ＦＲ用の通路断面Ａ２は円形である。前記断面Ａ２の直径ｄ'は、０．６ｍｍである。
【００９３】
更に、熱交換流体ＦＣ用の入口孔８と出口孔９の、シェル１３に対する位置決めと、熱交換器３の空調回路２と第２回路４への配置要領により、熱交換器３は、冷媒流体ＦＲと熱交換流体ＦＣとの間の熱交換を、図１２ａ〜図１２ｃに、それぞれ示されている“並流”、“対向流”、および“横流”の態様で行うことのできるという特徴を備えている。これは、この熱交換器３が、同一の扁平チューブ７に基づいて、かつ、低コストのシェル１３の互換性に基づいて、さらに、空調回路２と第２回路４への熱交換器３の配置方法の選択に基づいて、種々の作動をなしうる可能性を有していることを意味している。
【００９４】
図１２ａにおいて、熱交換器３内の前記循環方向Ｓ１とＳ２は、双方ともに、時計回り方向である。図示しない代替実施例において、熱交換器３内の循環方向Ｓ１とＳ２を、双方ともに、反時計回りの回転方向とすることである。この２つの代替実施例において、前記循環方向Ｓ１とＳ２は、“平行”で、かつ同一方向である。この熱交換器３は、“並流”と呼ばれる。
【００９５】
図１２ｂにおいて、前記循環方向Ｓ１は、時計回りの方向であるのに対して、前記循環方向Ｓ２は、反時計回りの方向である。図示しない、実施例においては、前記循環方向Ｓ１は、反時計回りの方向であるのに対して、前記循環方向Ｓ２は、時計回りの方向である。この２つの実施例において、前記循環方向Ｓ１とＳ２は、“平行”であるが、対向している。この熱交換器３は、“対向流”と呼ばれる。
【００９６】
図１２ｃにおいて、前記循環方向Ｓ１は、時計回りの方向であり、前記循環方向Ｓ２は、図１２ｃの平面の前方向から後方向へ向いており、図１２ｃの平面に対して垂直である。図示していない、別の実施例において、前記循環方向Ｓ２は、図１２ｃの平面の後方から前方へ向いている。最後に、図示していない、別の実施例において、前記循環方向Ｓ１は、反時計回り方向であるのに対して、前記循環方向Ｓ２は、図１２ｃの平面の前方向から後方向へ向いているか、或いは、図１２ｃの平面の後方向から前方向へ向いており、図１２ｃの平面に対して垂直である。この熱交換器３は、“横流”と呼ばれている。
【００９７】
図１３において、扁平チューブ７は、その渦巻形の中心端２１と外周端２２の間を伸長しており、この中心端２１は、扁平チューブ７の渦巻形の中心に位置し、外周端２２は、前記渦巻形の外縁に位置している。中心端２１は、第１軸△１に沿って伸長している中心ロッド２３を備えており、外周端２２は、第２軸△２に沿って伸長している外周ロッド２４を備えている。この第１軸△１、第２軸△２、および、スリーブ１４の伸長軸△は、互いに平行であり、かつチューブ７の渦巻形の中心軸△'も平行である。前記の伸長軸△と中心軸△'は、平行であるか、同一であることが好ましい。
【００９８】
別の実施例において、外周ロッド２４は、熱交換流体ＦＣが外周ロッド２４を横切ることを防ぐために、スリーブ１４の内側に形成されている止め具３１に支えられている。この外周ロッド２４が支えられている止め具３１は、入口孔８の上流に形成されているので、熱交換流体ＦＣが熱交換器３内に流入し、前記第１循環方向Ｓ１に循環することを容易にしており、熱交換器３内に、より均一に循環させることができる。
【００９９】
再び、図１４〜図１６を参照すると、中心ロッド２３は、その第１端部２６に開口している空洞２５を備えている。同様に、外周ロッド２４は、その第１先端部２９に開口している孔２８を備えている。この空洞２５と孔２８は、互いに、前記通路１１２と接続されている。別々の実施例において、空洞２５は吸入孔５と連通し、孔２８は吐出孔５と連通しているか、或いは、空洞２５が吐出孔５と連通し、孔２８は吸入孔５と連通している。
【０１００】
図１４において、中心ロッド２３の第１端部２６と、外周ロッド２４の第１先端部２９は、第２端板１８を貫通してシェル１３から突出しているので、空調回路２と接続することができる。中心ロッド２３と外周ロッド２４は、それぞれ、第１端板１７内に形成されている円筒部３３，３２内に固定されている第２端部２７と第２先端部３０を備えている。
【０１０１】
図１５において、中心ロッド２３の第１端部２６は、第１端板１７を貫通してシェル１３から突出しており、外周ロッド２４の第１先端部２９は、第２端板１８を貫通してシェル１３から突出しているので、空調回路２と接続することができる。中心ロッド２３の第２端部２７は、第２端板１８内に形成されている中心円筒部３３内に固定されており、外周ロッド２４の第２先端部３０は、第１端板１７内に形成されている外周円筒部３２内に固定されている。
【０１０２】
図１４と図１５において、熱交換器３は、図１２ａと図１２ｂにそれぞれ図示してあるような、“並流”又は“対向流”とされている。
【０１０３】
図１６において、第１端板１７は、熱交換流体ＦＣ用の出口孔９を備えており、第２端板１８は、熱交換流体ＦＣ用の入口孔８を備えている。この構成による熱交換器３は、“横流”型である。扁平チューブ７は、図１４又は図１５に示すように配置されており、入口孔８と出口孔９は、図１６に示すように、異なる端板１８，１７に形成されているので、熱交換流体ＦＣが、第２端板１８から第１端板１７の、第２循環方向Ｓ２に、熱交換器３通過し、図１２ｃに示すように、どの点においても、扁平チューブ７を通る冷媒流体ＦＲの第１循環方向Ｓ１に対して直交している。
【０１０４】
この構成により、熱交換流体ＦＣに影響を与えやすい圧力損失Ｐｃを最小にできる。
【０１０５】
図１４と図１５において、第１スペーサー部品１１３が、扁平チューブ７の端部Ｂ１と第１端板１７との間に設けられ、かつ第２スペーサー部品１１４が、扁平チューブ７の端部Ｂ２と第２端板１８との間に設けられている。
【０１０６】
図１４に示すように、第１スペーサー部品１１３は、扁平チューブ７の端部Ｂ１と、第１端板１７に形成されている円筒部３２，３３との間に設けられ、第２スペーサー部品１１４は、扁平チューブ７の端部Ｂ２と、第２端板１８と一体化している２つの基本スリーブ１１５，１１６との間に設けられている。
【０１０７】
更に、図１５において、第１スペーサー部品１１３は、扁平チューブ７の端部Ｂ１と、第１端板１７に形成されている外周円筒部３２と基本中心スリーブ１１５との間に設けられている。第２スペーサー部品１１４は、扁平チューブ７の端部Ｂ２と、第２端板１８に形成されている中心円筒部３３と、基本外周スリーブ１１６との間に設けられている。
【０１０８】
この構成の目的は、扁平チューブ７、端板１７，１８、および、スリーブ１４を、互いに組み立てることが容易な点にある。第１スペーサー部品１１３、及び／又は、第２スペーサー部品１１４は、例えば、十字形をなしている。
【０１０９】
図１７の第１実施例によると、外周ロッド２４は、吸入孔５を備え、中心ロッド２３は、吐出孔６を備えている。スリーブ１４は、入口孔８を備え、第１端板１７は、出口孔９を備えている。この出口孔９は、第１端板１７の中心部１９に位置している。前記中心部１９は、図２１により、良く見ることができる。この構成では、熱交換器３は、図１２ａに示されている“並流”である。冷媒流体ＦＲと、熱交換流体ＦＣは、ともに、熱交換器３の外周から中心に向かって循環する。
【０１１０】
図１８の第２実施例において、外周ロッド２４は、吸入孔５を備え、中心ロッド２３は、吐出孔６を備えている。スリーブ１４は、出口孔９を備え、第１端板１７は、入口孔８を備えている。この入口孔８は、第１端板１７の中心部１９に位置している。この構成は、熱交換器３が、図１２ｂに示されている“対向流”である。冷媒流体ＦＲは、熱交換器３の外周から中心に向かって循環し、熱交換流体ＦＣは、熱交換器３の中心から外周に向かって循環する。
【０１１１】
図１９の第３実施例においては、外周ロッド２４は、吐出孔５を備え、中心ロッド２３は、吸入孔６を備えている。スリーブ１４は、入口孔８を備え、第１端板１７は、出口孔９を備えている。この出口孔９は、第１端板１７の中心部１９に位置している。この構成の熱交換器３は、図１２ｂに示されている“対向流”である。冷媒流体ＦＲは、熱交換器３の中心から外周に向かって循環し、熱交換流体ＦＣは、熱交換器３の外周から中心に向かって循環する。
【０１１２】
図２０の第４実施例においては、外周ロッド２４は、吐出孔５を備え、中心ロッド２３は、吸入孔６を備えている。スリーブ１４は、出口孔９を備え、第１端板１７は、入口孔８を備えている。この入口孔８は、第１端板１７の中心部１９に位置している。この構成は、熱交換器３が、図１２ａに示されている“並流”である。冷媒流体ＦＲと、熱交換流体ＦＣは、双方ともに、熱交換器３の中心から外周に向かって循環する。
【０１１３】
図２１と図２２において、第１端板１７に設けられている孔８，９は、三日月形をしており、部分的に中心円筒部３３をカバーしている。この構成により、前記孔８，９と中心円筒部３３は、第１端板１７の中心部１９に、互いに合同するように配置されている。
【０１１４】
第１端板１７に設けられている孔８，９は、外周円筒部３２の１つの先端部１１８に取り付けられている湾曲パイプ１１７を備えている。この目的は、湾曲パイプ１１７と第１端板１７との機械的結合を最適化し、第１端板１７の頑丈さを改良することである。
【符号の説明】
【０１１５】
１ 空調装置
２ 空調回路
３ 熱交換器
４ 第２回路
５ 吸入孔
６ 吐出孔
７ 第１通路
７ 扁平チューブ
８ 入口孔
９ 出口孔
１０ 第２通路
１１ コイル
１２ コイル間の隙間
１３ シェル
１４ スリーブ
１５ 端部
１６ 端部
１７ 第１端板
１８ 第２端板
１９ 中心部
２３ 中心ロッド
２４ 外周ロッド
２５ 空洞
２６ 第１端部
２７ 第２端部
２８ 孔
２９ 第１先端部
３０ 第２先端部
３２ 外周円筒部
３３ 中心円筒部
１００ 圧縮機
１０１ ガスクーラー
１０２ 内部熱交換器
１０３ 膨張弁
１０６ 高圧回路
１０７ 低圧回路
１０８ 外面
１０９ 外壁
１１０ 内面
１１１ 内壁
１１２ 通路
１１３ 第１スペーサー部品
１１４ 第２スペーサー部品
１１５ 基本中心スリーブ
１１６ 基本外周スリーブ
１１７ 湾曲パイプ
１１８ 先端部
１１９ リブ
１２０ 空気/熱交換流体クーラー
１２１ 熱交換流体/空気クーラー
Ａ１、Ａ２ 孔
ｄ、ｄ' 直径
Ｄ 間隔
ｅ 間隔
Ｅ 熱効率
Ｆ 空気
ＦＣ 熱交換流体
ＦＲ 冷媒流体
Ｈ 高さ
ｌ 長さ
Ｌ 幅
Ｐ 平面
Ｐ１ 平面部
Ｐ２ 平面部
Ｐｃ 圧力損失
Ｐｅ１ 周長
Ｐｅ２ 周長
Ｐｈ 流体力
Ｐｔｈ 熱出力
Ｓ１ 第１循環方向
Ｓ２ 第２循環方向
ＴＥＲ 入口温度
ＴＳＲ 出口温度
ＴＥＣ 入口温度
ＴＳＣ 出口温度
△’ 扁平チューブの渦巻きの中心軸
△ 軸線
△１ 第１軸
△２ 第２軸
【特許請求の範囲】
【請求項１】
熱交換器（３）が、扁平チューブ（７）を渦巻状に巻いた連続コイル（１１，１１ａ，１１ｂ）を収容している本体（１３）を備えており、互いに面している２つの連続コイル（１１，１１ａ，１１ｂ）が、コイル間の隙間（１２）により分離されており、前記コイル間の隙間（１２）が、０．５〜５ｍｍの間隔Ｄで、２つの連続コイル（１１，１１ａ，１１ｂ）間を伸長していることを特徴とする熱交換器（３）。
【請求項２】
間隔Ｄが２ｍｍ以上であることを特徴とする請求項１記載の熱交換器（３）。
【請求項３】
扁平チューブ（７）が、多数の通路（１１２）を備えており、各通路（１１２）は、扁平チューブ（７）の中心端部（２１）を備えている中心ロッドと、扁平チューブ（７）の外周端部（２２）を備えている外周ロッド（２４）との間を伸長していることを特徴とする請求項１若しくは２に記載の熱交換器（３）。
【請求項４】
各通路（１１２）は、渦巻状の扁平チューブ（７）の中心軸△'を有する熱交換器（３）の径方向の平面Ｐ'に、０．２〜０．５ｍｍ2の穴部（Ａ１，Ａ２）を備えていることを特徴とする請求項３記載の熱交換器（３）。
【請求項５】
各通路（１１２）は、前記径方向の平面Ｐ'に、１．６〜１．９ｍｍの濡れ周長Ｐｅ１，Ｐｅ２を備えていることを特徴とする請求項４記載の熱交換器（３）。
【請求項６】
各通路（１１２）は、０．４〜０．９ｍｍの流体直径を備えていることを特徴とする請求項３〜５のいずれか１項に記載の熱交換器（３）。
【請求項７】
前記通路（１１２）の数は、７５〜８５であることを特徴とする請求項３〜６のいずれか１項に記載の熱交換器（３）。
【請求項８】
扁平チューブ７は、扁平チューブ７の渦巻形の中心軸△'と平行に、扁平チューブ７の２つの対向している端部Ｂ１，Ｂ２間の、７５〜８０ｍｍの高さＨを備えていることを特徴とする請求項４〜７のいずれか１項に記載の熱交換器（３）。
【請求項９】
熱交換器（３）が下記の特徴を備えていることを特徴とする請求項４〜８のいずれか１項に記載の熱交換器（３）。
扁平チューブ（７）は、８１個の通路（１１２）を備えている。
扁平チューブ（７）は、７７．３ｍｍの高さＨを備えている。
扁平チューブ（７）は、１４００ｍｍの展開長さを備えている。
各通路（１１２）は、長さｌが１ｍｍで、幅Ｌが０．７ｍｍの長方形の穴部Ａ１を備えている。
各通路（１１２）は、０．８６の流体直径ｄを備えている。
【請求項１０】
熱交換器（３）が下記の特徴を備えていることを特徴とする請求項４〜８のいずれか１項に記載の熱交換器（３）。
扁平チューブ（７）は、７７個の通路（１１２）を備えている。
扁平チューブ（７）は、７７．３ｍｍの高さＨを備えている。
扁平チューブ（７）は、１４００ｍｍの展開長さを備えている。
各通路（１１２）は、直径ｄ'が０．６ｍｍの円形の穴部Ａ２を備えている。
各通路（１１２）は、０．６の流体直径ｄを備えている。
【請求項１１】
熱交換器（３）が下記の特徴を備えていることを特徴とする請求項４〜８のいずれか１項に記載の熱交換器（３）。
扁平チューブ（７）は、７７個の通路（１１２）を備えている。
扁平チューブ（７）は、７７．３ｍｍの高さＨを備えている。
扁平チューブ（７）は、６９５ｍｍの展開長さを備えている。
各通路（１１２）は、直径ｄ'が０．６ｍｍの円形の穴部Ａ２を備えている。
各通路（１１２）は、０．６の流体直径ｄを備えている。
【請求項１２】
本体（１３）は、スリーブ（１４）状に形成されており、このスリーブ（１４）の第１端部（１５）を第１端板（１７）が閉止し、スリーブ（１４）の第２端部（１６）を第２端板（１８）が閉止していることを特徴とする請求項１〜１１のいずれか１項に記載の熱交換器（３）。
【請求項１３】
前記スリーブ（１４）は、全体が円筒状で、第１端板（１７）と第２端板（１８）のそれぞれの面Ｐ１とＰ２に、実質上直角な全体伸長軸△に沿って伸長していることを特徴とする請求項１２記載の熱交換器（３）。
【請求項１４】
本体（１３）が、入口孔（８）と出口孔（９）を備えていることを特徴とする請求項１〜１３のいずれか１項に記載の熱交換器（３）。
【請求項１５】
入口孔（８）と出口孔（９）が第１端板（１７）に設けられていることを特徴とする請求項１４記載の熱交換器（３）。
【請求項１６】
入口孔（８）と出口孔（９）がスリーブ（１４）に設けられていることを特徴とする請求項１５記載の熱交換器（３）。
【請求項１７】
中心ロッド（２３）は、中心ロッド（２３）の第１端部（２６）に開口している通路（１１２）と連通している空洞（２５）を備えており、外周ロッド（２４）は、外周ロッド（２４）の第１先端部（２９）で開口している通路（１１２）と連通している孔（２８）を備えていることを特徴とする請求項３〜１６のいずれか１項に記載の熱交換器（３）。
【請求項１８】
第１端部（２６）、そして／又は、第１先端部（２９）は、同一の端板（１７，１８）から突出していることを特徴とする請求項１７記載の熱交換器（３）。
【請求項１９】
第２端部（２７）を有する中心ロッド（２３）と、第２先端部（３０）を有する外周ロッド（２４）とともに、第２端部（２７）と、第２先端部（３０）が、前記本体（１３）の構成要素部分である中心円筒部（３３）と外周円筒部（３２）内に固定されていることを特徴とする請求項１７〜１８のいずれか１項に記載の熱交換器（３）。
【請求項２０】
空調回路（２）と第２回路（４）を備え、少なくとも１つの熱交換器（３）が、前記両回路（２，４）に合同で配置されていることを特徴とする請求項１〜１９のいずれか１項に記載の空調装置（１）。
【請求項２１】
空調回路（２）と第２回路（４）に、複数の熱交換器が配置されていることを特徴とする請求項２０に記載の空調装置（１）。
【請求項２２】
空調回路（２）の第１循環方向Ｓ１に、超臨界流体ＦＲが循環していることを特徴とする請求項２０〜２１のいずれか１項に記載の空調装置（１）。
【請求項２３】
第２回路（４）の第２循環方向Ｓ２に、水とグリコールの混合物から成る熱交換流体ＦＣが循環していることを特徴とする請求項２０〜２２のいずれか１項に記載の空調装置（１）。
【請求項２４】
熱交換器（３）内の前記第１循環方向Ｓ１は、第２循環方向Ｓ２と同方向であることを特徴とする請求項２２〜２３のいずれか１項に記載の空調装置（１）。
【請求項２５】
熱交換器（３）内の前記第１循環方向Ｓ１は、第２循環方向Ｓ２と対向方向であることを特徴とする請求項２２〜２３のいずれか１項に記載の空調装置（１）。
【請求項２６】
熱交換器（３）内の前記第１循環方向Ｓ１は、第２循環方向Ｓ２と直角方向であることを特徴とする請求項２２〜２３のいずれか１項に記載の空調装置（１）。
【請求項２７】
扁平チューブ（７）が空調回路（２）を形成している一方で、チューブ間の隙間（１２）が第２回路（４）を形成していることを特徴とする請求項２２〜２６のいずれか１項に記載の空調装置（１）。
【請求項２８】
空調回路（２）の“低圧”回路（１０７）に配置されていることを特徴とする請求項１〜９と請求項１２〜１９のいずれかに記載の熱交換器（３）を備えていることを特徴とする請求項２０〜２７のいずれか１項に記載の空調装置（１）。
【請求項２９】
空調回路（２）の“高圧”回路（１０６）に配置されていることを特徴とする請求項１〜８と請求項１０〜１９のいずれかに記載の熱交換器（３）を備えていることを特徴とする請求項２０〜２７のいずれか１項に記載の空調装置（１）。
【請求項１】
熱交換器（３）が、扁平チューブ（７）を渦巻状に巻いた連続コイル（１１，１１ａ，１１ｂ）を収容している本体（１３）を備えており、互いに面している２つの連続コイル（１１，１１ａ，１１ｂ）が、コイル間の隙間（１２）により分離されており、前記コイル間の隙間（１２）が、０．５〜５ｍｍの間隔Ｄで、２つの連続コイル（１１，１１ａ，１１ｂ）間を伸長していることを特徴とする熱交換器（３）。
【請求項２】
間隔Ｄが２ｍｍ以上であることを特徴とする請求項１記載の熱交換器（３）。
【請求項３】
扁平チューブ（７）が、多数の通路（１１２）を備えており、各通路（１１２）は、扁平チューブ（７）の中心端部（２１）を備えている中心ロッドと、扁平チューブ（７）の外周端部（２２）を備えている外周ロッド（２４）との間を伸長していることを特徴とする請求項１若しくは２に記載の熱交換器（３）。
【請求項４】
各通路（１１２）は、渦巻状の扁平チューブ（７）の中心軸△'を有する熱交換器（３）の径方向の平面Ｐ'に、０．２〜０．５ｍｍ2の穴部（Ａ１，Ａ２）を備えていることを特徴とする請求項３記載の熱交換器（３）。
【請求項５】
各通路（１１２）は、前記径方向の平面Ｐ'に、１．６〜１．９ｍｍの濡れ周長Ｐｅ１，Ｐｅ２を備えていることを特徴とする請求項４記載の熱交換器（３）。
【請求項６】
各通路（１１２）は、０．４〜０．９ｍｍの流体直径を備えていることを特徴とする請求項３〜５のいずれか１項に記載の熱交換器（３）。
【請求項７】
前記通路（１１２）の数は、７５〜８５であることを特徴とする請求項３〜６のいずれか１項に記載の熱交換器（３）。
【請求項８】
扁平チューブ７は、扁平チューブ７の渦巻形の中心軸△'と平行に、扁平チューブ７の２つの対向している端部Ｂ１，Ｂ２間の、７５〜８０ｍｍの高さＨを備えていることを特徴とする請求項４〜７のいずれか１項に記載の熱交換器（３）。
【請求項９】
熱交換器（３）が下記の特徴を備えていることを特徴とする請求項４〜８のいずれか１項に記載の熱交換器（３）。
扁平チューブ（７）は、８１個の通路（１１２）を備えている。
扁平チューブ（７）は、７７．３ｍｍの高さＨを備えている。
扁平チューブ（７）は、１４００ｍｍの展開長さを備えている。
各通路（１１２）は、長さｌが１ｍｍで、幅Ｌが０．７ｍｍの長方形の穴部Ａ１を備えている。
各通路（１１２）は、０．８６の流体直径ｄを備えている。
【請求項１０】
熱交換器（３）が下記の特徴を備えていることを特徴とする請求項４〜８のいずれか１項に記載の熱交換器（３）。
扁平チューブ（７）は、７７個の通路（１１２）を備えている。
扁平チューブ（７）は、７７．３ｍｍの高さＨを備えている。
扁平チューブ（７）は、１４００ｍｍの展開長さを備えている。
各通路（１１２）は、直径ｄ'が０．６ｍｍの円形の穴部Ａ２を備えている。
各通路（１１２）は、０．６の流体直径ｄを備えている。
【請求項１１】
熱交換器（３）が下記の特徴を備えていることを特徴とする請求項４〜８のいずれか１項に記載の熱交換器（３）。
扁平チューブ（７）は、７７個の通路（１１２）を備えている。
扁平チューブ（７）は、７７．３ｍｍの高さＨを備えている。
扁平チューブ（７）は、６９５ｍｍの展開長さを備えている。
各通路（１１２）は、直径ｄ'が０．６ｍｍの円形の穴部Ａ２を備えている。
各通路（１１２）は、０．６の流体直径ｄを備えている。
【請求項１２】
本体（１３）は、スリーブ（１４）状に形成されており、このスリーブ（１４）の第１端部（１５）を第１端板（１７）が閉止し、スリーブ（１４）の第２端部（１６）を第２端板（１８）が閉止していることを特徴とする請求項１〜１１のいずれか１項に記載の熱交換器（３）。
【請求項１３】
前記スリーブ（１４）は、全体が円筒状で、第１端板（１７）と第２端板（１８）のそれぞれの面Ｐ１とＰ２に、実質上直角な全体伸長軸△に沿って伸長していることを特徴とする請求項１２記載の熱交換器（３）。
【請求項１４】
本体（１３）が、入口孔（８）と出口孔（９）を備えていることを特徴とする請求項１〜１３のいずれか１項に記載の熱交換器（３）。
【請求項１５】
入口孔（８）と出口孔（９）が第１端板（１７）に設けられていることを特徴とする請求項１４記載の熱交換器（３）。
【請求項１６】
入口孔（８）と出口孔（９）がスリーブ（１４）に設けられていることを特徴とする請求項１５記載の熱交換器（３）。
【請求項１７】
中心ロッド（２３）は、中心ロッド（２３）の第１端部（２６）に開口している通路（１１２）と連通している空洞（２５）を備えており、外周ロッド（２４）は、外周ロッド（２４）の第１先端部（２９）で開口している通路（１１２）と連通している孔（２８）を備えていることを特徴とする請求項３〜１６のいずれか１項に記載の熱交換器（３）。
【請求項１８】
第１端部（２６）、そして／又は、第１先端部（２９）は、同一の端板（１７，１８）から突出していることを特徴とする請求項１７記載の熱交換器（３）。
【請求項１９】
第２端部（２７）を有する中心ロッド（２３）と、第２先端部（３０）を有する外周ロッド（２４）とともに、第２端部（２７）と、第２先端部（３０）が、前記本体（１３）の構成要素部分である中心円筒部（３３）と外周円筒部（３２）内に固定されていることを特徴とする請求項１７〜１８のいずれか１項に記載の熱交換器（３）。
【請求項２０】
空調回路（２）と第２回路（４）を備え、少なくとも１つの熱交換器（３）が、前記両回路（２，４）に合同で配置されていることを特徴とする請求項１〜１９のいずれか１項に記載の空調装置（１）。
【請求項２１】
空調回路（２）と第２回路（４）に、複数の熱交換器が配置されていることを特徴とする請求項２０に記載の空調装置（１）。
【請求項２２】
空調回路（２）の第１循環方向Ｓ１に、超臨界流体ＦＲが循環していることを特徴とする請求項２０〜２１のいずれか１項に記載の空調装置（１）。
【請求項２３】
第２回路（４）の第２循環方向Ｓ２に、水とグリコールの混合物から成る熱交換流体ＦＣが循環していることを特徴とする請求項２０〜２２のいずれか１項に記載の空調装置（１）。
【請求項２４】
熱交換器（３）内の前記第１循環方向Ｓ１は、第２循環方向Ｓ２と同方向であることを特徴とする請求項２２〜２３のいずれか１項に記載の空調装置（１）。
【請求項２５】
熱交換器（３）内の前記第１循環方向Ｓ１は、第２循環方向Ｓ２と対向方向であることを特徴とする請求項２２〜２３のいずれか１項に記載の空調装置（１）。
【請求項２６】
熱交換器（３）内の前記第１循環方向Ｓ１は、第２循環方向Ｓ２と直角方向であることを特徴とする請求項２２〜２３のいずれか１項に記載の空調装置（１）。
【請求項２７】
扁平チューブ（７）が空調回路（２）を形成している一方で、チューブ間の隙間（１２）が第２回路（４）を形成していることを特徴とする請求項２２〜２６のいずれか１項に記載の空調装置（１）。
【請求項２８】
空調回路（２）の“低圧”回路（１０７）に配置されていることを特徴とする請求項１〜９と請求項１２〜１９のいずれかに記載の熱交換器（３）を備えていることを特徴とする請求項２０〜２７のいずれか１項に記載の空調装置（１）。
【請求項２９】
空調回路（２）の“高圧”回路（１０６）に配置されていることを特徴とする請求項１〜８と請求項１０〜１９のいずれかに記載の熱交換器（３）を備えていることを特徴とする請求項２０〜２７のいずれか１項に記載の空調装置（１）。
【図１】
【図１ｂｉｓ】
【図２】
【図３】
【図４−４ｂｉｓ】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２ａ】
【図１２ｂ】
【図１２ｃ】
【図１３】
【図１４】
【図１５】
【図１６】
【図１７】
【図１８】
【図１９】
【図２０】
【図２１】
【図２２】
【図１ｂｉｓ】
【図２】
【図３】
【図４−４ｂｉｓ】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２ａ】
【図１２ｂ】
【図１２ｃ】
【図１３】
【図１４】
【図１５】
【図１６】
【図１７】
【図１８】
【図１９】
【図２０】
【図２１】
【図２２】
【公表番号】特表２０１２−５１０６００（Ｐ２０１２−５１０６００Ａ）
【公表日】平成２４年５月１０日（２０１２．５．１０）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２０１１−５３８０２０（Ｐ２０１１−５３８０２０）
【出願日】平成２１年１１月３０日（２００９．１１．３０）
【国際出願番号】ＰＣＴ／ＦＲ２００９／００１３６０
【国際公開番号】ＷＯ２０１０／０６３８９７
【国際公開日】平成２２年６月１０日（２０１０．６．１０）
【出願人】（５０５１１３６３２）ヴァレオ システム テルミク (81)
【Ｆターム（参考）】
【公表日】平成２４年５月１０日（２０１２．５．１０）
【国際特許分類】
【出願日】平成２１年１１月３０日（２００９．１１．３０）
【国際出願番号】ＰＣＴ／ＦＲ２００９／００１３６０
【国際公開番号】ＷＯ２０１０／０６３８９７
【国際公開日】平成２２年６月１０日（２０１０．６．１０）
【出願人】（５０５１１３６３２）ヴァレオ システム テルミク (81)
【Ｆターム（参考）】
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