JP6109303B2 - 熱交換器及び冷凍サイクル装置 - Google Patents
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Description
本発明は、熱交換器及び冷凍サイクル装置に関する。
従来の技術においては、例えば、それぞれが立設された第１ヘッダ集合管及び第２ヘッダ集合管と、側面が対向するように上下に配列され、それぞれの一端が上記第１ヘッダ集合管に接続され他端が上記第２ヘッダ集合管に接続され、且つ、内部に冷媒の通路が形成された複数の扁平管と、隣り合う上記扁平管の間を空気が流れる複数の通風路に区画する複数のフィンとを備えている熱交換器が提案されている（例えば、特許文献１参照）。
伝熱管に扁平管を用いる熱交換器は、円管を使用した場合と比べて、空気の通風抵抗が小さくなるので、伝熱管の配列ピッチを小さくすることで、高密度に伝熱管を配置することが可能である。伝熱管の高密度実装により、フィン効率の向上、伝熱管の管内の伝熱面積拡大により、熱交換器の伝熱性能を向上させることができる。
しかし、伝熱管に扁平管を用いると、流路断面積が小さくなり、扁平管の配列本数が増えることにより、扁平管の総流路長さが長くなるので、管内の冷媒圧損が大きくなる。したがって、冷媒の分岐数を多くし、冷媒流路数（パス数）を多くする必要がある。
このため、上記特許文献１の技術では、流路への冷媒の分配にはヘッダー型の分配器が用いられている。
しかし、伝熱管に扁平管を用いると、流路断面積が小さくなり、扁平管の配列本数が増えることにより、扁平管の総流路長さが長くなるので、管内の冷媒圧損が大きくなる。したがって、冷媒の分岐数を多くし、冷媒流路数（パス数）を多くする必要がある。
このため、上記特許文献１の技術では、流路への冷媒の分配にはヘッダー型の分配器が用いられている。
従来から用いられているヘッダー型の分配器は、冷媒の循環量によって分配特性が異なる。このため、分岐数が非常に多くなる扁平管を用いた熱交換器においては、全ての冷媒流路への冷媒の均等分配が困難であり、熱交換器の性能が低下するという課題があった。
また、熱交換器を蒸発器として使用する場合、熱交換器の入口での冷媒状態は気液二相流となるため、分岐数が多くなると、均等分配が困難となるという課題があった。また、熱交換器を複数列の伝熱管で構成した場合には、さらに分岐数は多くなり、均等分配が困難になるという課題があった。
また、扁平管の管内の冷媒圧損が大きくなると、熱交換器の冷媒流路を通過する冷媒の圧力が低下し、これに伴い冷媒の温度が低下する。このように、冷媒が熱交換器を通過する過程で温度変化が生じた場合に、熱交換器の伝熱性能の低下を抑制することが望まれている。
また、熱交換器の冷媒流路を通過する冷媒が０℃を下回ると、冷媒と熱交換する気体に含まれる水分が凝固し、熱交換器の表面に霜が付着する場合がある。熱交換器に霜が付着すると、熱交換器の伝熱性能が低下するという課題があった。
本発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、冷媒流路に冷媒を均等分配し易くすることができる熱交換器及び冷凍サイクル装置を得るものである。また、熱交換器の伝熱性能の低下を抑制することができる熱交換器及び冷凍サイクル装置を得るものである。
本発明に係る熱交換器は、間隔を空けて配置され、その間を気体が流れる複数のフィンと、前記複数のフィンに挿入され、前記気体と熱交換する冷媒が流れる複数の扁平管と、を備え、前記複数の扁平管は、前記気体の流通方向に対して交差する段方向に複数段配置されるとともに、前記気体の流通方向に沿う列方向に複数列配置され、少なくとも２段以上の前記扁平管が、軸方向の端部側で曲げられ、または、他の段の前記扁平管と接続され、少なくとも２列以上の前記扁平管が、他の列の前記扁平管と接続されて、前記冷媒が流れる冷媒流路が構成され、前記冷媒流路の数、前記扁平管の段数、前記扁平管内の１つの流路あたりの水力直径、前記扁平管内の流路数、前記扁平管の積み幅、及び前記扁平管の列数は、下記式（１）の関係を満たすことを特徴とする。
ここで、
Ｄｎは、前記扁平管の段数、
Ｎｐは、前記冷媒流路の数、
Ｋは、当該熱交換器が蒸発器として使用される場合に、１つの前記冷媒流路における前記冷媒の圧力損失の上限値によって定まる定数、
Ｄｅは、前記扁平管内の１つの流路あたりの水力直径、
ｎは、前記扁平管内の流路数、
Ｌは、前記扁平管の積み幅、
Ｎｒは、前記扁平管の列数、である。
Ｄｎは、前記扁平管の段数、
Ｎｐは、前記冷媒流路の数、
Ｋは、当該熱交換器が蒸発器として使用される場合に、１つの前記冷媒流路における前記冷媒の圧力損失の上限値によって定まる定数、
Ｄｅは、前記扁平管内の１つの流路あたりの水力直径、
ｎは、前記扁平管内の流路数、
Ｌは、前記扁平管の積み幅、
Ｎｒは、前記扁平管の列数、である。
本発明は、冷媒流路に冷媒を均等分配し易くすることができる。また、本発明は、熱交換器の伝熱性能の低下を抑制することができる。
実施の形態１．
（空気調和機）
図１は、本発明の実施の形態１に係る空気調和機の構成を示す図である。
本実施の形態１では、本発明の冷凍サイクル装置の一例として空気調和機を説明する。
図１に示すように、空気調和機は、圧縮機６００、四方弁６０１、室外側熱交換器６０２、膨張弁６０４、及び室内側熱交換器６０５が、順次冷媒配管で接続され、冷媒を循環させる冷媒回路を備えている。
また、空気調和機は、室外側熱交換器６０２に空気（室外空気）を送風する室外ファン６０３と、室内側熱交換器６０５に空気（室内空気）を送風する室内ファン６０６とを備えている。
なお、膨張弁６０４は、本発明における「膨張手段」に相当する。
（空気調和機）
図１は、本発明の実施の形態１に係る空気調和機の構成を示す図である。
本実施の形態１では、本発明の冷凍サイクル装置の一例として空気調和機を説明する。
図１に示すように、空気調和機は、圧縮機６００、四方弁６０１、室外側熱交換器６０２、膨張弁６０４、及び室内側熱交換器６０５が、順次冷媒配管で接続され、冷媒を循環させる冷媒回路を備えている。
また、空気調和機は、室外側熱交換器６０２に空気（室外空気）を送風する室外ファン６０３と、室内側熱交換器６０５に空気（室内空気）を送風する室内ファン６０６とを備えている。
なお、膨張弁６０４は、本発明における「膨張手段」に相当する。
四方弁６０１は、冷媒回路内の冷媒の流れる方向を切り替えることで、暖房運転、冷房運転の切り替えを行う。なお、冷房専用または暖房専用の空気調和機とする場合には四方弁６０１を省略しても良い。
室内側熱交換器６０５は、室内機に搭載される。室内側熱交換器６０５は、冷房運転時には冷媒の蒸発器として機能する。室内側熱交換器６０５は、暖房運転時には冷媒の凝縮器として機能する。
室外側熱交換器６０２は、室外機に搭載される。室外側熱交換器６０２は、冷房運転時には、冷媒の熱により空気等を加熱する凝縮器として機能する。室外側熱交換器６０２は、暖房運転時には、冷媒を蒸発させその際の気化熱により空気等を冷却する蒸発器として機能する。
室外側熱交換器６０２は、室外機に搭載される。室外側熱交換器６０２は、冷房運転時には、冷媒の熱により空気等を加熱する凝縮器として機能する。室外側熱交換器６０２は、暖房運転時には、冷媒を蒸発させその際の気化熱により空気等を冷却する蒸発器として機能する。
圧縮機６００は、蒸発器から排出された冷媒を圧縮し、高温にして凝縮器に供給する。
膨張弁６０４は、凝縮器から排出された冷媒を膨張させ、低温にして蒸発器に供給する。
膨張弁６０４は、凝縮器から排出された冷媒を膨張させ、低温にして蒸発器に供給する。
次に、空気調和機における暖房運転及び冷房運転の冷媒の動作について説明する。
＜暖房運転時の冷媒の動作＞
暖房運転時は、四方弁６０１が図１の実線で示される状態に切り替えられる。そして、圧縮機６００から吐出した高温高圧の冷媒は、四方弁６０１を通過して室内側熱交換器６０５へ流入する。室内側熱交換器６０５は、暖房運転時は凝縮器として働くことから、室内側熱交換器６０５に流入した冷媒は室内ファン６０６からの室内空気と熱交換して放熱し、温度が低下して過冷却状態の液冷媒となって、室内側熱交換器６０５から流出する。
暖房運転時は、四方弁６０１が図１の実線で示される状態に切り替えられる。そして、圧縮機６００から吐出した高温高圧の冷媒は、四方弁６０１を通過して室内側熱交換器６０５へ流入する。室内側熱交換器６０５は、暖房運転時は凝縮器として働くことから、室内側熱交換器６０５に流入した冷媒は室内ファン６０６からの室内空気と熱交換して放熱し、温度が低下して過冷却状態の液冷媒となって、室内側熱交換器６０５から流出する。
室内側熱交換器６０５から流出した冷媒は、膨張弁６０４によって減圧されて気液二相冷媒となり、室外側熱交換器６０２へ流入する。室外側熱交換器６０２は、暖房運転時には蒸発器として働くことから、室外側熱交換器６０２に流入した冷媒は室外ファン６０３からの室外空気と熱交換して吸熱、蒸発し、ガス状態の冷媒となって室外側熱交換器６０２から流出する。室外側熱交換器６０２から流出した冷媒は、四方弁６０１を通過して、圧縮機６００へ吸入される。
＜冷房運転時の冷媒の動作＞
冷房運転時は、四方弁６０１が図１の点線で示される状態に切り替えられる。圧縮機６００から吐出した高温高圧の冷媒は、四方弁６０１を通過して室外側熱交換器６０２へ流入する。室外側熱交換器６０２は、冷房運転時は凝縮器として働くことから、室外側熱交換器６０２に流入した冷媒は、室外ファン６０３からの室外空気と熱交換して放熱し、温度が低下して過冷却状態の液冷媒となって、室外側熱交換器６０２から流出する。
冷房運転時は、四方弁６０１が図１の点線で示される状態に切り替えられる。圧縮機６００から吐出した高温高圧の冷媒は、四方弁６０１を通過して室外側熱交換器６０２へ流入する。室外側熱交換器６０２は、冷房運転時は凝縮器として働くことから、室外側熱交換器６０２に流入した冷媒は、室外ファン６０３からの室外空気と熱交換して放熱し、温度が低下して過冷却状態の液冷媒となって、室外側熱交換器６０２から流出する。
室外側熱交換器６０２から流出した冷媒は、膨張弁６０４によって減圧されて気液二相冷媒となり、室内側熱交換器６０５に流入する。室内側熱交換器６０５は、冷房運転時には蒸発器として働くことから、室内側熱交換器６０５に流入した冷媒は、室内ファン６０６からの室内空気と熱交換して吸熱、蒸発し、ガス状態の冷媒となって室内側熱交換器６０５から流出する。室内側熱交換器６０５から流出した冷媒は、四方弁６０１を通過して、圧縮機６００へ吸入される。
（熱交換器）
次に、室外側熱交換器６０２及び室内側熱交換器６０５の少なくとも一方に用いられる熱交換器の構成を説明する。
次に、室外側熱交換器６０２及び室内側熱交換器６０５の少なくとも一方に用いられる熱交換器の構成を説明する。
図２は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器の斜視図である。
図２に示すように、熱交換器は、複数のフィン１００と、複数の扁平管１０１とを備えている。この熱交換器は、複数のフィン１００の間を通過する空気等の気体と、複数の扁平管１０１内を流通する冷媒との熱交換を行うものである。
図２に示すように、熱交換器は、複数のフィン１００と、複数の扁平管１０１とを備えている。この熱交換器は、複数のフィン１００の間を通過する空気等の気体と、複数の扁平管１０１内を流通する冷媒との熱交換を行うものである。
フィン１００は、例えばアルミニウム製であり、板状形状を有している。フィン１００は、所定の間隔で複数積層されて、その間を空気等の気体が流通する。また、フィン１００には、複数の扁平管１０１をそれぞれ挿入するための開口が形成され、この開口に扁平管１０１が挿入されて複数の扁平管１０１と接合されている。
複数の扁平管１０１は、例えばアルミニウム製であり、断面外形が扁平形状の伝熱管である。複数の扁平管１０１は、空気の流通方向に対して交差する段方向に複数段配置されるとともに、空気の流通方向に沿う列方向に複数列配置されている。扁平管１０１は、扁平形状の長軸の向きが空気の流通方向（列方向）を向き、扁平形状の短軸の方向（段方向）に間隔を空けて複数配置されている。なお、扁平管１０１は、例えば、段方向において隣接する列の扁平管１０１と互い違いに配列されている（千鳥配列）。
図２に示す例では、複数の扁平管１０１は、２列配置されている。なお、複数の扁平管１０１の段数については後述する。
図２に示す例では、複数の扁平管１０１は、２列配置されている。なお、複数の扁平管１０１の段数については後述する。
図３は、本発明の実施の形態１に係る扁平管の断面図である。
図３に示すように、扁平管１０１内には隔壁によって区分された複数の流路２０１が形成されている。例えば、扁平管１０１内の流路２０１は、断面形状が略矩形に形成されており、扁平管１０１の短軸方向の幅がａ、長軸方向の幅がｂである。
図３に示すように、扁平管１０１内には隔壁によって区分された複数の流路２０１が形成されている。例えば、扁平管１０１内の流路２０１は、断面形状が略矩形に形成されており、扁平管１０１の短軸方向の幅がａ、長軸方向の幅がｂである。
再び図２において、扁平管１０１は、熱交換器の一方の端部側が、ヘッダー１０２と接続されている。また、熱交換器の他方の端部側は、扁平管１０１が軸方向の端部側で例えばＵ字状に曲げられた形状を有している。即ち、同列に隣接配置された２段の扁平管１０１が、Ｕ字状に曲げられた１つの扁平管１０１で構成されている。
なお、ここでは扁平管１０１をＵ字状に曲げた場合を説明するが本発明はこれに限るものではない。例えばＵベンド管等を用いて、扁平管１０１の軸方向の端部を他の段の扁平管１０１と接続するようにしても良い。
なお、ここでは扁平管１０１をＵ字状に曲げた場合を説明するが本発明はこれに限るものではない。例えばＵベンド管等を用いて、扁平管１０１の軸方向の端部を他の段の扁平管１０１と接続するようにしても良い。
ヘッダー１０２には、冷媒配管１０３及び冷媒配管１０４が接続されている。ヘッダー１０２は、熱交換器が凝縮器として使用される場合に、冷媒配管１０３から流入した冷媒を複数の冷媒流路に分岐し、扁平管１０１へ流入させる。そして、複数の扁平管１０１を通過した冷媒を合流させ、冷媒配管１０４から流出させる。
なお、熱交換器が蒸発器として使用される場合には、冷媒の流れ方向は逆向きとなる。
なお、熱交換器が蒸発器として使用される場合には、冷媒の流れ方向は逆向きとなる。
図４は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器の冷媒流路を説明する図である。図４においては、熱交換器をヘッダー１０２側からみた断面図を示している。
図４に示すように、ヘッダー１０２には、流入口３０２、列跨ぎ流路３０３、流出口３０４が設けられている。
流入口３０２には、Ｕ字状に曲げられた扁平管１０１の一方の端部が接続される。列跨ぎ流路３０３には、Ｕ字状に曲げられた扁平管１０１の他方の端部が接続される。また、列跨ぎ流路３０３は、隣接する列の扁平管１０１を相互に接続する。流路３０３には、Ｕ字状に曲げられた扁平管１０１の他方の端部が接続される。
図４に示すように、ヘッダー１０２には、流入口３０２、列跨ぎ流路３０３、流出口３０４が設けられている。
流入口３０２には、Ｕ字状に曲げられた扁平管１０１の一方の端部が接続される。列跨ぎ流路３０３には、Ｕ字状に曲げられた扁平管１０１の他方の端部が接続される。また、列跨ぎ流路３０３は、隣接する列の扁平管１０１を相互に接続する。流路３０３には、Ｕ字状に曲げられた扁平管１０１の他方の端部が接続される。
このように、少なくとも２段以上の扁平管１０１と、少なくとも２列以上の扁平管１０１とによって、冷媒が流れる１つの冷媒流路（パス）が構成される。
なお、上記の説明では、２段の扁平管１０１と２列の扁平管１０１とによって、冷媒が流れる１つの冷媒流路（パス）を構成する場合を説明したが、本発明はこれに限定されない。例えば、同じ列に配置された複数の扁平管１０１の端部を相互に接続し、２段以上の扁平管１０１によって１つの冷媒流路を構成しても良い。
即ち、１つの冷媒流路あたりの扁平管１０１の段数（段数／パス数）は、２段以上となる。
なお、上記の説明では、２段の扁平管１０１と２列の扁平管１０１とによって、冷媒が流れる１つの冷媒流路（パス）を構成する場合を説明したが、本発明はこれに限定されない。例えば、同じ列に配置された複数の扁平管１０１の端部を相互に接続し、２段以上の扁平管１０１によって１つの冷媒流路を構成しても良い。
即ち、１つの冷媒流路あたりの扁平管１０１の段数（段数／パス数）は、２段以上となる。
なお、上記の説明では、ヘッダー１０２に列跨ぎ流路３０３を設けた場合を説明したが、本発明はこれに限定されない。例えばＵベンド管等を用いて、扁平管１０１のヘッダー１０２側の端部を他の列の扁平管１０１と接続するようにしても良い。
図５は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器が凝縮器として使用される場合の冷媒の流れ方向と空気の流れ方向とを模式的に示す図である。
図５に示すように、熱交換器が凝縮器として使用される場合において、冷媒配管１０３からヘッダー１０２へ流入された冷媒は、ヘッダー１０２内の分岐流路によって複数の流路に分岐され、それぞれ、流入口３０２から扁平管１０１へ流入させる。
扁平管１０１に流入した冷媒は、Ｕ字状に曲げられた扁平管１０１の折り返し流路３０１を経て、ヘッダー１０２の列跨ぎ流路３０３へ流入される。
列跨ぎ流路３０３へ流入された冷媒は、隣接する列の扁平管１０１へ流入し、当該列の折り返し流路３０１を経て、流出口３０４からヘッダー１０２へ流入される。
流出口３０４からヘッダー１０２へ流入された冷媒は、ヘッダー１０２内の合流流路によって１つの流路に合流され、冷媒配管１０４から流出する。
なお、熱交換器が蒸発器として使用される場合には、冷媒の流れ方向は逆向きとなる。
図５に示すように、熱交換器が凝縮器として使用される場合において、冷媒配管１０３からヘッダー１０２へ流入された冷媒は、ヘッダー１０２内の分岐流路によって複数の流路に分岐され、それぞれ、流入口３０２から扁平管１０１へ流入させる。
扁平管１０１に流入した冷媒は、Ｕ字状に曲げられた扁平管１０１の折り返し流路３０１を経て、ヘッダー１０２の列跨ぎ流路３０３へ流入される。
列跨ぎ流路３０３へ流入された冷媒は、隣接する列の扁平管１０１へ流入し、当該列の折り返し流路３０１を経て、流出口３０４からヘッダー１０２へ流入される。
流出口３０４からヘッダー１０２へ流入された冷媒は、ヘッダー１０２内の合流流路によって１つの流路に合流され、冷媒配管１０４から流出する。
なお、熱交換器が蒸発器として使用される場合には、冷媒の流れ方向は逆向きとなる。
また、熱交換器が凝縮器として使用される場合には、空気の流れ方向に対して下流側の列の扁平管１０１に流通したあと、上流側の列の扁平管１０１を流通する。即ち、冷媒流路の列方向の流れと、空気の流通方向とが対向流となる。
以上のように、少なくとも２段以上の扁平管１０１が、軸方向の端部側で曲げられ、または、他の段の扁平管１０１と接続され、少なくとも２列以上の扁平管１０１が、他の列の扁平管１０１と接続されて、冷媒が流れる冷媒流路が構成される。
このため、扁平管１０１ごとに冷媒流路（パス）が構成された場合と比較して、パス数を低減でき、各冷媒流路に冷媒を均等分配し易くすることができる。また、パス数が低減されることで、ヘッダー１０２における冷媒の分岐数も低減することができ、ヘッダー型の分配器用いて冷媒を均等分配し易くすることができる。
このため、扁平管１０１ごとに冷媒流路（パス）が構成された場合と比較して、パス数を低減でき、各冷媒流路に冷媒を均等分配し易くすることができる。また、パス数が低減されることで、ヘッダー１０２における冷媒の分岐数も低減することができ、ヘッダー型の分配器用いて冷媒を均等分配し易くすることができる。
また、冷媒の折り返し流路３０１にＵ字に曲げた扁平管１０１を用いることでその分熱交換器の有効伝熱面積を増加させ、伝熱性能を向上させることができる。
また、扁平管１０１を軸方向の端部側で曲げて、折り返し流路３０１を形成することにより、扁平管１０１の軸方向の両側にヘッダー１０２等を設ける必要が無くなり、熱交換器の有効伝熱面積を増加させることができ、伝熱性能を向上させることができる。
また、扁平管１０１の軸方向の両側にヘッダー１０２等を設ける必要が無くなるため、熱交換器の設置スペースを小さくすることができる。
また、扁平管１０１を軸方向の端部側で曲げて、折り返し流路３０１を形成することにより、折り返し流路３０１に配管の接合部がなくなるため、冷媒漏れのリスクが少なくなる。
また、扁平管１０１の軸方向の両側にヘッダー１０２等を設ける必要が無くなるため、熱交換器の設置スペースを小さくすることができる。
また、扁平管１０１を軸方向の端部側で曲げて、折り返し流路３０１を形成することにより、折り返し流路３０１に配管の接合部がなくなるため、冷媒漏れのリスクが少なくなる。
次に、熱交換器が凝縮器として使用される場合の空気及び冷媒の温度変化について説明する。
図６は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器が凝縮器として使用される場合の空気及び冷媒の温度変化を示す図である。
図６に示すように、熱交換器が凝縮器として使用される場合、複数のフィン１００の間を通過する空気は、複数の扁平管１０１を通過する冷媒によって加熱され、温度が上昇していく。
一方、複数の扁平管１０１を通過する冷媒は、配管内の圧力損失（摩擦損失）によって圧力が低下し、それに伴い温度が低下していく。熱交換器が凝縮器として使用される場合、冷媒の列方向の流れは、空気の流れ方向に対して下流側（空気側熱交換器出口）から、空気の流れ方向に対して上流側（空気側熱交換器入口）に向かって流通する。
図６に示すように、熱交換器が凝縮器として使用される場合、複数のフィン１００の間を通過する空気は、複数の扁平管１０１を通過する冷媒によって加熱され、温度が上昇していく。
一方、複数の扁平管１０１を通過する冷媒は、配管内の圧力損失（摩擦損失）によって圧力が低下し、それに伴い温度が低下していく。熱交換器が凝縮器として使用される場合、冷媒の列方向の流れは、空気の流れ方向に対して下流側（空気側熱交換器出口）から、空気の流れ方向に対して上流側（空気側熱交換器入口）に向かって流通する。
このため、空気の温度が上昇した空気側熱交換器出口では、冷媒の温度が高く、空気の温度が上昇する前の空気側熱交換器入口では、冷媒の温度が低くなる。つまり、熱交換器が凝縮器として使用される場合に、空気の流れと冷媒の列方向の流れとを対向流とすることで、冷媒と空気との温度差を常に確保することができる。
したがって、凝縮器として使用された場合における熱交換器の伝熱性能を向上させることができる。
したがって、凝縮器として使用された場合における熱交換器の伝熱性能を向上させることができる。
次に、熱交換器が蒸発器として使用される場合の空気及び冷媒の温度変化について説明する。
図７は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器が蒸発器として使用される場合の空気及び冷媒の温度変化を示す図である。
図７に示すように、熱交換器が蒸発器として使用される場合、複数のフィン１００の間を通過する空気は、複数の扁平管１０１を通過する冷媒によって冷却され、温度が低下していく。
一方、複数の扁平管１０１を通過する冷媒は、配管内の圧力損失（摩擦損失）によって圧力が低下し、それに伴い温度が低下していく。熱交換器が蒸発器として使用される場合、冷媒の列方向の流れは、空気の流れ方向に対して上流側（空気側熱交換器入口）から、空気の流れ方向に対して下流側（空気側熱交換器出口）に向かって流通する。即ち、冷媒流路の列方向の流れと、空気の流通方向とが並行流となる。
図７に示すように、熱交換器が蒸発器として使用される場合、複数のフィン１００の間を通過する空気は、複数の扁平管１０１を通過する冷媒によって冷却され、温度が低下していく。
一方、複数の扁平管１０１を通過する冷媒は、配管内の圧力損失（摩擦損失）によって圧力が低下し、それに伴い温度が低下していく。熱交換器が蒸発器として使用される場合、冷媒の列方向の流れは、空気の流れ方向に対して上流側（空気側熱交換器入口）から、空気の流れ方向に対して下流側（空気側熱交換器出口）に向かって流通する。即ち、冷媒流路の列方向の流れと、空気の流通方向とが並行流となる。
このため、空気の温度が低下する前の空気側熱交換器入口では、冷媒の温度が高く、空気の温度が低下した空気側熱交換器出口では、冷媒の温度が低くなる。つまり、熱交換器が蒸発器として使用される場合に、空気の流れと冷媒の列方向の流れとを並行流とすることで、冷媒と空気との温度差を常に確保することができる。
したがって、蒸発器として使用された場合における熱交換器の伝熱性能を向上させることができる。
したがって、蒸発器として使用された場合における熱交換器の伝熱性能を向上させることができる。
ここで、熱交換器が蒸発器として使用される場合に冷媒の温度（蒸発温度）が０℃を下回ると、冷媒と熱交換する空気に含まれる水分が凝固し、フィン１００及び扁平管１０１に霜が付着することがある。そのため、熱交換器への霜の付着を防ぐためには、蒸発温度を０℃以上に保つ必要がある。
上述したように、複数の扁平管１０１を通過する冷媒は、配管内の圧力損失（摩擦損失）によって圧力が低下し、それに伴い温度が低下していく。
本実施の形態１における熱交換器は、少なくとも２段以上の扁平管１０１によって、冷媒が流れる冷媒流路が構成されている。このため、１つの冷媒流路を構成する扁平管１０１の段数が多くなりすぎると、１つの冷媒流の流路長が長くなり、それに伴い圧力損失が大きくなる。
本実施の形態１における熱交換器は、少なくとも２段以上の扁平管１０１によって、冷媒が流れる冷媒流路が構成されている。このため、１つの冷媒流路を構成する扁平管１０１の段数が多くなりすぎると、１つの冷媒流の流路長が長くなり、それに伴い圧力損失が大きくなる。
このようなことから、１つの冷媒流路における冷媒の圧力損失によって低下した蒸発温度が、０℃を超えるように、１つの冷媒流路あたりの扁平管１０１の段数（段数／パス数）を設定する。
換言すると、１つの冷媒流路あたりの扁平管１０１の段数（段数／パス数）は、熱交換器が蒸発器として使用される場合に、１つの冷媒流路における冷媒の圧力損失が所定値以下となる段数である。以下、具体的に説明する。
換言すると、１つの冷媒流路あたりの扁平管１０１の段数（段数／パス数）は、熱交換器が蒸発器として使用される場合に、１つの冷媒流路における冷媒の圧力損失が所定値以下となる段数である。以下、具体的に説明する。
一般に、ガス単相の冷媒が流れる管内の摩擦損失（圧力損失）ΔＰｆ［Ｐａ」は、以下の式（１）で表されることが知られている。
ｆ：管の摩擦損失係数［−］
ｌ：流路の長さ［ｍ」
Ｄｅ：管の水力直径［ｍ」
ρｖ：ガス単相の冷媒の密度［ｋｇ／ｍ３］
ｕ：管内を流れる流体の流速［ｍ／ｓ」
ｌ：流路の長さ［ｍ」
Ｄｅ：管の水力直径［ｍ」
ρｖ：ガス単相の冷媒の密度［ｋｇ／ｍ３］
ｕ：管内を流れる流体の流速［ｍ／ｓ」
管の摩擦損失係数ｆは、一般に０．０１程度となる。
管内の流速ｕは、以下の式（２）で算出できる。
管内の流速ｕは、以下の式（２）で算出できる。
Ｇ：冷媒の循環量［ｋｇ／ｓ］
冷媒の循環量Ｇは、空気調和機の定格運転時に、熱交換器に流入する冷媒の循環量（最大値）を用いる。即ち、圧力損失が最も大きくなる条件で計算する。
ここでは、例えば、Ｇ＝６０×ｈｐとする。
ｈｐ：空気調和機の馬力［ｋｇ／ｈ］
ここでは、例えば、Ｇ＝６０×ｈｐとする。
ｈｐ：空気調和機の馬力［ｋｇ／ｈ］
水力直径Ｄｅは、複雑な流路における現象を力学的に相似な円管内流れに置きかえるために、流路断面に作用する圧力と濡れ縁の流体摩擦との比が円管の場合と等しくなるように定義されるもので、以下の式（３）で表される。
Ａ：流路断面積［ｍ２］
Ｃ：濡れ縁長さ［ｍ］
Ｃ：濡れ縁長さ［ｍ］
図３に示したように、扁平管１０１の内部に、複数の流路２０１が形成されている場合、水力直径Ｄｅは、１つの流路２０１の長軸ａと短軸ｂとを用いて、以下の式（４）で算出できる。
熱交換器の１つの冷媒流路当たり（１パス当たり）の流路の長さｌは、以下の式（５）で算出することができる。
Ｌ：積み幅［ｍ」
Ｄｎ：扁平管１０１の段数
Ｎｒ：扁平管１０１の列数
Ｎｐ：冷媒流路数（パス数）
Ｄｎ：扁平管１０１の段数
Ｎｒ：扁平管１０１の列数
Ｎｐ：冷媒流路数（パス数）
積み幅Ｌは、扁平管１０１のヘッダー１０２側の端部からＵ字状に曲げられた側の端部までの距離である。
熱交換器が蒸発器として使用される場合、扁平管１０１には気液二相冷媒が流通する。 気液二相の冷媒が流れる管内の摩擦損失ΔＰ［Ｐａ」は、ガス単相の冷媒が流れる管内の摩擦損失ΔＰｆ［Ｐａ」と、気液二相流における摩擦損失増加係数Φｖ［−］を用いて、以下の式（６）で算出される。
気液二相流における摩擦損失増加係数Φｖは、以下の式（７）、式（８）で計算される。
ｘ：冷媒の乾き度［−］
ρｖ：気体の密度［ｋｇ／ｍ３］
ρＬ：液体の密度［ｋｇ／ｍ３］
ηｖ：気体の粘度［Ｐａ・ｓ］
ηＬ：液体の粘度［Ｐａ・ｓ］
ρｖ：気体の密度［ｋｇ／ｍ３］
ρＬ：液体の密度［ｋｇ／ｍ３］
ηｖ：気体の粘度［Ｐａ・ｓ］
ηＬ：液体の粘度［Ｐａ・ｓ］
冷媒の乾き度ｘは、例えば蒸発器に流入する冷媒の乾き度と流出する冷媒の乾き度の平均値を用いる。例えば、冷媒の乾き度ｘは０．６程度となる。
気体の密度ρｖは、冷媒の物性値に基づき、熱交換器に流入する冷媒の温度が最小値となる条件で定める。即ち、空気調和機の仕様等により、熱交換器に流入する冷媒の温度として想定される最小の温度となる条件で計算する。
液体の密度ρＬ、気体の粘度ηｖ、液体の粘度ηＬは、空気調和機の運転状態にかかわらず一定であると近似し、冷媒の物性値に基づき定める。
気体の密度ρｖは、冷媒の物性値に基づき、熱交換器に流入する冷媒の温度が最小値となる条件で定める。即ち、空気調和機の仕様等により、熱交換器に流入する冷媒の温度として想定される最小の温度となる条件で計算する。
液体の密度ρＬ、気体の粘度ηｖ、液体の粘度ηＬは、空気調和機の運転状態にかかわらず一定であると近似し、冷媒の物性値に基づき定める。
ここで、熱交換器への霜の付着を防ぐためには、蒸発温度を０℃以上に保つ必要がある。即ち、飽和蒸気温度が０℃以上である必要がある。
このため、冷媒流路の摩擦損失（圧力損失）ΔＰｆによる圧力低下は、熱交換器へ流入する冷媒の温度が最小値となる条件での圧力と、飽和圧力との差分値以下にする必要がある。
この差分値を、所定の上限値Ｐｍａｘ［Ｐａ」とすると、摩擦損失（圧力損失）ΔＰｆは、以下の式（９）を満たす必要がある。
このため、冷媒流路の摩擦損失（圧力損失）ΔＰｆによる圧力低下は、熱交換器へ流入する冷媒の温度が最小値となる条件での圧力と、飽和圧力との差分値以下にする必要がある。
この差分値を、所定の上限値Ｐｍａｘ［Ｐａ」とすると、摩擦損失（圧力損失）ΔＰｆは、以下の式（９）を満たす必要がある。
例えば、熱交換器に流入する冷媒の温度が５℃の場合に、冷媒流路の圧力損失によって飽和蒸気温度が０℃に低下したとすると、熱交換器へ流入時の圧力と飽和圧力との差分値は１００［ｋＰａ］程度となる。
以上の式（１）〜（９）式より、１つの冷媒流路あたりの扁平管１０１の段数（段数／パス数）は、以下の式（１０）を満たす必要がある。
上記式（１０）の右辺の第１項は、上述したように、空気調和機の仕様及び冷媒の物性等によって定まる定数Ｋと見なせる。また、少なくとも２段以上の扁平管１０１によって、冷媒が流れる１つの冷媒流路が構成されることから、１つの冷媒流路あたりの扁平管１０１の段数（段数／パス数）は２以上となる。
以上をまとめると、１つの冷媒流路あたりの扁平管１０１の段数（段数／パス数）は、以下の式（１１）の関係を満たす。
Ｄｎ：扁平管１０１の段数
Ｎｐ：冷媒流路数（パス数）
Ｄｅ：扁平管の水力直径［ｍ］
ｎ：扁平管１０１内の流路２０１の数
Ｌ：積み幅［ｍ」
Ｎｒ：扁平管１０１の列数
Ｐｍａｘ：所定の上限値［Ｐａ」
ρｖ：冷媒の蒸発温度における飽和ガス密度［ｋｇ／ｍ３］
Ｇ：熱交換器に流入する冷媒の循環量［ｋｇ／ｈ］
ｘ：冷媒の乾き度［−］
φｖ：二相流における摩擦損失増加係数［−］
ｆ：管の摩擦損失係数［−］
Ｎｐ：冷媒流路数（パス数）
Ｄｅ：扁平管の水力直径［ｍ］
ｎ：扁平管１０１内の流路２０１の数
Ｌ：積み幅［ｍ」
Ｎｒ：扁平管１０１の列数
Ｐｍａｘ：所定の上限値［Ｐａ」
ρｖ：冷媒の蒸発温度における飽和ガス密度［ｋｇ／ｍ３］
Ｇ：熱交換器に流入する冷媒の循環量［ｋｇ／ｈ］
ｘ：冷媒の乾き度［−］
φｖ：二相流における摩擦損失増加係数［−］
ｆ：管の摩擦損失係数［−］
なお、定数Ｋは、所定の上限値Ｐｍａｘを１００［ｋＰａ」、冷媒の循環量Ｇ＝６０×ｈｐ［ｋｇ／ｈ］とすると、例えば、以下の式（１２）のように近似できる。
上記式（１１）の右辺（上限）には、水力直径Ｄｅの５乗が含まれており、１つの冷媒流路あたりの扁平管１０１の段数（段数／パス数）の上限は、扁平管１０１の水力直径Ｄｅの影響を最も受けることとなる。つまり、１つの冷媒流路あたりの扁平管１０１の段数（段数／パス数）は、少なくとも扁平管１０１の水力直径Ｄｅに基づく値であって、当該熱交換器が蒸発器として使用される場合に、１つの冷媒流路における冷媒の圧力損失が所定値以下となる段数である。
以上のように、１つの冷媒流路あたりの扁平管１０１の段数は、蒸発器として使用される熱交換器に流入する冷媒の循環量Ｇが最大値、熱交換器に流入する冷媒の温度が最小値となる条件で、１つの冷媒流路における冷媒の圧力損失によって低下した蒸発温度が、０℃を超えるように設定される。
このため、熱交換器を蒸発器として用いた場合、蒸発温度の低下による霜の付着を防ぐことができ、熱交換器の伝熱性能の低下を防ぐことができる。
このため、熱交換器を蒸発器として用いた場合、蒸発温度の低下による霜の付着を防ぐことができ、熱交換器の伝熱性能の低下を防ぐことができる。
（熱交換器の形状）
次に、熱交換器の形状について説明する。
次に、熱交換器の形状について説明する。
図８は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器を列方向にＬ字状に曲げ加工した状態を示す上面図である。
図８に示すように、複数のフィン１００は、複数の扁平管１０１の段ごとに設けられている。そして、複数の扁平管１０１の軸方向の少なくとも１箇所が曲げ加工されても良い。なお、図８の例では、列方向にＬ字形に曲げ加工された場合を示すが、本発明はこれに限定されない。例えば、Ｕ字型、四角形に曲げ加工されても良い。
図８に示すように、複数のフィン１００は、複数の扁平管１０１の段ごとに設けられている。そして、複数の扁平管１０１の軸方向の少なくとも１箇所が曲げ加工されても良い。なお、図８の例では、列方向にＬ字形に曲げ加工された場合を示すが、本発明はこれに限定されない。例えば、Ｕ字型、四角形に曲げ加工されても良い。
本実施の形態１における熱交換器は、複数の扁平管１０１の一方の端部をＵ字状に曲げ、他方の端部をヘッダー１０２によって集合接続している。
このため、例えば図８に示すように、各列で曲率が異なる曲げ加工を行うことが可能となる。
このため、例えば図８に示すように、各列で曲率が異なる曲げ加工を行うことが可能となる。
（変形例）
図９は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器の他の構成を示す図である。
図９に示すように、上述したヘッダー１０２に代えて、冷媒を分岐するディストリビュータ７０１、扁平管１０１の端部に設けられた複数の二分岐管７０３、及び、ディストリビュータ７０１と複数の二分岐管７０３とを接続するキャピラリーチューブ７０２を備える構成としても良い。
この構成においても、熱交換器の一方の端部側（紙面右側）は、扁平管１０１が軸方向の端部側で例えばＵ字状に曲げられた形状を有している。また、熱交換器の他方の端部側（紙面左側）は、二分岐管７０３によって、隣接する段の扁平管１０１の間相互に接続される。
このような構成によっても、上述した構成と同様の効果を奏することができる。
図９は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器の他の構成を示す図である。
図９に示すように、上述したヘッダー１０２に代えて、冷媒を分岐するディストリビュータ７０１、扁平管１０１の端部に設けられた複数の二分岐管７０３、及び、ディストリビュータ７０１と複数の二分岐管７０３とを接続するキャピラリーチューブ７０２を備える構成としても良い。
この構成においても、熱交換器の一方の端部側（紙面右側）は、扁平管１０１が軸方向の端部側で例えばＵ字状に曲げられた形状を有している。また、熱交換器の他方の端部側（紙面左側）は、二分岐管７０３によって、隣接する段の扁平管１０１の間相互に接続される。
このような構成によっても、上述した構成と同様の効果を奏することができる。
なお、本実施の形態１では、本発明の冷凍サイクル装置の一例として空気調和機を説明したが、本発明はこれに限定されない。例えば、冷凍装置、ヒートポンプ装置等の、冷媒回路を構成し、蒸発器、凝縮器となる熱交換器を有する他の冷凍サイクル装置にも適用することができる。
１００ フィン、１０１ 扁平管、１０２ ヘッダー、１０３ 冷媒配管、１０４ 冷媒配管、２０１ 流路、３０１ 折り返し流路、３０２ 流入口、３０３ 列跨ぎ流路、３０４ 流出口、６００ 圧縮機、６０１ 四方弁、６０２ 室外側熱交換器、６０３ 室外ファン、６０４ 膨張弁、６０５ 室内側熱交換器、６０６ 室内ファン、７０１ ディストリビュータ、７０２ キャピラリーチューブ、７０３ 二分岐管。
Claims (5)
- 間隔を空けて配置され、その間を気体が流れる複数のフィンと、
前記複数のフィンに挿入され、前記気体と熱交換する冷媒が流れる複数の扁平管と、を備え、
前記複数の扁平管は、
前記気体の流通方向に対して交差する段方向に複数段配置されるとともに、前記気体の流通方向に沿う列方向に複数列配置され、
少なくとも２段以上の前記扁平管が、軸方向の端部側で曲げられ、または、他の段の前記扁平管と接続され、少なくとも２列以上の前記扁平管が、他の列の前記扁平管と接続されて、前記冷媒が流れる冷媒流路が構成され、
前記冷媒流路の数、前記扁平管の段数、前記扁平管内の１つの流路あたりの水力直径、前記扁平管内の流路数、前記扁平管の積み幅、及び前記扁平管の列数は、下記式（１）の関係を満たす
ことを特徴とする熱交換器。
Ｄｎは、前記扁平管の段数、
Ｎｐは、前記冷媒流路の数、
Ｋは、当該熱交換器が蒸発器として使用される場合に、１つの前記冷媒流路における前
記冷媒の圧力損失の上限値によって定まる定数、
Ｄｅは、前記扁平管内の１つの流路あたりの水力直径、
ｎは、前記扁平管内の流路数、
Ｌは、前記扁平管の積み幅、
Ｎｒは、前記扁平管の列数、である。 - 当該熱交換器が凝縮器として使用される場合には、前記冷媒流路の列方向の流れと、前
記気体の流通方向とが対向流となるように構成されている
ことを特徴とする請求項１に記載の熱交換器。 - 前記複数のフィンは、前記複数の扁平管の段ごとに設けられ、
前記複数の扁平管の軸方向の少なくとも１箇所が曲げ加工された
ことを特徴とする請求項１又は２に記載の熱交換器。 - 圧縮機、凝縮器、膨張手段、及び蒸発器を順次配管で接続し冷媒を循環させる冷媒回路
を備え、
前記凝縮器及び前記蒸発器の少なくとも一方に、請求項１〜３の何れか一項に記載の熱
交換器を用いた
ことを特徴とする冷凍サイクル装置。 - 圧縮機、凝縮器、膨張手段、及び蒸発器を順次配管で接続し冷媒を循環させる冷媒回路
を備え、
前記凝縮器及び前記蒸発器のうち少なくとも前記蒸発器に、請求項１〜３の何れか一項
に記載の熱交換器を用い、
前記蒸発器の、１つの前記冷媒流路あたりの前記扁平管の段数は、
前記蒸発器に流入する前記冷媒の循環量が最大値、前記蒸発器に流入する前記冷媒の温
度が最小値となる条件で、１つの前記冷媒流路における前記冷媒の圧力損失によって低下
した蒸発温度が、０℃を超えるように設定された
ことを特徴とする冷凍サイクル装置。
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