CN104246414A - 热交换器 - Google Patents

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Abstract

在热交换器中，扁平管(31)的端部插入总集合管(70)中。当热交换器起蒸发器的作用时，在总集合管(70)内的部分空间(71a)中，气液两相状态的制冷剂向上流动。总集合管(70)的部分空间(71a)的有效截面积A根据流入总集合管(70)内的部分空间(71a)的制冷剂的质量流量设定。该有效截面积A是从部分空间(71a)的与总集合管(70)的轴向正交的截面的面积A0中减去扁平管(31)的位于部分空间(71a)的部分在与总集合管(70)的轴向正交的平面上的投影面积A1后所得到的面积。

Description

热交换器
技术领域
本发明涉及一种包括多根扁平管和与各根扁平管相连的总集合管的热交换器。
背景技术
迄今为止，包括多根扁平管和与各根扁平管相连的总集合管的热交换器已为人所知。在专利文献1和专利文献2中分别公开了这种热交换器。具体而言，在上述各个专利文献的热交换器中，总集合管以立起的状态在热交换器的左端和右端各设置有一根，多根扁平管从第一总集合管设置到第二总集合管。并且，上述各个专利文献中的热交换器使在扁平管内部流动的制冷剂与在扁平管外部流动的空气进行热交换。
专利文献1所记载的热交换器起冷凝器的作用。在该热交换器中，已流入第一总集合管的上端部的气态制冷剂被分配给所有的扁平管。在各根扁平管中流动的制冷剂朝空气放热而冷凝，然后流入第二总集合管。此后，制冷剂从第二总集合管的下端部朝着热交换器的外部流出去。
而且，专利文献2所记载的热交换器也起冷凝器的作用。在该热交换器中，已流入第一总集合管的上端部的制冷剂在两根总集合管之间往返流动一次半后从第二总集合管的下端部流出去。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本公开特许公报特开2006－105545号公报
专利文献2：日本公开特许公报特开2005－003223号公报
发明内容
－发明所要解决的技术问题－
可以想到将上述专利文献所记载的那种热交换器用作蒸发器的情况。当该热交换器起蒸发器的作用时，已被供向热交换器的气液两相状态的制冷剂流入一根总集合管中，然后分开流入多根扁平管。此时，最好是使流入各根扁平管的制冷剂的流量尽可能地均匀。这是由于若流入各根扁平管的制冷剂的流量不均匀，则制冷剂在制冷剂流量少的扁平管的中途就会成为气体单相状态，而导致热交换器的性能无法充分发挥之故。
不过，迄今为止还没有充分地查明用以将气液两相状态的制冷剂从总集合管均匀地分配给多根扁平管所需的重要因素，因而很难使起蒸发器作用的热交换器充分地发挥性能。
本发明正是鉴于上述问题而完成的，其目的在于：当包括多根扁平管和总集合管的热交换器起蒸发器的作用时，使该热交换器的性能最大限度地发挥出来。
－用以解决技术问题的技术方案－
第一方面的发明以下述热交换器为对象。该热交换器包括多根扁平管31、供各根所述扁平管31的一端部插入的第一总集合管60、供各根所述扁平管31的另一端部插入的第二总集合管70、以及接合在所述扁平管31上的多个翅片36，该热交换器设置在进行制冷循环的制冷剂回路20中。并且，所述第二总集合管70形成了流通空间71a～71c，该流通空间71a～71c与多根所述扁平管31连通，并且当所述热交换器起蒸发器的作用时气液两相状态的制冷剂在该流通空间71a～71c中向上流动，当将从所述流通空间71a～71c的与所述第二总集合管70的轴向正交的截面的面积中减去所述扁平管31的位于所述流通空间71a～71c的部分在与所述第二总集合管70的轴向正交的平面上的投影面积后所得到的面积作为所述流通空间71a～71c的有效截面积时，所述流通空间71a～71c的所述有效截面积根据当所述热交换器起蒸发器的作用时流入所述流通空间71a～71c的制冷剂的质量流量设定。
第一方面的发明中的热交换器23设置在进行制冷循环的制冷剂回路20中。在该热交换器23中，第二总集合管70形成了流通空间71a～71c。对当热交换器23起蒸发器作用时的制冷剂的流动情况进行说明。气液两相状态的制冷剂流入第二总集合管70的流通空间71a～71c。在流通空间71a～71c中，已流入的制冷剂向上流动。在流通空间71a～71c中流动的制冷剂分开流入与流通空间71a～71c连通的多根扁平管31。已从流通空间71a～71c流入扁平管31的制冷剂通过扁平管31后流入第一总集合管60。
在第一方面的发明中，第二总集合管70的流通空间71a～71c的有效截面积A是从流通空间71a～71c的与所述第二总集合管70的轴向正交的截面的面积A0中减去扁平管31的位于流通空间71a～71c的部分在与第二总集合管70的轴向正交的平面上的投影面积A1后所得到的面积(A＝A0－A1)。在该发明的热交换器23中，第二总集合管70的流通空间71a～71c的有效截面积A根据当热交换器23起蒸发器作用时流入流通空间71a～71c的制冷剂的质量流量设定。
第二方面的发明是这样的，在所述第一方面的发明中，在将包含在当所述热交换器起蒸发器的作用时流入所述流通空间71a～71c的制冷剂的质量流量的变动范围中的一个值作为基准质量流量MR的情况下，所述流通空间71a～71c的所述有效截面积A在1.91MR－22.7以上1.96MR+30.8以下，该基准质量流量MR的单位为kg/h，该有效截面积A的单位为mm2。
第三方面的发明是这样的，在所述第一方面的发明中，在将包含在当所述热交换器起蒸发器的作用时流入所述流通空间71a～71c的制冷剂的质量流量的变动范围中的一个值作为基准质量流量MR的情况下，所述流通空间71a～71c的所述有效截面积A在1.96MR－25.0以上1.96MR+30.0以下，该基准质量流量MR的单位为kg/h，该有效截面积A的单位为mm2。
在第二及第三方面的各个方面的发明中，流入起蒸发器作用的热交换器23的制冷剂的质量流量根据设置有热交换器23的制冷剂回路20的运转状态的改变而发生变化。当热交换器23起蒸发器的作用时流入所述流通空间71a～71c的制冷剂的质量流量就在规定的范围内产生变动。将包含在该制冷剂的质量流量的变动范围中的一个值设定为基准质量流量MR。基准质量流量MR可以是例如变动范围中的最大值或最小值，也可以是变动范围中的中间值。此外，在第二及第三方面的各个方面的发明中，基准质量流量MR的单位是“kg/h”，有效截面积A的单位是“mm2”。
在第二方面的发明中，第二总集合管70的流通空间71a～71c的有效截面积A为满足下述公式的值。
1.91MR－22.7≤A≤1.96MR+30.8
另一方面，在第三方面的发明中，第二总集合管70的流通空间71a～71c的有效截面积A为满足下述公式的值。
1.96MR－25.0≤A≤1.96MR+30.0
第四方面的发明是这样的，在所述第二或第三方面的发明中，所述基准质量流量MR是当所述热交换器起蒸发器的作用时流入所述流通空间71a～71c的制冷剂的质量流量的变动范围中的最大值，该基准质量流量MR的单位为kg/h。
在第四方面的发明中，当热交换器23起蒸发器的作用时流入流通空间71a～71c的制冷剂的质量流量的变动范围中的最大值成为基准质量流量MR。
第五方面的发明是这样的，在所述第一至第四方面的任一方面的发明中，所述第一总集合管60和所述第二总集合管70以立起的状态设置，所述热交换器构成为：当所述热交换器起蒸发器的作用时制冷剂流入所述流通空间71a～71c的下端部。
在第五方面的发明中，第一总集合管60和第二总集合管70成为立起状态。当该发明中的热交换器23起蒸发器的作用时，在第二总集合管70的流通空间71a～71c中，已流入其下端部的制冷剂向上流动。
－发明的效果－
在此，在起蒸发器作用的热交换器23中，为了将在第二总集合管70的流通空间71a～71c中向上流动的气液两相状态的制冷剂均匀地分配给多根扁平管31，而有必要将流通空间71a～71c中的制冷剂的流速设定为适当的值。这是本申请发明的发明人们对各种实验结果加以研究讨论后所得出的结论。
也就是说，若在流通空间71a～71c中向上流动的制冷剂的流速太慢，则液态制冷剂就几乎无法到达靠上的扁平管31，因而流入靠上的扁平管31的制冷剂的干度就会提高。为此，在与流通空间71a～71c连通的扁平管31中位于靠上位置的扁平管内，流经该扁平管的制冷剂的吸热量减少，导致热交换器23的性能无法充分地发挥出来。而且，若在流通空间71a～71c中向上流动的制冷剂的流速太快，则猛地喷起的液态制冷剂的大部分就会流入靠上的扁平管31，而较多的气态制冷剂流入靠下的扁平管31，因而流入靠下的扁平管31的制冷剂的干度就会提高。为此，在与流通空间71a～71c连通的扁平管31中位于靠下位置的扁平管内，流经该扁平管的制冷剂的吸热量减少，导致热交换器23的性能无法充分地发挥出来。如上所述，当在流通空间71a～71c中向上流动的制冷剂的流速太慢和太快时，热交换器23的性能都无法充分地发挥出来。
因此，在本发明中，根据当热交换器23起蒸发器作用时流入流通空间71a～71c的制冷剂的质量流量来设定第二总集合管70的流通空间71a～71c的有效截面积A。流通空间71a～71c的有效截面积A、和流入流通空间71a～71c的制冷剂的质量流量是影响在流通空间71a～71c中流动的制冷剂的流速的物理量。为此，若根据流入流通空间71a～71c的制冷剂的质量流量来设定流通空间71a～71c的有效截面积A，就能将在流通空间71a～71c中流动的制冷剂的流速设定成能够将制冷剂从流通空间71a～71c均匀地分配给多根扁平管31的适当值。因此，根据本发明，能够使起蒸发器作用的热交换器23的性能充分地发挥出来。
在此，假设在起蒸发器作用的热交换器23中制冷剂的吸热量不足。此时，若流入流通空间71a～71c的制冷剂的质量流量比变动范围中的最大值小，则通过增加流入流通空间71a～71c的制冷剂的质量流量，就能够使制冷剂的吸热量增加。不过，若流入流通空间71a～71c的制冷剂的质量流量已经达到变动范围中的最大值，就无法再使流入流通空间71a～71c的制冷剂的质量流量进一步增加。
相对于此，在所述第四方面的发明中，将在设定流通空间71a～71c的有效截面积A时所使用的基准质量流量MR设为当热交换器23起蒸发器作用时流入流通空间71a～71c的制冷剂的质量流量的变动范围中的最大值。因此，根据该发明，当无法增加流入流通空间71a～71c的制冷剂的质量流量时，能够使热交换器23的性能最大限度地发挥出来。
附图说明
图1是示出包括第一实施方式的室外热交换器之空调机的简要结构的制冷剂回路图。
图2是示出第一实施方式的室外热交换器的简要结构的主视图。
图3是示出第一实施方式的室外热交换器的正面的部分剖视图。
图4是将图3的A－A剖面的一部分放大后示出的剖视图。
图5是将图3的B－B剖面的主要部分放大后示出的剖视图，(a)示出各个部分的尺寸，(b)示出第二总集合管内的部分空间的截面积A0，(c)示出扁平管的投影面积A1，(d)示出第二总集合管内的部分空间的有效截面积A。
图6是示出第二总集合管内的部分空间中的制冷剂的流速V与室外热交换器的能力比之间的关系的图表。
图7是示出第一实施方式的室外热交换器的有效截面积A的范围的图表。
图8是示出第一实施方式的变形例2的室外热交换器的有效截面积A的范围的图表。
具体实施方式
参照附图对本发明的实施方式进行详细的说明。此外，以下所说明的实施方式及变形例在本质上为优选的示例，并没有意图对本发明、其应用对象或其用途的范围加以限制。
本实施方式的热交换器是设置在空调机10中的室外热交换器23。在下文中，先对空调机10进行说明，然后再对室外热交换器23进行详细的说明。
－空调机－
首先，参照图1对空调机10进行说明。
<空调机的结构>
空调机10包括室外机组11和室内机组12。室外机组11和室内机组12经液侧连接管道13和气侧连接管道14相互连接起来。在空调机10中，由室外机组11、室内机组12、液侧连接管道13和气侧连接管道14形成了制冷剂回路20。
在制冷剂回路20中设置有压缩机21、四通换向阀22、室外热交换器23、膨胀阀24以及室内热交换器25。压缩机21、四通换向阀22、室外热交换器23及膨胀阀24安装在室外机组11中。在室外机组11中设置有用以将室外空气供向室外热交换器23的室外风扇15。另一方面，室内热交换器25安装在室内机组12中。在室内机组12中设置有用以将室内空气供向室内热交换器25的室内风扇16。
制冷剂回路20是填充有制冷剂的闭合回路。在制冷剂回路20中，压缩机21的喷出侧与四通换向阀22的第一阀口连接，该压缩机21的吸入侧与四通换向阀22的第二阀口连接。而且，在制冷剂回路20中，从四通换向阀22的第三阀口朝着第四阀口依次设置有室外热交换器23、膨胀阀24及室内热交换器25。
压缩机21是涡旋式或旋转式全密闭型压缩机。压缩机21的转速可变。若改变压缩机21的转速，压缩机21的运转容量就会发生变化。四通换向阀22在第一阀口与第三阀口连通且第二阀口与第四阀口连通的第一状态(图1中用虚线所示的状态)、和第一阀口与第四阀口连通且第二阀口与第三阀口连通的第二状态(图1中用实线所示的状态)之间进行切换。膨胀阀24是所谓的电子膨胀阀。
室外热交换器23使室外空气与制冷剂进行热交换。在下文中对室外热交换器23进行说明。另一方面，室内热交换器25使室内空气与制冷剂进行热交换。室内热交换器25由具有为圆管的传热管的所谓的横肋管片式热交换器构成。
<空调机的运转动作>
空调机10有选择地进行制冷运转和制热运转。
在处于制冷运转过程中的制冷剂回路20中，在将四通换向阀22设定成第一状态的状态下进行制冷循环。在该状态下，制冷剂按照室外热交换器23、膨胀阀24及室内热交换器25的顺序进行循环，室外热交换器23起冷凝器的作用，室内热交换器25起蒸发器的作用。在室外热交换器23中，已从压缩机21流入的气态制冷剂朝室外空气放热而冷凝，冷凝后的制冷剂朝着膨胀阀24流出去。
在处于制热运转过程中的制冷剂回路20中，在将四通换向阀22设定成第二状态的状态下进行制冷循环。在该状态下，制冷剂按照室内热交换器25、膨胀阀24及室外热交换器23的顺序进行循环，室内热交换器25起冷凝器的作用，室外热交换器23起蒸发器的作用。当通过膨胀阀24时膨胀而成为气液两相状态的制冷剂流入室外热交换器23。已流入室外热交换器23的制冷剂从室外空气中吸热而蒸发，然后朝着压缩机21流出去。
－室外热交换器－
适当参照图2到图7对室外热交换器23进行说明。此外，以下说明中所示的扁平管31、32的根数、以及主热交换部51a～51c和辅助热交换部52a～52c的数量都仅为一个示例而已。
<室外热交换器的结构>
如图2和图3所示，室外热交换器23包括一根第一总集合管60、一根第二总集合管70、很多根扁平管31、32及很多个翅片36。第一总集合管60、第二总集合管70、扁平管31、32及翅片35都为铝合金制部件，经钎焊而彼此接合在一起。
此外，室外热交换器23被划分成主热交换区域51和辅助热交换区域52，具体情况见后述。在该室外热交换器23中，扁平管32构成辅助热交换区域52，扁平管31构成主热交换区域51。
第一总集合管60和第二总集合管70都形成为两端封闭的细长圆筒状。在图2和图3中，第一总集合管60以立起的状态设置在室外热交换器23的左端，第二总集合管70以立起的状态设置在室外热交换器23的右端。也就是说，第一总集合管60和第二总集合管70是以各自的轴向成为上下方向的状态设置的。
如图4所示，扁平管31、32是其剖面形状呈扁平的长圆形的传热管。如图3所示，在室外热交换器23中，多根扁平管31、32以其伸长方向为左右方向，且各自平坦的侧面相向的状态设置。多根扁平管31、32彼此保持一定间隔地上下排列着设置，且实质上彼此平行。各根扁平管31、32的一端插入第一总集合管60，各根扁平管31、32的另一端插入第二总集合管70。各根扁平管31、32的轴向与各根总集合管60、70的轴向实质上正交。而且，各根扁平管31、32的平坦的侧面(在本实施方式中，为上下侧面)与各根总集合管60、70的轴向实质上正交。
如图4所示，在各根扁平管31、32中形成有多条流体通路34。各条流体通路34是沿着扁平管31、32的伸长方向延伸的通路。在各根扁平管31、32中，多条流体通路34沿着扁平管31、32的宽度方向(即，与长度方向正交的方向)排成一列。形成在各根扁平管31、32中的多条流体通路34的各自的一端与第一总集合管60的内部空间相通，各自的另一端与第二总集合管70的内部空间相通。已被供向室外热交换器23的制冷剂在流经扁平管31、32中的流体通路34的那段时间与空气进行热交换。
如图4所示，翅片36是对金属板进行冲裁加工而形成的纵长板状翅片。在翅片36上形成有很多从翅片36的前缘(即，上风侧缘部)开始沿着翅片36的宽度方向延伸的细长缺口部45。在翅片36上，很多缺口部45以一定的间隔形成在翅片36的长边方向(上下方向)上。缺口部45的靠下风的部分构成插管部46。插管部46在上下方向上的宽度与扁平管31、32的厚度实质相等，该插管部46的长度与扁平管31、32的宽度实质相等。扁平管31、32插入翅片36上的插管部46中，并通过钎焊与插管部46的周缘部接合。翅片36上形成有用以促进传热的百叶窗板部(louver)40。多个翅片36排列在扁平管31、32的伸长方向上，由此将相邻的扁平管31、32之间的空间划分成多条供空气流动的通风路38。
如图2和图3所示，室外热交换器23被划分成上下两个热交换区域51、52。在室外热交换器23中，上侧的热交换区域成为主热交换区域51，下侧的热交换区域成为辅助热交换区域52。
各个热交换区域51、52分别被划分成上下三个热交换部51a～51c、52a～52c。也就是说，在室外热交换器23中，主热交换区域51和辅助热交换区域52分别被划分成多个且数量彼此相同的热交换部51a～51c、52a～52c。此外，构成各个热交换区域51、52的热交换部51a～51c、52a～52c的数量可以为两个，也可以为四个以上。
具体而言，在主热交换区域51中自下向上依次形成有第一主热交换部51a、第二主热交换部51b和第三主热交换部51c。在辅助热交换区域52中自下向上依次形成有第一辅助热交换部52a、第二辅助热交换部52b和第三辅助热交换部52c。各个主热交换部51a～51c和各个辅助热交换部52a～52c分别具有多根扁平管31、32。而且，如图3所示，构成各个主热交换部51a～51c的扁平管31的根数比构成各个辅助热交换部52a～52c的扁平管32的根数多。因此，构成主热交换区域51的扁平管31的根数比构成辅助热交换区域52的扁平管32的根数多。
如图3所示，第一总集合管60的内部空间由隔板39a上下隔开。在第一总集合管60中，隔板39a上侧的空间为上侧空间61，隔板39a下侧的空间为下侧空间62。
上侧空间61构成与主热交换区域51相对应的主连通空间。上侧空间61是与构成主热交换区域51的所有的扁平管31连通的单一空间。也就是说，上侧空间61与各个主热交换部51a～51c的扁平管31连通。
下侧空间62构成与辅助热交换区域52相对应的辅助连通空间。下侧空间62由两张隔板39b上下隔开。具体而言，下侧空间62被划分成数量与辅助热交换部52a～52c相同(在本实施方式中为三个)的连通室62a～62c。位于最下方的第一连通室62a与构成第一辅助热交换部52a的所有扁平管32连通。位于第一连通室62a上方的第二连通室62b与构成第二辅助热交换部52b的所有扁平管32连通。位于最上方的第三连通室62c与构成第三辅助热交换部52c的所有扁平管32连通。
第二总集合管70的内部空间被划分成与主热交换区域51相对应的主连通空间71、和与辅助热交换区域52相对应的辅助连通空间72。
主连通空间71由两张隔板39c上下隔开。该隔板39c将主连通空间71划分成数量与主热交换部51a～51c相同(在本实施方式中为三个)的部分空间71a～71c。位于最下方的第一部分空间71a与构成第一主热交换部51a的所有扁平管31连通。位于第一部分空间71a上方的第二部分空间71b与构成第二主热交换部51b的所有扁平管31连通。位于最上方的第三部分空间71c与构成第三主热交换部51c的所有扁平管31连通。各个部分空间71a～71c是当室外热交换器23起蒸发器的作用时供制冷剂向上流动的流通空间。
辅助连通空间72由两张隔板39d上下隔开。该隔板39d将辅助连通空间72划分成数量与辅助热交换部52a～52c相同(在本实施方式中为三个)的部分空间72a～72c。位于最下方的第四部分空间72a与构成第一辅助热交换部52a的所有扁平管32连通。位于第四部分空间72a上方的第五部分空间72b与构成第二辅助热交换部52b的所有扁平管32连通。位于最上方的第六部分空间72c与构成第三辅助热交换部52c的所有扁平管32连通。
在第二总集合管70上安装有两根连接用管道76、77。上述连接用管道76、77都是圆管。
第一连接用管道76的一端与对应第二主热交换部51b的第二部分空间71b连接，该第一连接用管道76的另一端与对应第一辅助热交换部52a的第四部分空间72a连接。第二连接用管道77的一端与对应第三主热交换部51c的第三部分空间71c连接，该第二连接用管道77的另一端与对应第二辅助热交换部52b的第五部分空间72b连接。而且，在第二总集合管70中，对应第三辅助热交换部52c的第六部分空间72c、与对应第一主热交换部51a的第一部分空间71a形成为一个彼此相连的空间。
这样一来，在本实施方式的室外热交换器23中，第一主热交换部51a和第三辅助热交换部52c串联，第二主热交换部51b和第一辅助热交换部52a串联，第三主热交换部51c和第二辅助热交换部52b串联。
如图2所示，在室外热交换器23中设置有液侧连接部件80和气侧连接管85。液侧连接部件80和气侧连接管85安装在第一总集合管60上。
液侧连接部件80包括一个分液器81和三根细径管82a～82c。将室外热交换器23与膨胀阀24连接起来的管道17连接在分液器81的下端部。各根细径管82a～82c的一端连接在分液器81的上端部。在分液器81的内部，连接在该分液器的下端部的管道与各根细径管82a～82c连通。各根细径管82a～82c的另一端与第一总集合管60相连，并与所对应的下侧部分空间62a～62c连通。
亦如图3所示，各根细径管82a～82c在所对应的下侧部分空间62a～62c的靠下端的部分(即，下侧部分空间62a～62c的比上下方向上的中央更靠下侧的部分)敞口。也就是说，第一细径管82a在第一下侧部分空间62a的靠下端的部分敞口，第二细径管82b在第二下侧部分空间62b的靠下端的部分敞口，第三细径管82c在第三下侧部分空间62c的靠下端的部分敞口。此外，个别设定各根细径管82a～82c的长度，以尽可能地减小流入各个热交换部50a～50c的制冷剂的流量差。
气侧连接管57的一端与第一总集合管60的上部相连，并与上侧空间61连通。气侧连接管57的另一端与将室外热交换器23和四通换向阀22的第三阀口连接起来的管道18相连。
〈在室外热交换器中制冷剂的流动情况/当室外热交换器为冷凝器时〉
在空调机10的制冷运转过程中，室外热交换器23起冷凝器的作用。对处于制冷运转过程中的室外热交换器23内的制冷剂的流动情况进行说明。
从压缩机21喷出的气态制冷剂被供向室外热交换器23。从压缩机21送来的气态制冷剂经由气侧连接管57流入第一总集合管60的上侧空间61后，被分配给主热交换区域51的各根扁平管31。在主热交换区域51的各个主热交换部51a～51c中，已流入扁平管31中的流体通路34的制冷剂在流经流体通路34的那段时间朝室外空气放热而冷凝，然后流入第二总集合管70的相对应的各个部分空间71a～71c。
已流入主连通空间71的各个部分空间71a～71c的制冷剂被送往辅助连通空间72的相对应的部分空间72a～72c。具体而言，已流入主连通空间71的第一部分空间71a的制冷剂朝下方流下来后流入辅助连通空间72的第六部分空间72c。已流入主连通空间71的第二部分空间71b的制冷剂通过第一连接用管道76流入辅助连通空间72的第四部分空间72a。已流入主连通空间71的第三部分空间71c的制冷剂通过第二连接用管道77流入辅助连通空间72的第五部分空间72b。
已流入辅助连通空间72的各个部分空间72a～72c的制冷剂被分配给所对应的辅助热交换部52a～52c的各根扁平管32。在各根扁平管32中的流体通路34内流动的制冷剂朝室外空气放热而成为过冷液体，然后流入第一总集合管60的下侧空间62的相对应的连通室62a～62c。各个连通室62a～62c中的制冷剂通过细径管82a～82c流入分液器81后，汇合起来再从室外热交换器23中流出去。
〈在室外热交换器中制冷剂的流动情况/当室外热交换器为蒸发器时〉
在空调机10的制热运转过程中，室外热交换器23起蒸发器的作用。对处于制热运转过程中的室外热交换器23内的制冷剂的流动情况进行说明。
通过膨胀阀24时膨胀而成为气液两相状态的制冷剂被供向室外热交换器23。从膨胀阀24送来的制冷剂流入液侧连接部件80的分液器81后分开流入三根细径管82a～82c，然后被分配给各个热交换部50a～50c。
具体而言，已从分液器81流入细径管82a～82c的制冷剂流入所对应的第一总集合管60的连通室62a～62c。已流入第一总集合管60的各个连通室62a～62c的制冷剂被分配给所对应的辅助热交换部52a～52c的各根扁平管32。已流入各根扁平管32中的流体通路34的制冷剂在流经流体通路34的那段时间从室外空气中吸热，使得一部分液态制冷剂蒸发。已通过扁平管32中的流体通路34的制冷剂流入第二总集合管70的辅助连通空间72的相对应的部分空间72a～72c。已流入该部分空间72a～72c的制冷剂依然保持气液两相状态。
已流入辅助连通空间72的各个部分空间72a～72c的制冷剂被送往主连通空间71的相对应的部分空间71a～71c。具体而言，已流入辅助连通空间72的第四部分空间72a的制冷剂通过第一连接用管道76流入主连通空间71的第二部分空间71b的下端部。已流入辅助连通空间72的第五部分空间72b的制冷剂通过第二连接用管道77流入主连通空间71的第三部分空间71c的下端部。已流入辅助连通空间72的第六部分空间72c的制冷剂朝上方流动而流入主连通空间71的第一部分空间71a的下端部。
在主连通空间71的各个部分空间71a～71c中，已流入的制冷剂向上流动。各个部分空间71a～71c内的制冷剂被分配给所对应的主热交换部51a～51c的各根扁平管31。在各根扁平管31中的流体通路34内流动的制冷剂从室外空气中吸热而蒸发，实质上成为气体单相状态后，流入第一总集合管60的上侧空间61。然后，制冷剂通过气侧连接管57从室外热交换器23中流出去。
〈扁平管的插入长度L〉
在本实施方式的室外热交换器23中，扁平管31插入到第二总集合管70中的插入长度L被设定成使形成在第二总集合管70内的主连通空间71的各个部分空间71a～71c的有效截面积A成为规定的设计值。此外，插入长度L的单位为“mm”，有效截面积A的单位为“mm2”。而且，在图5中省略了翅片36的图示。
如图5(a)所示，扁平管31插入到第二总集合管70中的插入长度L是扁平管31的插入到部分空间71a～71c中的那部分的长度。也就是说，该插入长度L是从扁平管31的插入到部分空间71a～71c中的那部分的端面开始到第二总集合管70的内侧面为止的距离。
部分空间71a～71c的有效截面积A是图5(d)中标有圆点的区域的面积。该有效截面积A是从部分空间71a～71c的截面积A0中减去扁平管31的投影面积A1后所得到的面积(A＝A0－A1)。部分空间71a～71c的截面积A0是图5(b)中标有圆点的区域的面积。也就是说，部分空间71a～71c的截面积A0是部分空间71a～71c的与第二总集合管70的轴向正交的截面的面积。部分空间71a～71c的截面呈圆形。因此，部分空间71a～71c的截面积A0为(π/4)d2。扁平管31的投影面积A1是图5(c)中标有圆点的区域的面积。也就是说，扁平管31的投影面积A1是扁平管31的位于部分空间71a～71c的那部分投影到与第二总集合管70的轴向正交的平面上的投影面积。
在此，扁平管31的宽度W是按照室外热交换器23的能力的设计值等选定的。而且，第二总集合管70的内径d被设定成能够供宽度W的扁平管31插入的那样的值。这样一来，当设计室外热交换器23之际，就先决定扁平管31的宽度W和第二总集合管70的内径d，然后再决定扁平管31的插入长度L以保证部分空间71a～71c的有效截面积A成为规定值。
如上所述，空调机10的压缩机21的运转容量可变。若压缩机21的运转容量发生变化，则制冷剂回路20中的制冷剂的循环量就会发生变化，流入室外热交换器23的制冷剂的质量流量便会发生变化。在处于制热运转过程中的空调机10中，制冷剂回路20中的制冷剂的循环量(即，流入室外热交换器23的制冷剂的质量流量)在大致90kg/h以上270kg/h以下的范围内产生变动。另一方面，在室外热交换器23中形成有三个主热交换部51a～51c，并且第二总集合管70内的主连通空间71被划分成三个部分空间71a～71c。为此，在起蒸发器作用的室外热交换器23中，流入第二总集合管70内的主连通空间71的各个部分空间71a～71c的制冷剂的质量流量就在大致30kg/h以上90kg/h以下的范围内产生变动。
在本实施方式的室外热交换器23中，流入主连通空间71的各个部分空间71a～71c的制冷剂的质量流量的变动范围中的最大值(即，90kg/h)成为基准质量流量MR。另一方面，在本实施方式的室外热交换器23中，主连通空间71的各个部分空间71a～71c的有效截面积A在1.91MR－22.7以上1.96MR+30.8以下。因此，在该室外热交换器23中，扁平管31插入到第二总集合管70中的插入长度L被设定成使主连通空间71的各个部分空间71a～71c的有效截面积A在149mm2以上207mm2以下。
此外，在本实施方式的室外热交换器23中，最好是将扁平管31插入到第二总集合管70中的插入长度L设定成使主连通空间71的各个部分空间71a～71c的有效截面积A为188mm2。例如，当扁平管31的宽度W为18mm，并且第二总集合管70的内径d为21mm时，为了使主连通空间71的各个部分空间71a～71c的有效截面积A为188mm2，则只要将扁平管31插入到第二总集合管70中的插入长度L设定为10mm即可。
〈主连通空间的部分空间的有效截面积A〉
如上所述，在本实施方式的室外热交换器23中，扁平管31插入到第二总集合管70中的插入长度L被设定成使第二总集合管70的主连通空间71的各个部分空间71a～71c的有效截面积A成为规定的设计值。
在该室外热交换器23中，主连通空间71的各个部分空间71a～71c的有效截面积A[mm2]在1.91MR－22.7以上1.96MR+30.8以下。此外，基准质量流量MR[kg/h]是当室外热交换器23起蒸发器的作用时流入主连通空间71的各个部分空间71a～71c的制冷剂的质量流量的变动范围内的任意值。并且，若主连通空间71的各个部分空间71a～71c的有效截面积A是上述范围内的值，则当流入主连通空间71的各个部分空间71a～71c的制冷剂的质量流量为基准质量流量MR时，起蒸发器作用的室外热交换器23的性能就能够充分地发挥出来。在此，参照图6和图7对这一理由进行说明。
图6示出了在空调机10的制热运转的运转条件即制热低温条件、制热额定条件及制热中间条件的各个条件下，当使第二总集合管70的主连通空间71的各个部分空间71a～71c的有效截面积A发生变化时部分空间71a～71c中的制冷剂的流速V与起蒸发器作用的室外热交换器23的能力比之间的关系。此外，用以获得图6所示数据的实验是以下述室外热交换器23为对象，用R410A作为制冷剂进行的。在该室外热交换器23中，扁平管31的宽度W为18mm，第二总集合管70的剖面形状呈圆形，第二总集合管70的内径d为21mm。而且，使用仅第二总集合管70的主连通空间71的各个部分空间71a～71c的有效截面积A不同的多种热交换器进行了用以获得图6所示数据的实验。
制热低温条件是室外热交换器23中的制冷剂的蒸发温度Te为－7℃，且流入第二总集合管70的主连通空间71的各个部分空间71a～71c的制冷剂的质量流量M为90kg/h的运转条件。制热额定条件是室外热交换器23中的制冷剂的蒸发温度Te为0℃，且流入第二总集合管70的主连通空间71的各个部分空间71a～71c的制冷剂的质量流量M为80kg/h的运转条件。制热中间条件是室外热交换器23中的制冷剂的蒸发温度Te为2℃，且流入第二总集合管70的主连通空间71的各个部分空间71a～71c的制冷剂的质量流量M为40kg/h的运转条件。
图6中的横轴表示第二总集合管70的主连通空间71的各个部分空间71a～71c中的制冷剂的流速V[m/s]。该流速V是通过用流入各个部分空间71a～71c的制冷剂的体积流量X[m3/s]除以各个部分空间71a～71c的有效截面积A[mm2]计算出来的(V＝X/A)。而且，流入各个部分空间71a～71c的制冷剂的体积流量X[m3/s]是通过用流入各个部分空间71a～71c的制冷剂的质量流量M[kg/h]除以流入各个部分空间71a～71c的制冷剂的密度D[kg/m3]而计算出来的(X＝(M/3600)/D)。
图6中的纵轴表示各个运转条件下室外热交换器23的能力比R。能力比R是用百分率表示各种规格的室外热交换器23的能力与规定的基准能力之比。室外热交换器23的基准能力是当部分空间71a～71c的有效截面积A为188mm2时室外热交换器23的能力。
在制热低温条件下室外热交换器23的能力比R是通过用各种规格的室外热交换器23在制热低温条件下的能力Q1除以部分空间71a～71c的有效截面积A为188mm2的室外热交换器23在制热低温条件下的能力(即，在制热低温条件下的基准能力Q01)而计算出来的(R＝100(Q1/Q01))。在制热额定条件下室外热交换器23的能力比R是通过用各种规格的室外热交换器23在制热额定条件下的能力Q2除以部分空间71a～71c的有效截面积A为188mm2的室外热交换器23在制热额定条件下的能力(即，在制热额定条件下的基准能力Q02)而计算出来的(R＝100(Q2/Q02))。在制热中间条件下室外热交换器23的能力比R是通过用各种规格的室外热交换器23在制热中间条件下的能力Q3除以部分空间71a～71c的有效截面积A为188mm2的室外热交换器23在制热中间条件下的能力(即，在制热中间条件下的基准能力Q03)而计算出来的(R＝100(Q3/Q03))。当然，在制热低温条件、制热额定条件和制热中间条件的各个条件下基准能力互不相等(Q01≠Q02≠Q03)。
室外热交换器23的能力Q是由公式：Q＝G(hout－hin)算出的。其中，G为通过室外热交换器23的制冷剂的质量流量，hin为室外热交换器23入口处的制冷剂的比焓，hout为室外热交换器23出口处的制冷剂的比焓。
对第二总集合管70的主连通空间71的各个部分空间71a～71c的有效截面积A为152mm2、188mm2、214mm2、240mm2的这四种室外热交换器23测定了室外热交换器23在制热低温条件下的能力。其结果是，如图6所示，当各个部分空间71a～71c的有效截面积A为188mm2时，室外热交换器23的能力达到最大。
对第二总集合管70的主连通空间71的各个部分空间71a～71c的有效截面积A为117mm2、152mm2、188mm2、214mm2的这四种室外热交换器23测定了室外热交换器23在制热额定条件下的能力。其结果是，如图6所示，当各个部分空间71a～71c的有效截面积A为152mm2时，室外热交换器23的能力达到最大。
对第二总集合管70的主连通空间71的各个部分空间71a～71c的有效截面积A为54mm2、79mm2、117mm2、152mm2、188mm2、214mm2的这六种室外热交换器23测定了室外热交换器23在制热中间条件下的能力。其结果是，如图6所示，当各个部分空间71a～71c的有效截面积A为79mm2时，室外热交换器23的能力达到最大。
如上所述，在制热低温条件、制热额定条件及制热中间条件的各个条件下，都存在使室外热交换器23的能力达到最大的部分空间71a～71c的有效截面积A。其理由如下所述。
若流入部分空间71a～71c的制冷剂的质量流量M一定，则部分空间71a～71c的有效截面积A越大，部分空间71a～71c中的制冷剂的流速V就越慢。另一方面，在第二总集合管70的主连通空间71的各个部分空间71a～71c中，气液两相状态的制冷剂向上流动。为此，若部分空间71a～71c中的制冷剂的流速V降低，则密度大的液态制冷剂就会更多地流入靠下的扁平管31，密度小的气态制冷剂就会更多地流入靠上的扁平管31。也就是说，从部分空间71a～71c流入各根扁平管31的制冷剂的质量流量是不均匀的。
在液态制冷剂流入量少的靠上的扁平管31中，制冷剂在到达第一总集合管60之前为气体单相状态，制冷剂的温度接近室外空气的温度。其结果是，在各个主热交换部51a～51c的靠上的部分，制冷剂与空气的热交换量较少，因而室外热交换器23的能力下降。
而且，若流入部分空间71a～71c的制冷剂的质量流量M一定，则部分空间71a～71c的有效截面积A越小，部分空间71a～71c中的制冷剂的流速V就越快。若部分空间71a～71c中的制冷剂的流速V提高，则作用于密度大的液态制冷剂上的惯性力就会增大。另一方面，在第二总集合管70的主连通空间71的各个部分空间71a～71c中，气液两相状态的制冷剂向上流动。为此，在部分空间71a～71c中，猛地喷起的液态制冷剂就会更多地流入靠上的扁平管31，密度小的气态制冷剂就会更多地流入靠下的扁平管31。也就是说，从部分空间71a～71c流入各根扁平管31的制冷剂的质量流量是不均匀的。
在液态制冷剂流入量少的靠下的扁平管31中，制冷剂在到达第一总集合管60之前为气体单相状态，制冷剂的温度接近室外空气的温度。其结果是，在各个主热交换部51a～51c的靠下的部分，制冷剂与空气的热交换量较少，因而室外热交换器23的能力下降。
如上所述，在室外热交换器23中，不管第二总集合管70的主连通空间71的各个部分空间71a～71c中的制冷剂的流速V是过高还是过低，分配到与部分空间71a～71c连通的各根扁平管31中的制冷剂的量都是不均匀的，其结果是室外热交换器23的能力下降。另一方面，若流入部分空间71a～71c的制冷剂的体积流量一定，则部分空间71a～71c中的制冷剂的流速V就与部分空间71a～71c的有效截面积A成比例。因此，如上所述，在制热低温条件、制热额定条件及制热中间条件的各个条件下，都存在使室外热交换器23的能力达到最大的部分空间71a～71c的有效截面积A。
图7将图6所示的实验结果体现在流入第二总集合管70的主连通空间71的各个部分空间71a～71c的制冷剂的质量流量M、与各个部分空间71a～71c的有效截面积A之间的关系当中。
在制热低温条件、制热额定条件及制热中间条件的各个条件下，室外热交换器23的能力达到最大的点(即，M＝40kg/h且A＝79mm2的点、M＝80kg/h且A＝152mm2的点以及M＝90kg/h且A＝188mm2的点)的线性近似计算式(linearapproximate equation)为下述算式1。
(算式1)A＝1.96M
而且，在制热低温条件、制热额定条件及制热中间条件的各个条件下，室外热交换器23的能力达到最大值的95％的点中，有效截面积A比由算式1算出的值大的点(即，M＝40kg/h且A＝109mm2的点、M＝80kg/h且A＝187mm2的点、以及M＝90kg/h且A＝207mm2的点)的线性近似计算式为下述算式2。
(算式2)A＝1.96M+30.8
而且，在制热低温条件、制热额定条件及制热中间条件的各个条件下，室外热交换器23的能力达到最大值的95％的点中，有效截面积A比由算式1算出的值小的点(即，M＝40kg/h且A＝53mm2的点、M＝80kg/h且A＝130mm2的点、以及M＝90kg/h且A＝149mm2的点)的线性近似计算式为下述算式3。
(算式3)A＝1.91M－22.7
因此，在本实施方式的室外热交换器23中，若通过调节扁平管31插入到第二总集合管70中的插入长度L来将各个部分空间71a～71c的有效截面积A设定在1.91MR－22.7以上1.96MR+30.8以下，则在流入各个部分空间71a～71c的制冷剂的质量流量为基准质量流量MR的运转状态下，起蒸发器作用的室外热交换器23的能力就会在该运转状态下最大能力的95％以上。
－实施方式的效果－
如上所述，在本实施方式的室外热交换器23中，流入主连通空间71的各个部分空间71a～71c的制冷剂的质量流量的变动范围中的最大值(即，90kg/h)为基准质量流量MR，并且主连通空间71的各个部分空间71a～71c的有效截面积A在1.91MR－22.7以上1.96MR+30.8以下。因此，根据本实施方式，在使设置于制冷剂回路20中的压缩机21的运转容量成为最大值的制热低温条件下，能够让室外热交换器23发挥出其最大能力的95％以上的能力。
在流入主连通空间71的各个部分空间71a～71c的制冷剂的质量流量比制热低温条件少的运转条件下，本实施方式的室外热交换器23的能力有可能低于其最大能力的95％。不过，在上述运转条件下，压缩机21的运转容量比最大值小。为此，在流入各个部分空间71a～71c的制冷剂的质量流量比制热低温条件少的运转条件下，通过增大压缩机21的运转容量，就能够确保空调机10的制热能力。
因此，若像本实施方式那样将流入主连通空间71的各个部分空间71a～71c的制冷剂的质量流量的变动范围中的最大值(即，90kg/h)作为基准质量流量MR来设定各个部分空间71a～71c的有效截面积A，则在压缩机21的运转容量达到最大值的状态下就能够使室外热交换器23的能力充分地发挥出来。其结果是，不使室外热交换器23实现大型化就能够增大空调机10的制热能力。
－实施方式的变形例1－
在本实施方式的室外热交换器23中，也可以是这样的，即：将比流入主连通空间71的各个部分空间71a～71c的制冷剂的质量流量的变动范围中的最大值小的值作为基准质量流量MR，并且将扁平管31插入到第二总集合管70中的插入长度L设定成使各个部分空间71a～71c的有效截面积A在1.91MR－22.7以上1.96MR+30.8以下。
在此，一年当中制冷剂回路20中的压缩机21成为最大容量的时间并不那么长。也就是说，压缩机21以小于最大容量的运转容量运转的时间要比以最大容量运转的时间长。
因此，可以想到：将在一年当中出现频率最高的运转状态下流入主连通空间71的各个部分空间71a～71c的制冷剂的质量流量作为基准质量流量MR。若将该质量流量作为基准质量流量MR，并将扁平管31插入到第二总集合管70中的插入长度L设定成使各个部分空间71a～71c的有效截面积A在1.91MR－22.7以上1.96MR+30.8以下，则在一年当中出现频率最高的运转状态下，就能够使室外热交换器23发挥出该运转状态下最大能力的95％以上的能力。因此，在这种情况下，能够改善空调机10在一年当中出现频率最高的运转状态下的运转效率，从而能够降低空调机10的年度功耗。
－实施方式的变形例2－
在本实施方式的室外热交换器23中，也可以是这样的，即：仅利用在制热低温条件、制热额定条件及制热中间条件的各个条件下室外热交换器23的能力达到最大的点的线性近似计算式即算式1，来设定各个部分空间71a～71c的有效截面积A的范围。
也就是说，也可以是这样的，即：如图8所示，当将流入第二总集合管70的主连通空间71的各个部分空间71a～71c的制冷剂的质量流量的变动范围内的一个值作为基准质量流量MR时，将扁平管31插入到第二总集合管70中的插入长度L设定成使各个部分空间71a～71c的有效截面积A在1.96MR－b以上1.96MR+a以下。例如，若a＝30.0，且b＝25.0，则当流入主连通空间71的各个部分空间71a～71c的制冷剂的质量流量为基准质量流量MR时室外热交换器23的能力就在此时的最大能力的大约95％以上。
－产业实用性－
综上所述，本发明对包括多根扁平管和与各根扁平管相连的总集合管的热交换器很有用。
－符号说明－
20   制冷剂回路
23   热交换器(室外热交换器)
31   扁平管
36   翅片
60   第一总集合管
70   第二总集合管
71a  第一部分空间(流通空间)
71b  第二部分空间(流通空间)
71c  第三部分空间(流通空间)

Claims (5)

1.一种热交换器，其包括多根扁平管(31)、供各根所述扁平管(31)的一端部插入的第一总集合管(60)、供各根所述扁平管(31)的另一端部插入的第二总集合管(70)、以及接合在所述扁平管(31)上的多个翅片(36)，该热交换器设置在进行制冷循环的制冷剂回路(20)中，其特征在于：
所述第二总集合管(70)形成了流通空间(71a～71c)，该流通空间(71a～71c)与多根所述扁平管(31)连通，并且当所述热交换器起蒸发器的作用时气液两相状态的制冷剂在该流通空间(71a～71c)中向上流动，
当将从所述流通空间(71a～71c)的与所述第二总集合管(70)的轴向正交的截面的面积中减去所述扁平管(31)的位于所述流通空间(71a～71c)的部分在与所述第二总集合管(70)的轴向正交的平面上的投影面积后所得到的面积作为所述流通空间(71a～71c)的有效截面积时，
所述流通空间(71a～71c)的所述有效截面积根据当所述热交换器起蒸发器的作用时流入所述流通空间(71a～71c)的制冷剂的质量流量设定。
2.根据权利要求1所述的热交换器，其特征在于：
在将包含在当所述热交换器起蒸发器的作用时流入所述流通空间(71a～71c)的制冷剂的质量流量的变动范围中的一个值作为基准质量流量MR的情况下，所述流通空间(71a～71c)的所述有效截面积A在1.91MR－22.7以上1.96MR+30.8以下，该基准质量流量MR的单位为kg/h，该有效截面积A的单位为mm2。
3.根据权利要求1所述的热交换器，其特征在于：
在将包含在当所述热交换器起蒸发器的作用时流入所述流通空间(71a～71c)的制冷剂的质量流量的变动范围中的一个值作为基准质量流量MR的情况下，所述流通空间(71a～71c)的所述有效截面积A在1.96MR－25.0以上1.96MR+30.0以下，该基准质量流量MR的单位为kg/h，该有效截面积A的单位为mm2。
4.根据权利要求2或3所述的热交换器，其特征在于：
所述基准质量流量MR是当所述热交换器起蒸发器的作用时流入所述流通空间(71a～71c)的制冷剂的质量流量的变动范围中的最大值，该基准质量流量MR的单位为kg/h。
5.根据权利要求1至4中任一项所述的热交换器，其特征在于：
所述第一总集合管(60)和所述第二总集合管(70)以立起的状态设置，
所述热交换器构成为：当所述热交换器起蒸发器的作用时制冷剂流入所述流通空间(71a～71c)的下端部。
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