WO2014084342A1 - 熱交換器及び熱交換器の製造方法 - Google Patents

熱交換器及び熱交換器の製造方法 Download PDF

Info

Publication number
WO2014084342A1
WO2014084342A1 PCT/JP2013/082158 JP2013082158W WO2014084342A1 WO 2014084342 A1 WO2014084342 A1 WO 2014084342A1 JP 2013082158 W JP2013082158 W JP 2013082158W WO 2014084342 A1 WO2014084342 A1 WO 2014084342A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
refrigerant
heat exchanger
microtube
micro
gas cooler
Prior art date
Application number
PCT/JP2013/082158
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
金子　智
浩隆 門
智久 今藤
Original Assignee
サンデン株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by サンデン株式会社 filed Critical サンデン株式会社
Priority to DE112013005694.1T priority Critical patent/DE112013005694T5/de
Priority to CN201380062241.2A priority patent/CN104813133B/zh
Publication of WO2014084342A1 publication Critical patent/WO2014084342A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F1/00—Tubular elements; Assemblies of tubular elements
    • F28F1/10—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses
    • F28F1/12—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element
    • F28F1/126—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element consisting of zig-zag shaped fins
    • F28F1/128—Fins with openings, e.g. louvered fins
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D1/00—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators
    • F28D1/02—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid
    • F28D1/04—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits
    • F28D1/053—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits the conduits being straight
    • F28D1/0535—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits the conduits being straight the conduits having a non-circular cross-section
    • F28D1/05366—Assemblies of conduits connected to common headers, e.g. core type radiators
    • F28D1/05391—Assemblies of conduits connected to common headers, e.g. core type radiators with multiple rows of conduits or with multi-channel conduits combined with a particular flow pattern, e.g. multi-row multi-stage radiators
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F2260/00—Heat exchangers or heat exchange elements having special size, e.g. microstructures
    • F28F2260/02—Heat exchangers or heat exchange elements having special size, e.g. microstructures having microchannels

Definitions

  • the present invention relates to a heat exchanger composed of a plurality of microtubes and a method for manufacturing the heat exchanger.
  • the former fin-and-tube heat exchanger is constructed by crimping or brazing aluminum fins to pipes made of copper or the like, and is mainly used for stationary refrigerators such as vending machines. in use.
  • the latter microtube-type heat exchanger has a plurality of flat aluminum tubes (microtubes) with a plurality of micro passages arranged horizontally, and these fins are also made of aluminum between each microtube.
  • This is a parallel flow type heat exchanger that is brazed, and is used mainly for automobile radiators.
  • Such a microtube type heat exchanger is compact and lightweight, and is excellent in heat exchange performance. Therefore, application to the above-described vending machine is being studied (for example, see Patent Document 1).
  • CO 2 carbon dioxide
  • the device itself is smaller than an automobile, so the amount of refrigerant circulating is reduced and the flow rate of the refrigerant flowing in the micro tube is also low.
  • the refrigerant flow path with respect to the cross section of the microtube is greater than that of an automotive heat exchanger that uses condensed refrigerant to withstand the high pressure of carbon dioxide. Becomes narrower and the hydraulic diameter becomes smaller.
  • the present invention has been made to solve the conventional technical problems, and by optimizing the shape of the cross section of the tube of the microtube type heat exchanger and the configuration of the refrigerant path, the heat exchange efficiency is improved.
  • the purpose is to improve and prevent a decrease in heat exchange capacity.
  • the heat exchanger of the invention of claim 1 is formed by connecting both ends of a plurality of microtubes with a pair of headers and attaching heat exchange fins across the microtubes, and using carbon dioxide as a refrigerant.
  • the hydraulic diameter of the microtube is D h
  • the number of refrigerant paths reciprocated by dividing the inside of the header is N P
  • the number of microtubes constituting the refrigerant path is T N
  • the fin is the length of the existing parts of the microtube T l
  • the coolant flow path cross-sectional area of the microtube when S c the total number of micro-tubes and T aN
  • the evaluation index ⁇ represented by Equation 1 satisfies Equation 1 for all the refrigerant paths.
  • a heat exchanger includes a refrigerant circuit comprising the compressor, the gas cooler, the pressure reducing device, and the evaporator connected in a cyclic manner in the above-described invention, and the refrigerator cools the storage chamber by the evaporator. In, it is used as a gas cooler.
  • the heat exchanger according to a third aspect of the present invention is characterized in that, in the above invention, the refrigerator is a vending machine that stores products in a storage chamber and sells them while cooling with an evaporator.
  • a heat exchanger manufacturing method comprising: connecting both ends of a plurality of microtubes with a pair of headers; and attaching heat exchange fins over each microtube;
  • the hydraulic diameter of the microtube is D h
  • the number of refrigerant paths reciprocated by partitioning the header is N P
  • the number of microtubes constituting the refrigerant path the T N, the length T l microtube portion fins are present, the coolant flow path cross-sectional area of the microtube when S c, the total number of micro-tubes and T aN
  • the evaluation index ⁇ represented by the above formula 1 satisfies the formula 1 in all the refrigerant paths.
  • a heat exchanger manufacturing method comprising the refrigerant circuit in which the compressor, the gas cooler, the pressure reducing device, and the evaporator are sequentially connected in an annular shape in the above invention, and the inside of the storage chamber is cooled by the evaporator.
  • the method of manufacturing a heat exchanger used as a gas cooler in a refrigerator to be used is characterized by the following.
  • the method of manufacturing a heat exchanger according to the invention of claim 6 is characterized in that, in the above invention, the refrigerator is a vending machine that stores products in a storage room and sells them while cooling with an evaporator.
  • the ability of the heat exchanger to exchange heat between the air and the refrigerant is determined by the heat transfer area and the heat transfer coefficient on the air side and the refrigerant side, respectively.
  • the heat transfer coefficient is smaller on the air side and the heat resistance is dominant on the air side.
  • the refrigerant flow path is used to withstand high pressure as described above. Therefore, the heat transfer area and hydraulic diameter on the refrigerant side are reduced.
  • the amount of refrigerant circulation is also small, so the Re number is extremely small. Therefore, the heat resistance on the refrigerant side becomes relatively large, and the influence of the heat transfer coefficient on the refrigerant side becomes dominant.
  • FIG. 6 is a graph showing the relationship between the heat transfer coefficient on the refrigerant side (horizontal axis) and the heat exchange performance of the heat exchanger (heat radiation capacity per opening area; vertical axis).
  • the heat transfer coefficient on the refrigerant side exceeds a certain value, the heat exchange performance increases rapidly, and hardly increases from around 1000.
  • FIG. 7 is a graph showing the relationship between the Re number (horizontal axis) of the refrigerant in the microtube and the heat transfer coefficient (vertical axis). When the Re number is small, the flow of the refrigerant becomes a laminar flow, so the heat transfer coefficient is 1000 or less.
  • the refrigerant flow rate is small, so the Re number is small and the heat transfer coefficient is small (region of heat transfer coefficient 1000 or less on the refrigerant side in FIG. 6). In this region, the effect of the heat transfer coefficient on the refrigerant side greatly affects the heat exchange performance.
  • the Re number in FIG. 7 exceeds a certain value (about 2000)
  • the flow of the refrigerant transitions to turbulent flow, so that the heat transfer coefficient increases rapidly. Therefore, if the shape of the cross section of the tube of the heat exchanger and the configuration of the refrigerant path are optimized, the heat transfer coefficient on the refrigerant side in FIG. 6 is set to a high value, and the heat exchange performance is governed by the heat transfer coefficient on the refrigerant side. It turns out that the fall of heat exchange performance can be prevented by making it escape from and making it control by the air side.
  • the hydraulic diameter D h of the microtubes in the present invention, the number N P of the reciprocating composed refrigerant path, and the number T N of micro-tube constituting the refrigerant path, the length of the micro-tube portion fin is present and T l is the coolant flow path cross-sectional area S c of the micro tube, the total number T aN microtubes as a parameter, as determined material evaluation index ⁇ determined by equation 1 as determined by experiment, the respective refrigerant paths In all cases, the evaluation index ⁇ is designed to be 3000 or more.
  • the heat exchange performance can be maintained high. This is particularly effective when carbon dioxide is used as a refrigerant in a vending machine having a small refrigerant flow rate.
  • FIG. 1 is a refrigerant circuit diagram of a vending machine as an embodiment of a refrigerator illustrated for explaining the present invention.
  • 1 is a compressor, and a gas cooler 2 which is a heat exchanger of an embodiment of the present invention is connected to the discharge side of the compressor 1.
  • An expansion valve 3 (which may be a capillary tube) as a pressure reducing device is connected to the outlet side of the gas cooler 2, and an evaporator 4 is connected to the outlet side of the expansion valve 3.
  • the evaporator 4 is installed in a product storage chamber 6 of a vending machine (not shown). And the exit side of the evaporator 4 is connected to the suction side of the compressor 1, and the refrigerant circuit 7 of a vending machine is comprised.
  • a predetermined amount of carbon dioxide (CO 2 ) is sealed in the refrigerant circuit 7 as a refrigerant.
  • the refrigerant carbon dioxide
  • the compressor 2 When the compressor 2 is operated, the refrigerant (carbon dioxide) is compressed into a high-temperature and high-pressure gas state, discharged from the discharge side, and flows into the gas cooler 2. Outside air is passed through the gas cooler 2 by the gas cooler blower 8, and the gas refrigerant flowing into the gas cooler 2 exchanges heat with the air passed from the gas cooler blower 8 to dissipate heat.
  • the refrigerant does not condense in the gas cooler 2, and the temperature drops while remaining in the supercritical state, exits the gas cooler 2, and flows into the expansion valve 3.
  • the refrigerant is depressurized by the expansion valve 3 to transition to a liquid phase, and flows into the evaporator 4 to evaporate.
  • the cooling ability is exhibited by the endothermic action at this time.
  • Cold air in the product storage chamber 6 is circulated from the evaporator blower 9 to the evaporator 4, so that the canned beverage and the beverage (product) in the plastic bottle stored in the product storage chamber 6 reach a predetermined temperature. It will be cooled.
  • the vending machine sells products while cooling the products in the product storage room 6. Then, the gas refrigerant evaporated in the evaporator 4 is repeatedly circulated by being sucked into the compressor 1 again.
  • the gas cooler (heat exchanger) 2 is a micro tube type parallel flow type heat exchanger, and a pair of headers 11 and 12 arranged parallel to each other in the vertical direction and between the headers 11 and 12.
  • the microtubes 13 are arranged in the horizontal direction, and are arranged in parallel (20 in the embodiment), and fins 14 for heat exchange attached between the microtubes 13.
  • the upper and lower ends 16A and 16B are plate materials to be attached, and the fins 14 are also attached between the uppermost microtube 13 and the plate material 16A, and the lowermost microtube 13 and the plate material 16B.
  • Both headers 11 and 12 are connected to both ends of each microtube 13, whereby both ends of each microtube 13 communicate with each other.
  • the microtube 13 is made of a metal such as copper, aluminum, or iron (aluminum in the embodiment), has a substantially elliptical cross section or an oval cross section, and has a minute diameter refrigerant flow path (not shown). Is a multi-hole porous flat tube.
  • one header 11 is partitioned by a partition member 11A attached at a corresponding position between the sixth and seventh microtubes 13 from the top, and further, the fourth and fifth microtubes from the bottom.
  • the header 11 is also partitioned by partition members 11B attached at corresponding positions between the tubes 13.
  • the other header 12 is also partitioned by a partition member 12A attached at a corresponding position between the ninth and tenth microtubes 13 from the bottom.
  • the refrigerant inlet pipe 17 is connected to a position corresponding to the upper side of the partition member 11A of the header 11, and the refrigerant inlet pipe 17 is connected to the discharge side of the compressor 1. Further, a refrigerant outlet pipe 18 is connected to a position corresponding to the lower side of the partition member 11 ⁇ / b> B of the header 11, and the refrigerant outlet pipe 18 is connected to the expansion valve 3.
  • the first refrigerant path 21 flows into the header 11 from the refrigerant inlet pipe 17, passes through the microtubes 13 from the top to the sixth, and flows into the header 12 on the upper side of the partition member 12 ⁇ / b> A.
  • the second refrigerant path that flows out from the header 12 through the total of five microtubes 13 from the top to the eleventh from the top and flows into the header 11 between the partition members 11A and 11B. 22 and a third refrigerant path that flows out from the header 11 and passes through a total of five microtubes 13 from the fifth to the ninth from the bottom, and flows into the header 12 below the partition member 12A.
  • a total of four refrigerant paths 24 that flow out from the header 12 and flow through the microtubes 13 from the bottom to the fourth, and flow into the header 11 below the partition member 11B.
  • Refrigerant path of reciprocation configured in the gas cooler 2.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 2 flows into the header 11 from the refrigerant inlet pipe 17 of the gas cooler 2, and the first refrigerant path 21, the second refrigerant path 22, and the third refrigerant.
  • the gas passes through the path 23 and the fourth refrigerant path 24 in a reciprocating manner, exchanges heat with the outside air ventilated by the gas cooler blower 8, radiates heat to the air, and then exits from the refrigerant outlet pipe 18 to the expansion valve 3. It will be.
  • the fins 14 of the gas cooler 2 are made of a thin aluminum plate with a predetermined pitch F P.
  • the folded portions 14A and 14B are arranged at the upper and lower ends, and the folded portions 14A and 14B are brazed to the microtube 13 in the embodiment.
  • F h is the height of the fin 14 in the vertical direction, and the microtube 13 Is the same as the vertical spacing.
  • a louver 26 for causing turbulent flow in the circulating air is cut and formed in the flat surface portion 14C located between the folded portions 14A and 14B.
  • a plurality of louvers 26 are formed at a predetermined pitch L P and a predetermined angle ⁇ with respect to the air flow direction.
  • the upper and lower length L 1 is substantially equal to the height of the flat surface portion 14C of the fin 14.
  • the louver 2 The direction in which 6 inclines is reversed between the air inlet side and the outlet side (FIG. 4).
  • the refrigerant always causes turbulent flow in the refrigerant flow path of the microtube 13 of the gas cooler (heat exchanger) 2 so that the heat transfer coefficient is increased.
  • an evaluation index ⁇ is set, and this evaluation index ⁇ is defined by the following formula 1 obtained by experiments.
  • D h is the hydraulic diameter of the coolant channel in the microtube 13
  • N P is the number of reciprocating constituted refrigerant paths by partitioning the header 11
  • T N is the respective refrigerant paths
  • T l is the length of the microtube 13 where the fins 14 are present
  • S c is the cross-sectional area of the refrigerant flow path in the microtube 13
  • TAN is the microtube The total number of thirteen.
  • the total number T AN of the micro tubes 13 and the number T N of the micro tubes 13 in the refrigerant path are basically parameters that increase the flow rate of the refrigerant and increase the heat exchange capacity. However, if the number is increased, the heat exchanger (gas cooler 2 ) The size of itself increases. Furthermore, S C is larger when the flow rate is adopted to the denominator to decrease. Since the flow rate is a parameter that decreases as the number T N of refrigerant tube micro tubes 13 increases, it is adopted as the ratio T N / T AN to the total number T AN and multiplied by 0.5 for fitting. .
  • FIG. 5 is a graph plotting the relationship between the evaluation index ⁇ calculated by changing the value of each parameter and the heat transfer coefficient actually measured by the heat exchanger (gas cooler) designed with the changed value of each parameter ( The same applies to the fins 14).
  • the heat transfer coefficient is a very low value. This is because the refrigerant flow in the microtube 13 is a laminar flow.
  • the evaluation index ⁇ is 3000 or more, the heat transfer coefficient rapidly increases. This is considered to be because the flow of the refrigerant became a turbulent state.
  • the gas cooler 2 heat exchanger
  • the evaluation index ⁇ is 3000 or more as shown in Equation 1 in all the refrigerant paths 21 to 24.
  • the design of each microtube 13 decisions (tube length, tube width, tube height, the hydraulic diameter D h, the flow path cross-sectional area S C), the number T AN, determination of the number of refrigerant paths N P, each The number T N of the microtubes 13 in the refrigerant path is determined.
  • the total number T AN microtubes 13 20, a refrigerant path N P 4, the number T N of microtubes 13 in the refrigerant path 21 is 6, and the refrigerant path 22 , T N is 5 23, the T N of the refrigerant path 24 is 4, by setting the other above values microtube 13, the evaluation index xi] is xi] 5600 of the refrigerant path 21, evaluation of the refrigerant path 22
  • the index ⁇ 4138
  • Compressor 1 Compressor 2 Gas cooler (heat exchanger) 3 Expansion valve 4 Evaporator 7 Refrigerant circuit 11, 12 Header 11A, 11B, 12A Partition member 13 Micro tube 14 Fin 17 Refrigerant inlet pipe 18 Refrigerant outlet pipe 21-14 Refrigerant path

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Geometry (AREA)
  • Devices That Are Associated With Refrigeration Equipment (AREA)
  • Control Of Vending Devices And Auxiliary Devices For Vending Devices (AREA)
  • Heat-Exchange Devices With Radiators And Conduit Assemblies (AREA)

Abstract

【課題】マイクロチューブタイプの熱交換器のチューブ断面の形状と冷媒パスの構成を最適化することで、熱交換効率を改善し、熱交換能力の低下を防止する。 【解決手段】ガスクーラ２（熱交換器）は、複数本のマイクロチューブ１３の両端を一対のヘッダー１１、１２にて相互に連通し、各マイクロチューブに渡って熱交換用のフィン１４を取り付けて成る。マイクロチューブの水力直径をＤh、ヘッダー内を仕切ることで 往復構成される冷媒パスの数をＮP、当該冷媒パスを構成するマイクロチューブの本数を ＴN、フィンが存在する部分のマイクロチューブの長さをＴl、マイクロチューブの冷媒流路断面積をＳc、マイクロチューブの総本数をＴANとしたときの評価指数ξが、各冷媒パ スの全てに数式１を満たす。

Description

熱交換器及び熱交換器の製造方法
　本発明は、複数本のマイクロチューブから構成される熱交換器及びこの熱交換器の製造方法に関するものである。
　従来より冷媒回路を構成するこの種熱交換器としては、フィンアンドチューブタイプの熱交換器やマイクロチューブタイプの熱交換器等、様々なタイプのものが使用されている。前者のフィンアンドチューブタイプの熱交換器は、銅等から成る配管にアルミニウム等から成るフィンを圧着、或いは、ロウ付けすることにより構成されて、主に自動販売機等の定置用の冷却庫に使用されている。
　一方、後者のマイクロチューブタイプの熱交換器は、複数の微小通路を備えたアルミニウム製の扁平管（マイクロチューブ）を水平方向に複数本配置し、各マイクロチューブの間にこれもアルミニウム製のフィンをロウ付けしてなるパラレルフロー型熱交換器で、主に自動車のラジエター等に使用されている。係るマイクロチューブタイプの熱交換器は、コンパクトで軽量でありながら、熱交換性能に優れているため、前述した自動販売機への適用が検討されている（例えば、特許文献１参照）。
　また、近年では地球環境問題に対応するために、自動販売機等の冷却庫においても冷媒として二酸化炭素（ＣＯ2）を用いることが提案されているが、自動販売機の冷媒回路で
二酸化炭素を使用する場合、小型／軽量で比較的安価なマイクロチューブタイプの熱交換器をガスクーラとして使用することが考えられる。
特開２００３－１２１０９２号公報
　しかしながら、自動販売機にてマイクロチューブタイプの熱交換器を使用する場合、自動車に比して装置そのものが小型になることから、冷媒循環量が少なくなり、マイクロチューブ内を流れる冷媒の流速も低くなる。また、複数本のマイクロチューブに冷媒を分流させる熱交換器では、二酸化炭素の高圧に耐えるために、凝縮冷媒を使用する自動車用の熱交換器に比べ、マイクロチューブの断面に対して冷媒流路が狭くなり、水力直径も小さくなる。
　そのため、マイクロチューブ内を流れる冷媒のＲｅ数（レイノルズ数）が小さくなり、冷媒の粘性力が支配し、場合によっては層流域で使用される状態となって熱伝達率が大きく低下してしまう危険性があった。
　本発明は、係る従来の技術的課題を解決するために成されたものであり、マイクロチューブタイプの熱交換器のチューブ断面の形状と冷媒パスの構成を最適化することで、熱交換効率を改善し、熱交換能力の低下を防止することを目的とする。
　請求項１の発明の熱交換器は、複数本のマイクロチューブの両端を一対のヘッダーにて相互に連通し、各マイクロチューブに渡って熱交換用のフィンを取り付けて成り、冷媒と
して二酸化炭素を使用するものであって、マイクロチューブの水力直径をＤh、ヘッダー
内を仕切ることで往復構成される冷媒パスの数をＮP、当該冷媒パスを構成するマイクロ
チューブの本数をＴN、フィンが存在する部分のマイクロチューブの長さをＴl、マイクロチューブの冷媒流路断面積をＳc、マイクロチューブの総本数をＴANとしたときに、
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
 　上記数式１で表される評価指数ξが、各冷媒パスの全てに当該数式１を満たすことを特徴とする。
　請求項２の発明の熱交換器は、上記発明において圧縮機、ガスクーラ、減圧装置、及び、蒸発器を順次環状に接続して成る冷媒回路を備え、蒸発器にて収納室内を冷却する冷却庫において、ガスクーラとして使用されることを特徴とする。
　請求項３の発明の熱交換器は、上記発明において冷却庫は、収納室内に商品を収納し、蒸発器にて冷却しながら販売する自動販売機であることを特徴とする。
　請求項４の発明の熱交換器の製造方法は、複数本のマイクロチューブの両端を一対のヘッダーにて相互に連通し、各マイクロチューブに渡って熱交換用のフィンを取り付けて成り、冷媒として二酸化炭素を使用する熱交換器を製造するに当たり、マイクロチューブの水力直径をＤh、ヘッダー内を仕切ることで往復構成される冷媒パスの数をＮP、当該冷媒パスを構成するマイクロチューブの本数をＴN、フィンが存在する部分のマイクロチュー
ブの長さをＴl、マイクロチューブの冷媒流路断面積をＳc、マイクロチューブの総本数をＴANとしたときに、
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
 　上記数式１で表される評価指数ξが、各冷媒パスの全てにおいて当該数式１を満たすようにすることを特徴とする。
　請求項５の発明の熱交換器の製造方法は、上記発明において圧縮機、ガスクーラ、減圧装置、及び、蒸発器を順次環状に接続して成る冷媒回路を備え、蒸発器にて収納室内を冷却する冷却庫において、ガスクーラとして使用される熱交換器を製造する方法であることを特徴とする。
　請求項６の発明の熱交換器の製造方法は、上記発明において冷却庫は、収納室内に商品を収納し、蒸発器にて冷却しながら販売する自動販売機であることを特徴とする。
　空気と冷媒とを熱交換させる熱交換器の能力は、空気側と冷媒側それぞれの伝熱面積と熱伝達率によって決定される。一般に熱伝達率は空気側のほうが小さく、熱抵抗は空気側が支配的であるが、冷媒として二酸化炭素を用いた自動販売機等の熱交換器では、前述した如く高圧に耐えるために冷媒流路が小さくなるため、冷媒側の伝熱面積や水力直径が小さくなる。更に、前述した如く小型であることから冷媒循環量も少なくなるため、Ｒｅ数
が極端に小さくなる。そのため、冷媒側の熱抵抗が相対的に大きくなり、冷媒側の熱伝達率の影響が支配的となる。
　図６は冷媒側の熱伝達率（横軸）と熱交換器の熱交換性能（開口面積当り放熱能力。縦軸）の関係を示した図である。冷媒側の熱伝達率が或る値を超えると、熱交換性能は急激に増加し、１０００を超える辺りからは殆ど増加しなくなる。また、図７はマイクロチューブ内の冷媒のＲｅ数（横軸）と熱伝達率（縦軸）の関係を示した図である。Ｒｅ数が小さい場合、冷媒の流れが層流となるため、熱伝達率は１０００以下となっている。自動販売機に通常のマイクロチューブタイプの熱交換器を使用した場合、冷媒流量が少ないためにＲｅ数が小さく、熱伝達率も小さい（図６の冷媒側の熱伝達率１０００以下の領域）。この領域では冷媒側の熱伝達率による影響が熱交換性能に大きく影響している。
　一方、図７においてＲｅ数が或る値（約２０００程）を超えると、冷媒の流れが乱流に遷移するため、熱伝達率が急激に増加する。従って、熱交換器のチューブ断面の形状と冷媒パスの構成を最適化すれば、図６において冷媒側の熱伝達率を高い値とし、冷媒側の熱伝達率で熱交換性能が支配される領域から脱却して空気側の支配とすることで、熱交換性能の低下を防止することができることが分かる。
　そこで、本発明ではマイクロチューブの水力直径Ｄhと、往復構成される冷媒パスの数
ＮPと、当該冷媒パスを構成するマイクロチューブの本数ＴNと、フィンが存在する部分のマイクロチューブの長さＴlと、マイクロチューブの冷媒流路断面積Ｓcと、マイクロチューブの総本数ＴANをパラメータとし、実験により求めた数式１で決定される評価指数ξを判断材料として、各冷媒パスの全てにおいてこの評価指数ξが３０００以上となるように設計するようにした。
　係る構造及び製造方法により熱交換器を構成するマイクロチューブの冷媒流路を流れる冷媒が常に乱流域で運転されるようになったので、熱交換性能を高く維持することができるようになった。これは冷媒流量が少ない自動販売機において冷媒として二酸化炭素を使用する場合に特に有効である。
本発明の熱交換器を適用した一実施例の自動販売機の冷媒回路図である。 本発明の熱交換器の一実施例の図１のガスクーラの正面図である。 図２のガスクーラの要部拡大正面図である。 図３のフィンのルーバー部分の拡大平断面図である。 本発明における熱交換器の評価指数と熱伝達率の関係を示す図である。 熱交換器の冷媒側の熱伝達率と熱交換性能（開口面積当り放熱能力）の関係を示す図である。 熱交換器のＲｅ数と熱伝達率の関係を示す図である。
　以下、本発明の実施の形態について、詳細に説明する。図１は本発明を説明するために例示する冷却庫の一実施例としての自動販売機の冷媒回路図である。この図において、１は圧縮機であり、圧縮機１の吐出側に本発明の実施例の熱交換器であるガスクーラ２が接続されている。このガスクーラ２の構造については後に詳述する。ガスクーラ２の出口側には減圧装置としての膨張弁３（キャピラリチューブでもよい）が接続され、この膨張弁３の出口側に蒸発器４が接続されている。この蒸発器４が図示しない自動販売機の商品収納室６内に設置される。そして、蒸発器４の出口側が圧縮機１の吸込側に接続されて自動販売機の冷媒回路７が構成されている。
　そして、冷媒回路７内には冷媒として二酸化炭素（ＣＯ2）が所定量封入される。圧縮
機２が運転されると、冷媒（二酸化炭素）が圧縮されて高温高圧のガス状態となり、吐出側から吐出されてガスクーラ２に流入する。ガスクーラ２にはガスクーラ用送風機８にて外気が通風されており、ガスクーラ２に流入したガス冷媒はガスクーラ用送風機８から通風される空気と熱交換して放熱する。
　ガスクーラ２にて冷媒は凝縮すること無く超臨界状態のまま温度が低下し、ガスクーラ２から出て膨張弁３に流入する。この膨張弁３にて冷媒は減圧されることにより液相に遷移し、蒸発器４に流入して蒸発する。このときの吸熱作用で冷却能力を発揮する。蒸発器４には蒸発器用送風機９から商品収納室６内の冷気が循環されており、これにより、商品収納室６内に収納された缶飲料やペットボトル入りの飲料（商品）が所定温度に冷却されることになる。自動販売機はこの商品収納室６内で商品を冷却しながら販売するものである。そして、蒸発器４で蒸発したガス冷媒は再び圧縮機１に吸い込まれる循環を繰り返す。
　次に、図２以降を参照して本発明の熱交換器であるガスクーラ２の構成及びその製造方法について説明する。ガスクーラ（熱交換器）２はマイクロチューブタイプのパラレルフロー型熱交換器であり、縦方向に相対向して平行に配置された一対のヘッダー１１、１２と、両ヘッダー１１、１２間に渡って水平方向に配置され、上下に複数本（実施例では２０本）並設されたマイクロチューブ１３と、各マイクロチューブ１３間に取り付けられた熱交換用のフィン１４から構成されている。尚、上端と下端の１６Ａ、１６Ｂは取り付けようの板材であり、フィン１４は最上段のマイクロチューブ１３と板材１６Ａ、最下段のマイクロチューブ１３と板材１６Ｂ間にも取り付けられている。
　両ヘッダー１１、１２は各マイクロチューブ１３の両端に接続されており、これにより、各マイクロチューブ１３の両端は相互に連通されている。マイクロチューブ１３は銅、アルミニウム、或いは、鉄などの金属（実施例ではアルミニウム）にて構成され、断面略楕円形、若しくは、長円形を呈し、内部に微小径の冷媒流路（図示せず）が複数形成された多孔扁平管である。
　また、一方のヘッダー１１内は、上から６本目と７本目のマイクロチューブ１３の間に対応する位置に取り付けられた仕切部材１１Ａにより仕切られており、更に、下から４本目と５本目のマイクロチューブ１３の間に対応する位置に取り付けられた仕切部材１１Ｂによってもヘッダー１１内は仕切られている。更に、他方のヘッダー１２内も、下から９本目と１０本目のマイクロチューブ１３の間に対応する位置に取り付けられた仕切部材１２Ａによって仕切られている。
　そして、ヘッダー１１の仕切部材１１Ａの上側に対応する位置に冷媒入口配管１７が接続され、この冷媒入口配管１７が圧縮機１の吐出側に接続される。また、ヘッダー１１の仕切部材１１Ｂの下側に対応する位置には冷媒出口配管１８が接続され、この冷媒出口配管１８が膨張弁３に接続される。
　これにより、冷媒入口配管１７からヘッダー１１内に流入し、上から６本目までのマイクロチューブ１３内を分流して通過し、仕切部材１２Ａの上側のヘッダー１２内に流入する第１の冷媒パス２１と、ヘッダー１２から出て上から７本目から１１本目までの計５本のマイクロチューブ１３内を分流して通過し、仕切部材１１Ａと１１Ｂの間のヘッダー１１内に流入する第２の冷媒パス２２と、ヘッダー１１から出て下から５本目から９本目までの計５本のマイクロチューブ１３内を分流して通過し、仕切部材１２Ａの下側のヘッダー１２内に流入する第３の冷媒パス２３と、ヘッダー１２から出て下から４本目までのマイクロチューブ１３内を分流して通過し、仕切部材１１Ｂの下側のヘッダー１１内に流入
する第４の冷媒パス２４の計４つの冷媒パスがガスクーラ２内に往復構成される。
　これにより、圧縮機２から吐出された高温高圧のガス冷媒は、ガスクーラ２の冷媒入口配管１７からヘッダー１１内に流入し、第１の冷媒パス２１、第２の冷媒パス２２、第３の冷媒パス２３、及び、第４の冷媒パス２４を往復しながら順次通過し、ガスクーラ用送風機８により通風される外気と熱交換し、それに放熱した後、冷媒出口配管１８から膨張弁３に出て行くことになる。
　ガスクーラ２のフィン１４は図３に示すように、薄いアルミニウム板を所定ピッチＦP
で蛇行状に屈曲することにより構成されており、実施例では折返し部１４Ａ、１４Ｂが上下端に配置され、該折返し部１４Ａ、１４Ｂがマイクロチューブ１３にロウ付けされている。尚、図３においてＦhはフィン１４の上下方向の高さであり、マイクロチューブ１３
の上下方向の間隔と同一である。
　また、各折返し部１４Ａ、１４Ｂ間に位置する平面部１４Ｃには、流通する空気に乱流を起こすためのルーバー２６が切り起こし形成されている。このルーバー２６は図４に示すように所定ピッチＬP、空気の流通方向に対して所定の角度αで複数形成されており、
その上下の長さＬlは略フィン１４の平面部１４Ｃの高さに匹敵する。また、ルーバー２
６の傾く向きは空気の入口側と出口側とで逆方法とされている（図４）。
　以上の構成で、次にガスクーラ（熱交換器）２を設計・製造する際の各部の寸法及びマイクロチューブ１３の本数等の各値の設定方法、若しくは、選定方法（何れも製造方法）について説明する。本発明では、ガスクーラ（熱交換器）２のマイクロチューブ１３の冷媒流路内において、冷媒が常に乱流を起こし、熱伝達率が高くなるようにする。そのために、評価指数ξを設定し、この評価指数ξを実験により求めた下記数式１で定義している。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
 　尚、数式１のパラメータにおいて、Ｄhはマイクロチューブ１３内の冷媒流路の水力直
径、ＮPはヘッダー１１、１２内を仕切ることにより往復構成される冷媒パスの数、ＴNは各冷媒パスにおいて当該冷媒パスを構成するマイクロチューブ１３の本数、Ｔlはフィン
１４が存在する部分のマイクロチューブ１３の長さ、Ｓcはマイクロチューブ１３内の冷
媒流路の断面積、ＴANはマイクロチューブ１３の総本数である。
　このうち、水力直径Ｄhは大きい程、マイクロチューブ１３の長さＴlは長い程、冷媒パスの数ＮPは大きい程、伝熱面積が増えて、またあるいは流速が早くなり熱伝達率が向上
するパラメータであるので分子に採用する。マイクロチューブ１３の総本数ＴAN、当該冷媒パスのマイクロチューブ１３の本数ＴNも基本的には大きい程冷媒流量が増えて熱交換
能力は上がるパラメータであるが、大きくなると熱交換器（ガスクーラ２）自体の寸法が拡大する。また、ＳCは大きくなると流速が低下するの分母へ採用する。冷媒パスのマイ
クロチューブ１３の本数ＴNも大きくなると流速が低下するパラメータであるので、総本
数ＴANとの比ＴN／ＴANとして分母へ採用し、フィッティングために０．５を乗じている
。
　図５は各パラメータの値を変更して算出した評価指数ξと変更した各パラメータの数値
で設計した熱交換器（ガスクーラ）で実際に測定した熱伝達率との関係をプロットした図である（尚、フィン１４については同一）。この図から明らかの如く、評価指数ξが３０００未満である熱交換器（ガスクーラ）の場合、熱伝達率は極めて低い値となる。これはマイクロチューブ１３内の冷媒の流れが層流となっているからである。しかしながら、評価指数ξが３０００以上となると、熱伝達率が急激に上昇する。これは冷媒の流れが乱流状態となったためと考えられる。
　そこで、本発明では各冷媒パス２１～２４の全てにおいて、上記評価指数ξがそれぞれ数式１のように３０００以上となるようにガスクーラ２（熱交換器）を設計する。実際には各マイクロチューブ１３の設計（チューブ長さ、チューブ幅、チューブ高さ、水力直径Ｄh、流路断面積ＳC）、本数ＴANの決定、冷媒パスＮPの数の決定、各冷媒パス中のマイ
クロチューブ１３の本数ＴNの決定を行う。
　実施例のガスクーラ２（熱交換器）の場合、マイクロチューブ１３の総本数ＴANは２０、冷媒パスＮPは４、冷媒パス２１中のマイクロチューブ１３の本数ＴNは６、冷媒パス２２及び、２３のＴNは５、冷媒パス２４のＴNは４であり、マイクロチューブ１３の上記各値その他を設定することで、冷媒パス２１の評価指数ξはξ＝５６００、冷媒パス２２の評価指数ξはξ＝４１３８、冷媒パス２３の評価指数ξはξ＝３７７７、冷媒パス２４の評価指数ξはξ＝３３７８とした。即ち、冷媒パスの全てにおいて評価指数ξを３０００以上としている。
　このようにしたことにより、ガスクーラ２（熱交換器）を構成するマイクロチューブ１３内の冷媒流路を流れる冷媒が常に乱流域で運転されるようになったので、熱交換性能を高く維持することができるようになった。これは冷媒流量が少ない自動販売機において冷媒として二酸化炭素を使用する場合に特に有効である。
　１　圧縮機
　２　ガスクーラ（熱交換器）
　３　膨張弁
　４　蒸発器
　７　冷媒回路
　１１、１２　ヘッダー
　１１Ａ、１１Ｂ、１２Ａ　仕切部材
　１３　マイクロチューブ
　１４　フィン
　１７　冷媒入口配管
　１８　冷媒出口配管
　２１～１４　冷媒パス

Claims (6)

  1. 　複数本のマイクロチューブの両端を一対のヘッダーにて相互に連通し、各マイクロチューブに渡って熱交換用のフィンを取り付けて成り、冷媒として二酸化炭素を使用する熱交換器において、
    　前記マイクロチューブの水力直径をＤh、前記ヘッダー内を仕切ることで往復構成され
    る冷媒パスの数をＮP、当該冷媒パスを構成する前記マイクロチューブの本数をＴN、前記フィンが存在する部分の前記マイクロチューブの長さをＴl、前記マイクロチューブの冷
    媒流路断面積をＳc、前記マイクロチューブの総本数をＴANとしたときに、
    Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
     　上記数式１で表される評価指数ξが、前記各冷媒パスの全てにおいて当該数式１を満たすことを特徴とする熱交換器。
  2. 　圧縮機、ガスクーラ、減圧装置、及び、蒸発器を順次環状に接続して成る冷媒回路を備え、前記蒸発器にて収納室内を冷却する冷却庫において、前記ガスクーラとして使用されることを特徴とする請求項１に記載の熱交換器。
  3. 　前記冷却庫は、前記収納室内に商品を収納し、前記蒸発器にて冷却しながら販売する自動販売機であることを特徴とする請求項２に記載の熱交換器。
  4. 　複数本のマイクロチューブの両端を一対のヘッダーにて相互に連通し、各マイクロチューブに渡って熱交換用のフィンを取り付けて成り、冷媒として二酸化炭素を使用する熱交換器の製造方法であって、
    　前記マイクロチューブの水力直径をＤh、前記ヘッダー内を仕切ることで往復構成され
    る冷媒パスの数をＮP、当該冷媒パスを構成する前記マイクロチューブの本数をＴN、前記フィンが存在する部分の前記マイクロチューブの長さをＴl、前記マイクロチューブの冷
    媒流路断面積をＳc、前記マイクロチューブの総本数をＴANとしたときに、
    Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
     　上記数式１で表される評価指数ξが、前記各冷媒パスの全てにおいて当該数式１を満たすようにすることを特徴とする熱交換器の製造方法。
  5. 　圧縮機、ガスクーラ、減圧装置、及び、蒸発器を順次環状に接続して成る冷媒回路を備え、前記蒸発器にて収納室内を冷却する冷却庫において、前記ガスクーラとして使用されることを特徴とする請求項４に記載の熱交換器の製造方法。
  6. 　前記冷却庫は、前記収納室内に商品を収納し、前記蒸発器にて冷却しながら販売する自動販売機であることを特徴とする請求項５に記載の熱交換器の製造方法。
PCT/JP2013/082158 2012-11-29 2013-11-29 熱交換器及び熱交換器の製造方法 WO2014084342A1 (ja)

Priority Applications (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE112013005694.1T DE112013005694T5 (de) 2012-11-29 2013-11-29 Wärmetauscher und Verfahren zum Herstellen eines Wärmetauschers
CN201380062241.2A CN104813133B (zh) 2012-11-29 2013-11-29 热交换器及热交换器的制造方法

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2012-260931 2012-11-29
JP2012260931A JP6026871B2 (ja) 2012-11-29 2012-11-29 熱交換器及び熱交換器の製造方法

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2014084342A1 true WO2014084342A1 (ja) 2014-06-05

Family

ID=50827970

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2013/082158 WO2014084342A1 (ja) 2012-11-29 2013-11-29 熱交換器及び熱交換器の製造方法

Country Status (4)

Country Link
JP (1) JP6026871B2 (ja)
CN (1) CN104813133B (ja)
DE (1) DE112013005694T5 (ja)
WO (1) WO2014084342A1 (ja)

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2005127597A (ja) * 2003-10-23 2005-05-19 Matsushita Electric Ind Co Ltd 熱交換器
JP2006132819A (ja) * 2004-11-04 2006-05-25 Hitachi Ltd 熱交換器及びそれを用いた液冷システム
AU2005317042A1 (en) * 2004-11-03 2006-06-22 Velocys, Inc. Partial boiling in mini and micro-channels
JP2007078317A (ja) * 2005-09-16 2007-03-29 Sanyo Electric Co Ltd 冷却装置用熱交換器及び冷却装置
JP2008082619A (ja) * 2006-09-27 2008-04-10 Sanyo Electric Co Ltd 熱交換器

Family Cites Families (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6745827B2 (en) * 2001-09-29 2004-06-08 Halla Climate Control Corporation Heat exchanger
JP2003286846A (ja) * 2002-03-27 2003-10-10 Calsonic Kansei Corp 変速機用オイルクーラモジュール
JP4832355B2 (ja) * 2007-04-26 2011-12-07 三菱電機株式会社 冷凍空調装置
CN201368619Y (zh) * 2009-02-03 2009-12-23 浙江康盛股份有限公司 一种热泵型平行流换热器
CN201378007Y (zh) * 2009-04-30 2010-01-06 陈基镛 一种波形散热翅片
CN101614501A (zh) * 2009-06-04 2009-12-30 浙江康盛股份有限公司 微通道用平行流换热器翅片
CN101672553B (zh) * 2009-09-25 2012-03-28 华南理工大学 一种微通道与外翅片一体成型的平行流换热器
CN201779925U (zh) * 2010-07-02 2011-03-30 海信科龙电器股份有限公司 一种平行流蒸发器及热泵空调器

Patent Citations (15)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2005127597A (ja) * 2003-10-23 2005-05-19 Matsushita Electric Ind Co Ltd 熱交換器
WO2006065387A1 (en) * 2004-11-03 2006-06-22 Velocys, Inc. Partial boiling in mini and micro-channels
AU2005317042A1 (en) * 2004-11-03 2006-06-22 Velocys, Inc. Partial boiling in mini and micro-channels
RU2007114453A (ru) * 2004-11-03 2008-12-10 Велосис Способ парциального кипячения в мини- и микроканалах
CA2585772A1 (en) * 2004-11-03 2006-06-22 Velocys, Inc. Partial boiling in mini and micro-channels
US20060142401A1 (en) * 2004-11-03 2006-06-29 Tonkovich Anna L Partial boiling in mini and micro-channels
EP1819436A1 (en) * 2004-11-03 2007-08-22 Velocys, Inc. Partial boiling in mini and micro-channels
CN101090766A (zh) * 2004-11-03 2007-12-19 维罗西股份有限公司 迷你通道和微通道中的局部沸腾
EP2610003A1 (en) * 2004-11-03 2013-07-03 Velocys Inc. Fischer-Tropsch process with partial boiling in mini and micro-channels
JP2008519241A (ja) * 2004-11-03 2008-06-05 ヴェロシス インコーポレイテッド ミニチャンネル及びマイクロチャンネルにおけるパーシャル沸騰
BRPI0515824A (pt) * 2004-11-03 2008-08-05 Velocys Inc ebulição parcial em mini e microcanais
ZA200703548B (en) * 2004-11-03 2008-09-25 Velocys Inc Partial boiling in mini and micro-channels
JP2006132819A (ja) * 2004-11-04 2006-05-25 Hitachi Ltd 熱交換器及びそれを用いた液冷システム
JP2007078317A (ja) * 2005-09-16 2007-03-29 Sanyo Electric Co Ltd 冷却装置用熱交換器及び冷却装置
JP2008082619A (ja) * 2006-09-27 2008-04-10 Sanyo Electric Co Ltd 熱交換器

Also Published As

Publication number Publication date
JP6026871B2 (ja) 2016-11-16
JP2014105958A (ja) 2014-06-09
CN104813133A (zh) 2015-07-29
CN104813133B (zh) 2017-10-03
DE112013005694T5 (de) 2015-10-15

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP7026830B2 (ja) アルミニウム製押出扁平多穴管及び熱交換器
KR101120223B1 (ko) 냉동 사이클 장치
EP3425320A1 (en) Heat exchanger and air conditioner
EP3021064B1 (en) Heat pump device
JP2007163042A (ja) 熱交換器
JP6888102B2 (ja) 熱交換器ユニットおよび冷凍サイクル装置
KR20170067351A (ko) 열교환기
JP2012163313A (ja) 熱交換器および空気調和機
JP5975971B2 (ja) 熱交換器及び冷凍サイクル装置
JP6214670B2 (ja) 熱交換器及びその熱交換器を用いた冷凍サイクル装置
JP2015017738A (ja) 熱交換器
EP2031334B1 (en) Heat exchanger
JP2012211735A (ja) 熱交換器および空気調和機
JP2007255785A (ja) フィン付き熱交換器及び空気調和機
JP2014137177A (ja) 熱交換器および冷凍装置
JP2007147221A (ja) フィン付き熱交換器
JP2005106329A (ja) サブクールタイプコンデンサ
JP6026871B2 (ja) 熱交換器及び熱交換器の製造方法
EP3376149B1 (en) Heat exchanger and air conditioner
JP2014137172A (ja) 熱交換器及び冷凍装置
JP7381909B2 (ja) 伝熱管、及び、熱交換器
WO2018002981A1 (ja) 熱交換器、この熱交換器を冷却器として用いた冷蔵庫、及び、熱交換器の製造方法
JP2002372340A (ja) 凝縮器
JP6904487B2 (ja) 熱交換器
WO2016092655A1 (ja) 冷凍サイクル装置

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 13859055

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 1120130056941

Country of ref document: DE

Ref document number: 112013005694

Country of ref document: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 13859055

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1