CN109059113B - 空调 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种空调。传热管(26b1、26b2)在中间行(L2)中从另一个端部(21B)延伸到一个端部(21A)且在该端部(21A)中组合为传热管(26c1、26c2)。传热管(26c1、26c2)被配置为在上游行(L1)中在一个端部(21A)和另一个端部(21B)之间往复延伸一次。传热管(26b3、26b4)在中间行(L2)中从另一个端部(21B)延伸到一个端部(21A)并且在该端部(21A)中组合为传热管(26c3、26c4)。传热管(26c3、26c4)被配置为在上游行(L1)中在一个端部(21A)和另一个端部(21B)之间往复延伸一次。从另一个端部(21B)延伸到一个端部(21A)的传热管(26c2)和从另一个端部(21B)延伸到一个端部(21A)的传热管(26b4)被布置为彼此相邻。

Description

空调

本申请为2015年1月28日递交的、申请号为201510043340.7、发明名称为“空调”的专利申请的分案申请。

技术领域

本发明涉及一种包括高效热交换器的空调。

背景技术

在空调的热交换器中，对传热管中的冷冻剂流速进行优化以调节冷冻剂侧的压力损失和传热系数之间的平衡，并且改善热交换器的性能。也就是，考虑传热管的通道内径和冷冻剂通道数目来设计热交换器，以便显示出热交换器性能。

有人提出，在布置三行传热管的热交换器中，将在最迎风侧的传热管径D1设置为在D1＝3至4毫米范围中的最小，并且将传热管径D1、处于中间的传热管径D2以及下风侧传热管径D3的关系设置为D1<D2＝D3，4毫米≤D3≤10毫米，并且0.6≤D1/D2<1(例如，参见日本专利申请公布No.2011-122819)。这种结构改善了热交换性能，同时抑制了压力损失的增加。

还有人提出了一种连接到液体侧分配器或者气体侧分配器的散热片的传热管，其往复延伸一次并且被划分和连接到相邻散热片的两个传热管，并且一路传热管被配置为往复延伸两次(例如，见日本专利申请公布No.2010-78287)。这种结构增加了液体侧的流速。因此，增加了传热管中的压力损失，并且另一方面，改善了表面热传递系数。

发明内容

然而，在日本专利申请公布No.2011-122819中描述的结构中，每一个具有不同直径的传热管都需要不同的制造装置。因此，制造热交换器的工时有所增加。此外，传热管内侧的传热面积在布置了细直径传热管的迎风面接连减少。热交换器的综合性能有所恶化。

当在日本专利申请公布No.2010-78287中公开的热交换器作为冷凝器起作用时，根据过冷区域中的温度变化，通过散热片的热传导在彼此竖直相邻的传热管之间产生影响并且发生内部热交换。因此，在过冷区域发生热损失。

鉴于以上说明的问题，已设计了本发明，并且本发明的目的是提供一种包括高性能热交换器的空调。

为了获得以上及其他目标，提供了一种空调，包括多个传热管并且与空气进行热交换的热交换器，冷冻剂通过传热管流动。该热交换器包括一个端部和另一个端部。在与空气流动的方向交叉的方向上布置传热管的状态下，多个传热管被设置成在一个端部和另一个端部之间延伸往复，并且在交叉方向上布置的多行传热管被配置为至少两行沿着空气流动的方向布置。该两行包括位于空气流动方向上的最上游的第一行和位于在空气流动方向上与第一行相邻的第二行。多个传热管包括在第二行中彼此相邻的第一传热管和第二传热管，第一传热管和第二传热管在第二行中从另一个端部延伸到一个端部并且在一个端部中组合为第一组合管，并且第一组合管被配置为在第一行中在一个端部和另一个端部之间往复延伸一次。多个传热管还包括在第二行中彼此相邻的第三传热管和第四传热管，第三传热管和第四传热管被布置为与第一传热管和第二传热管相邻，并且在第二行分别从另一个端部延伸到一个端部并且在一个端部中组合为第二组合管，并且第二组合管被配置为在第一行中在一个端部和另一个端部之间往复延伸。在第一组合管中从另一个端部延伸到一个端部的部分和在第二组合管中从另一个端部延伸到一个端部的部分被布置为彼此相邻。

在本发明的另一个方面中，提供了一种空调，包括多个传热管并且与空气进行热交换的热交换器，冷冻剂通过传热管流动。该热交换器包括一个端部和另一个端部。在与空气流动的方向交叉的方向上布置传热管的状态下，多个传热管被设置成在一个端部和另一个端部之间延伸往复，并且在交叉方向上布置的多行多个传热管被配置为至少两行沿着空气流动的方向布置。该两行包括位于空气流动方向上的最上游的第一行和位于在空气流动的方向上与第一行邻接的第二行。多个传热管包括在第二行中彼此相邻的第一传热管和第二传热管，第一传热管和第二传热管在第二行中从另一个端部延伸到一个端部并且在一个端部中合成为第一组合管，并且第一组合管被配置为在第一行中在一个端部和另一个端部之间往复延伸一次。冷冻剂是R32或者是包含重量比70％或以上R32的冷冻剂。

根据本发明，可以提供包括高性能热交换器的空调。

附图说明

图1显示了根据本发明的空调的制冷循环；

图2是在其中以莫利尔(Mollier)图显示了在分别使用R410A和R32作为冷冻剂执行加热操作的过程中的制冷循环的示意图；

图3是显示冷冻剂质量流速对传热管压力损失的影响的示意图；

图4是显示冷冻剂质量流速对传热管表面热传递系数的影响的示意图；

图5是顶棚嵌入式的室内单元的横剖面视图；

图6是顶棚嵌入式室内单元的纵向截面图；

图7是显示室内热交换器的散热片和传热管结构的示意图；

图8是室内热交换器的纵向截面图；

图9是沿着图8中IX-IX线的截面图；

图10是显示传统的室内热交换器的传热管和散热片结构的示意图；

图11是显示在加热操作过程中，室内热交换器的COP和过冷程度之间的关系的示意图；

图12是显示在使用R32作为冷冻剂的空调中，在加热操作过程中，过冷程度对COP的影响的示意图；

图13是显示在使用R410A作为冷冻剂的空调中，在加热操作过程中，过冷程度对COP的影响的示意图；

图14是显示在使用R32做为冷冻剂的空调中，在制冷操作过程中，冷冻剂质量流速对COP的影响的示意图；

图15是显示在使用R410A做为冷冻剂的空调中，在制冷操作过程中，冷冻剂质量流速对COP的影响的示意图；

图16是显示在蒸发过程中，在质量流量与管内传热系数和压力损失之间的关系的示意图；

图17是显示在冷凝过程中，在质量流量与管内传热系数和压力损失之间的关系的示意图；

图18是传热管外径对空调性能的影响的说明性示意图；

图19是热交换器的传热管的竖直间距对空调性能的影响的说明性示意图；

图20是热交换器的传热管的横向间距对空调性能的影响的说明性示意图；

图21是热交换器的散热片板厚度t和散热片距Pf对空调性能的说明性示意图；

图22是显示室内热交换器的传热管的行结构的一变型的示意图；

图23是显示三叉通风管的外部视图；

图24是显示室内热交换器的传热管的行结构的另一个变型的示意图；

图25是显示以两行布置的室内热交换器的传热管的行结构的示意图；以及

图26是显示以四行布置的室内热交换器的传热管的行结构的示意图。

具体实施方式

以下参照附图，对根据本发明实施例的空调进行说明。图1显示了根据本发明实施例的空调的制冷循环；

空调1包括室外单元10和室内单元20。通过气体连接管2和液体连接管3连接室外单元10和室内单元20。在这个实施例中，以一对一的关系连接室外单元10和室内单元20。然而，可以将多个室外单元连接到一个室内单元。可以将多个室内单元连接到一个室外单元。

室外单元10包括压缩机11、四路阀12、室外热交换器13、室外风扇14、室外膨胀阀15和储液器16。在室外热交换器13中，提供有室外气体侧冷冻剂分配器17和室外液体侧冷冻剂分配器18。

压缩机11压缩冷冻剂并且将冷冻剂流出到管中。当切换四路阀12时，冷冻剂的流动发生变化并且切换制冷操作和加热操作。室外热交换器13在冷冻剂与室外空气之间执行热交换。室外风扇14向室外热交换器13提供室外空气。室外膨胀阀15减压并且冷却冷冻剂。提供储液器16以便存储在转换过程中返回的液体。储液器16将冷冻剂调整为适中的蒸汽质量。

室内单元20包括室内热交换器21、室内风扇22和室内膨胀阀23。室内热交换器21在冷冻剂和室内空气之间执行热交换。室内风扇22向室内热交换器21提供室内空气。室内膨胀阀23通过改变室内膨胀阀23的节流量能够改变流过室内热交换器21的冷冻剂的流速(flow rate)。在室内热交换器21中，提供有室内气体侧冷冻剂分配器24和室内液体侧冷冻剂分配器25。

在这个实施例的空调1中，作为在制冷循环中被压缩的并且在制冷操作过程中和在加热操作过程中起转运热能的作用的冷冻剂，使用仅包含R32(100％重量比)的冷冻剂或者包含重量比(wt.％)70％或以上的R32的混合致冷剂。

说明空调1的制冷循环的操作。

首先，对空调1中的制冷操作进行说明。在制冷操作中，如同通过实线表明的，四路阀12使压缩机11的排出侧与室外热交换器13彼此相通，并且使压缩机11的吸入侧与气体连接管2彼此相通。

从压缩机11排出的高温和高压气体冷冻剂通过四路阀12流动到室外热交换器13中。流入室外热交换器13的高温和高压气体冷冻剂与室外风扇14所提供的室外空气进行热交换，冷凝并且变化为液体制冷剂。液体制冷剂穿过室外膨胀阀15和液体连接管3并且流入室内单元20中。通过室内膨胀阀23减压流入室内单元20中的液体制冷剂以将其改变为低温和低压气体-液体混合致冷剂。该低温和低压冷冻剂流动到室内热交换器21中，与室内风扇22提供的室内空气进行热交换，蒸发并且变为气体冷冻剂。在这种情况下，通过冷冻剂的蒸发的潜伏热冷却室内的空气。将冷风送入房间。其后，通过气体连接管2将气体冷冻剂返回到室外单元10中。

返回到室外单元10的气体冷冻剂穿过四路阀12和储液器16，并且再一次被压缩机11吸收并且被压缩机11压缩，凭此形成一系列制冷循环。

说明空调1中的加热操作。在加热操作中，如同通过虚线表明的，四路阀12使压缩机11的排出侧与气体连接管2彼此相通，并且使压缩机11的吸入侧与室外热交换器13彼此相通。

从压缩机11排出的高温和高压冷冻剂通过四路阀12被送到气体连接管2并且流入室内单元20的室内热交换器21。流入室内热交换器21的高温和高压气体冷冻剂与室内风扇22所提供的室内空气进行热交换，冷凝并且变化为高压液体制冷剂。在这种情况下，通过冷冻剂加热室内空气。将热空气送入房间。此后，液化的冷冻剂穿过室内膨胀阀23和液体连接管3并且被返回给室外单元10。

通过室外膨胀阀15减压被返回到室外单元10的液体制冷剂以将其改变为低温和低压的气体-液体混合致冷剂。减压的冷冻剂流入室外热交换器13，并与室外风扇14提供的室外空气进行热交换，蒸发并且变化为低压气体冷冻剂。从热交换器13流出的气体冷冻剂穿过四路阀12和储液器16，并且再一次被压缩机11吸收并且被压缩机11压缩，以此形成一系列制冷循环。

对在这个实施例中使用的R32的特征进行说明。具体来说，对由于R32和R410A的冷冻剂物理性质的差别而造成的R32和R410A的使用差别进行说明。图2是在其中以莫利尔(Mollier)图显示了在分别使用R410A(虚线)和R32(实线)作为冷冻剂执行的加热操作的过程中的制冷循环的示意图。需要注意的是，R410A是传统使用的冷冻剂并且与R32相比是具有高GWP(全球变暖可能性)的冷冻剂。

与R410A相比，R32具有大的蒸发潜热的特征。因此，R32的通过△he_R32和△hc_R32表明的在蒸发器或者冷凝器中的比焓差比R410A的△he_R410A和△hc_R410A大。因此，生成同样能力所需的R32的冷冻剂质量流速被设置为小于R410A的冷冻剂质量流速。

△he表明蒸发器中的比焓差。△hc表明冷凝器中的比焓差。后缀_R410A和_R32分别表明关于冷冻剂R410A和R32的状态。

当R32被用作冷冻剂时，可以减少冷冻剂质量流速。因此，减少了在冷冻剂通过热交换器13和21的通道中的压力损失，并且降低了高压和低压之间的压差。因此，有可能降低压缩机11中的必需压缩功率。存在改善空调1的性能系数(COP)的效果。另一方面，随着热交换器13和21的传热管中冷冻剂流速的减少，有时，发生冷冻剂侧的表面热传递系数的减少并且发生热交换器13和21的效率方面的退化。

图3是显示冷冻剂质量流速对传热管压力损失的影响的示意图。图4是显示冷冻剂质量流速对传热管表面热传递系数的影响的示意图；

如图3和4所示，当在冷凝器中而不是在蒸发器中使用R32时，压力损失相对较小。因此，在使用并且切换制冷和加热的空调1中，有必要将热交换器13和21的每一通道(一个传热管26(图7))的冷冻剂质量流速设置为在制冷和加热两者中良好平衡的流速。

为了调节热交换器13和21的每一个通道的冷冻剂质量流速，例如，室内气体侧冷冻剂分配器24和室内液体侧冷冻剂分配器25(图7)被用作室内热交换器21的冷冻剂进口。从分配器24和25将冷冻剂分配给多个通道(多个传热管26)并且在室内热交换器21中循环。

将对本实施例中的四路吹气的顶棚嵌入式的室内单元20的结构进行详细地说明。图5显示了空调1的室内单元20的横截面。图6显示了室内单元20的纵截面。

如图5和6所示，室内热交换器21和室内风扇22被容纳在室内单元20的罩28中。围绕室内风扇22布置室内热交换器21。以这种方法，本实施例中的室内单元20为四路吹气的顶棚嵌入式室内单元。

如图5所示，室内热交换器21被形成为基本上整个围绕室内风扇22的形状(基本上为正方形的形状)。室内热交换器21包括一个端部21A和另一个端部21B。因此，由于室内热交换器21是长的，当室内热交换器21的通道被分成多个通道时，仅仅可以在室内热交换器21的两个末端划分和组合通道。因此，通道的划分受到各种限制。室内气体侧冷冻剂分配器24和室内液体侧冷冻剂分配器25被连接至室内热交换器21的一个端部21A。

如图6所示，通过室内风扇22从房间引入的空气在室内热交换器21中执行热交换，并且从吹气端口被送入房间。

图7显示了本实施例中室内热交换器21的传热管26和散热片27的结构。图7中的箭头表示在加热操作过程中流动通过传热管26的冷冻剂的流动。如图7所示，将多个传热管26插入通过由金属制成的多个平板状的散热片27。多个传热管26具有行结构，该行结构包括通过室内风扇22的室内空气的气流方向F的三个行。通过在与气流方向F交叉的方向上布置多个传热管26来形成每一行。

由于传热管26被配置为三行，所以当室内热交换器21作为冷凝器起作用时，如果冷冻剂通路被配置在与空气流相反的方向上，则可以将与吸收的空气的温差保持为相对的一致。可以为在过冷区域、饱和区域和过热区域的每个不同的制冷剂温度水平，将热交换器的散热片基本上划分为相对于气流的第一行、第二行和第三行。因此，该结构在传热性能方面很优越，并且在通风性能和安装空间方面也很优越。

该结构包括位于气流方向F上的最上游的上游行(第一行)L1，位于气流方向F上的最下游的下游行(第三行)L3，以及位于上游行L1和下游L3之间的中间行(第二行)L2。形成下游行L3的传热管被称为传热管26a，形成中间行L2的传热管被称为传热管26b，并且形成上游行L1的传热管被称为传热管26c。需要注意的是，在行L1到L3中，传热管26被布置为在上下方向的一行。

将形成上游行L1的传热管26c连接到室内液体侧冷冻剂分配器25。将形成下游行L3的传热管26a连接到室内气体侧冷冻剂分配器24。下游行L3的传热管26从室内热交换器21的一个端部21A延伸至另一个端部21B，在另一个端部21B中构成U形转弯，并且在中间行L2返回到室内热交换器21的一个端部21a。在室内热交换器21的一个端部21A中，在中间行L2中的彼此相邻的两个传热管26b组合在一起。一个组合的传热管26c在上游行L1中延伸，以在一个端部21A和另一个端部21B之间往复延伸。返回到一个端部21A的传热管26c连接到室内液体侧冷冻剂分配器25。

换句话说，传热管26(第一传热管)在下游行(第三行)L3中从室内热交换器21的一个端部21A延伸到另一个端部21B，在中间行(第二行)L2中从室内热交换器21的另一个端部21B延伸到一个端部21A，并且在一个端部21A中与竖直相邻于传热管26的另一个传热管26(第二传热管)组合在一起。组合在一起的一个传热管26在上游行(第一行)L1中在室内热交换器21的一个端部21A和另一个端部21B之间往复延伸。连接中间行L2中的两个传热管26b和上游行L1中的传热管26C的三叉通风口28形成为基本上在两个传热管26b的上下方向上的中间连接传热管26c的形状。也就是，当从气流方向F观察时，连接到三-叉通风口28的传热管26c位于两个传热管26b之间。

如以上说明配置室内热交换器21的传热管26。因此，当室内热交换器21在加热操作过程中作为冷凝器起作用时，如图7中的箭头表明的，冷冻剂R32从室内气体侧冷冻剂分配器24流入多个传热管26并且通过下游行L3和中间行L2合并。合并的冷冻剂在上游行L1中往复流动一次并且被排出到室内液体侧冷冻剂分配器25。

图8显示了室内热交换器21的纵向截面图。如图8所示，传热管26的直径D是4≤D≤6毫米。竖直彼此邻近的传热管26的竖直间距Pt(传热管26的中心之间的距离)是11≤Pt≤17毫米。传热管26的横向间距PL(通过形成行的传热管26的中心的直线之间的距离)是7≤PL≤11毫米。

图9是沿着图8中IX-IX线的截面图。如图8所示，在散热片27上提供有缝隙27A和27B。散热片27的板厚度t[毫米]和彼此相邻的散热片27的间距Pf[毫米]被设置为0.06≤t/Pf≤0.12的关系。将裂缝削减和提高宽度Hs1和Hs2[毫米]设置为例如1.2≤Hs1/Hs2≤1.6的关系，其中考虑到传热性能和通风阻力，相对于Pf/3分别提供细微的差异。

如以上说明的，传热管26在下游行L3中从室内热交换器21的一个端部21A延伸到另一个端部21B，在中间行L2中从室内热交换器21的另一个端部21B延伸到一个端部21A，并且在一个端部21A中与竖直邻近于传热管26的另一个传热管26合并在一起。组合在一起的一个传热管26在上游行(第一行)L1中，在室内热交换器21的一个端部21A和另一个端部21B之间往复延伸一次。

因此，通过使冷冻剂流动通过两个传热管26以合并并流向一个传热管26，可以增加冷冻剂的流速并且增加表面热传递系数。

在这个实施例中，因为R32用作冷冻剂，所以可以在使用中减少冷冻剂质量流速。因此，即使如以上说明地使冷冻剂合并，但是由于冷冻剂流速相对较小，所以有可能抑制压力损失。

在图10显示的传统热交换器121的结构中，连接到室内气体侧冷冻剂分配器24的传热管126在行L1到L3中总计往复延伸1.5次，以连接到室内液体侧冷冻剂分配器25。在这种情况下，当热交换器121用作冷凝器时，从室内气体侧冷冻剂分配器24流出的冷冻剂的冷冻剂通道的数目和流入室内液体侧冷冻剂分配器25的冷冻剂的冷冻剂通道的数目相同。

因此，为了减少冷冻剂通道的数目，有必要减少热交换器121的传热管126的数目。如果传热管126的数目减少，那么管内传热面积也减少。这并不导致热交换器121的性能的改善。

因为根据冷凝处理的进行，冷冻剂从下游行L3流动到中间行L2和该顶端行L1，因此冷冻剂的密度有所增加并且传热管126中的冷冻剂流速有所减小。因此，由于传热管126中的表面传热系数有所恶化，所以热交换器121的效率不能增加到最大。

将参照图11说明在使用R32作为冷冻剂的空调1的加热过程中，作为冷凝器工作的室内热交换器21的COP与过冷程度之间的关系。图中还显示了与R32相比，使用R410A作为冷冻剂的空调1中的室内热交换器21的COP与过冷程度之间的关系。可以看到，当使用R410A和使用R32时，二者都存在相对于过冷程度COP处于最大值的峰值。R32的COP在过冷程度小于R410A的COP的峰值P1时显示出峰值P2。

如同通过在图2的莫利尔图上的制冷循环表明的，对于以上的原因涉及R32具有大的比焓差的事实。

冷凝器的出口对于过冷程度的能力的贡献是比焓差的增加，在图2中通过△hsc_R410A和△hsc_R32表示。由于R32最初在冷凝器中具有大的比焓差，过冷△hsc_R32的能力增长率趋于小于R410A的能力增长率。

相对于通过过冷程度增加来能力增加，有必要通过增加冷凝压力来增加压缩功率。因此，存在R32的COP减少比R410A的COP减少更大的点。因此，加热过程中的R32的COP在过冷程度更小的点处为最大值。

这意味着，在图7显示的这种实施例中的室内热交换器21的结构中，由于使用了R32，所以可以展现出特殊的效果。也就是，通过在冷凝器的出口减少过冷程度，可以减少在液体制冷剂在室内热交换器21中流动的上游行L1中的彼此相邻的传热管26之间的温差。也就是，可以抑制相邻的传热管26之间的热损失。可以改善表面传热系数并且改善室内热交换器21的性能。

如图11所示，在使用R32时可以获得比使用R410A时更大的COP。

图12和13为通过检验以上说明的效果所获得的结果。图12中，显示了在使用R32作为冷冻剂的空调中，在加热操作过程中，过冷程度对COP的影响。在图13中，显示了在使用R410A作为冷冻剂的空调中，在加热操作过程中，过冷程度对COP的影响。图12和13中的C1和C3表示在使用了R32和R410A的图7中显示的这种实施例中，包括室内热交换器21的空调1中，过冷程度对COP的影响。C2和C4表示使用了R32和R410A的图10中显示的包括室内热交换器121的空调中，过冷程度对COP的影响。

如图12所示，因为以上说明的效果，C1的COP更高。另一方面，如图13所示的这种实施中，当在空调1中使用R410A作为冷冻时，如C3所示，性能(COP)有所恶化。

图14和15显示了使用R32和R410A作为冷冻剂的空调中，在制冷操作过程中，冷冻剂质量流速对COP的影响。图14和15中的C5和C7表示在使用了R32和R410A的图7中显示的这种实施例中，包括室内热交换器21的空调1中，冷冻剂质量流速对COP的影响。C6和C8表示使用了R32和R410A的图10中显示的包括室内热交换器121的空调中，冷冻剂质量流速对COP的影响。

因为在制冷操作过程中不存在过冷区域中的热损失的影响，所以冷冻剂流速的影响是主要的。因此，可以看到，由于R410A与R32之间的物理性质差别，特别是在这个实施例中，在包括室内热交换器21的空调1中使用R32和R410A的C5和C7中的制冷中间能力(cooling intermediate capacity)区域中，COP更高。

为了更详细的解释以上内容，在图16中显示了在蒸发过程中，质量流量和管内传热系数以及压力损失之间的关系。需要注意的是，通过总长度方面的平均数分别说明质量流量、管内传热系数和压力损失。

在图16中，显示了在制冷中间能力过程中的操作状态。通过比较R32和R410A来显示在蒸发过程中由于质量流量而产生的管内传热系数和压力损失。具体来说，在R32和R410A两者中，通过点分别表明图10中显示的传统热交换器121的一系列传热管126(以下简称传统排列)的工作状态和图7中显示的这个实施例中的热交换器21中的一系列传热管26(以下简称为这个实施例中的排列)的工作状态。

当传统的排列变化为R410A的这个实施例中的排列时，虽然压力损失的增加很大，但是传热系数的增长率很小。然而，在R32中，因为在生成相同能力的时候的压力损失很小，所以即使当传统的排列变化为这个实施例中的排列时，压力损失的增长率也很小并且传热系数的增长率很大。因此，这可以被认为更有效地改善R32的制冷过程中的性能。

需要注意的是，在图17中，通过比较R32和R410A来表示在冷凝过程中由于质量流量引起的管内传热系数和压力损失。虽然绝对值不同，但是在冷凝过程中由于质量流量方面的改变而引起的影响程度与在蒸发过程中的相同。也就是，对于R32利用这个实施例中的排列可以被认为是更有效地改善在加热过程中的性能。

如以上说明的，传热管26的外径D是4≤D≤6毫米。因此，如图18所示，因为通过抑制通风阻力的增加可以减小传热管间距(Pt和PL)，所以可以提高空调1的效率——年性能因数:APF。也就是，可以抑制APF从峰值开始的下落在3％以内。

彼此竖直相邻的传热管26的竖直间距Pt是11≤Pt≤17毫米。在这个范围内，可以改善空调1的效率，同时减少如图19所示的由于散热片的热传导造成的热量损失的影响。

也就是，由于散热片的热传导导致的损失随着竖直间距Pt的减小而变大。在图19中，显示了竖直间距对APF的影响。当竖直间距等于或者小于11毫米时，因为通过散热片的热传导的影响有所增加，所以APF下落。相反的，当竖直间距等于或者大于17毫米时，因为所安装的传热管26的数量减少了，所以管内传热面积和散热片效率减少。APF发生下落。因此，希望将11毫米≤Pt≤17毫米设置为竖直间距Pt的范围，其中可以固定从APF的峰值开始的下降率在3％以内。

传热管26的横向间距PL是7≤PL≤11毫米。因此，如图20所示，可以最佳化传热面积和通风阻力之间的平衡并且改善空调1的效率。也就是，可以抑制APF从峰值开始的下落在3％以内。

散热片27的散热片间距pf[毫米]和板厚度t[毫米]之间的关系是0.06≤t/Pf≤0.12。因此，如图21所示，可以增加空调1的APF，同时获得在过冷区域中热损失的减少效果，如图21所示。也就是，随着散热片27的厚度变大和散热片的数量变大，更容易显现出由于散热片27当中的热传导影响而产生的热损失对相邻传热管26的影响。然而，当使用R32时，减缓了热损失影响。当考虑到这种影响时，如果当散热片间距Pt固定时，t/Pt很小，那么由于散热片效率下降，所以性能有所恶化。如果t/pf很大，那么热损失的影响很大。因此，希望将0.06≤t/pf≤0.12设置为这样的范围，在该范围中，空调1的APF处于从峰值开始的3％以内的性能。

因为在散热片27上提供有缝隙27A和27B，所以表面传热系数高并且散热片效率相对较低。因此，可以抑制热传导对相邻传热管26的影响。

需要注意的是本发明不局限于以上说明的实施例。本领域技术人员可以在本发明的范围内执行各种增加、变化等等。

例如，由于室内热交换器21的传热管26的通路所产生的效果在顶棚嵌入式室内单元20中特别大，因为在加热中过冷区域的影响很大并且来自于传热管26阵列的自由度的关系。也就是，在顶棚嵌入式室内单元中，室内热交换器21被布置为基本上整个围绕鼓风机(室内风扇22)，如图5和图6所示。室内热交换器21的深度和高度是受限制的。因此，通过高密度布置传热管26来改善室内热交换器21的性能是有效的。除了在这个实施例中的、可以用来减少冷冻剂分配器24和25的安装空间的冷冻剂通路以外，通过在以上说明的范围内设置传热管径、竖直间距和横向间距，也可以实现最好地利用R32的特征的高性能空调1。

然而，当传热管26的通路被用于其他的室内形式和室外单元10中时，也可以显示出效果。不限制传热管26的通路的使用形式。因此，传热管26的通路的结构可以用于其他的室内形式和室外单元10的室外热交换器13中。

在散热片27上提供有缝隙27A和27B。然而，可以提供放热孔。在该实施例中，R32被单独用作冷冻剂。然而，当使用包含重量比70％或以上的R32的混合致冷剂时，可以获得相同的效果。

室内热交换器的传热管的行结构可以是图22中所示的传热管26的行结构。也就是，如图22所示，可以连接在中间行L2中的两个传热管26b1和26b2与在位于比传热管26b1更上方的上游行L1中的传热管26c1。以与该实施例中同样的方式连接上游行L1中的传热管26c3和与两个传热管26b1和26b2相邻的两个传热管26b3和26b4。连接两个传热管26b1和26b2以及传热管26c1的三叉通风管128被配置为如图23所示的那样，使得连接到在上游行L1中的传热管26c1的位置出现在比连接到中间行L2中的两个传热管26b的位置的更上方。三叉通风管128被配置为使得冷冻剂在制冷操作过程中在分支部分中碰撞并且分叉，并且气体-液体两相流基本上均等分布。

用来与两个传热管26b1和26b2组合到一起的传热管(第一组合管)26c1和26c2被布置为使得传热管26c1从一个端部21A(图5)延伸到另一个端部21B(图5)，并且使得传热管26c2从另一个端部21B延伸到在传热管26c1的下方的一个端部21A。用来与两个传热管26b3和26b4组合到一起的传热管(第二组合管)26c3和26c4被布置为使得传热管26c3从一个端部21A(图5)延伸到另一个端部21B(图5)，并且使得传热管26c4从另一个端部21B延伸到在传热管26c3的上方的一个端部21A。因此，从另一个端部21B延伸到一个端部21A的传热管26b2和传热管26b4被布置为彼此相邻。

因此，在图22中显示的传热管26的行结构中，从另一个端部21B延伸到一个端部21A的传热管26b2和传热管26b4被布置为彼此相邻。因此，由于过冷却的冷冻剂是竖直连续的，所以在彼此靠近的温度上更不太可能发生热损失。因此，存在进一步减少热损失的效果。可以进一步改善空调1的APF。

室内热交换器的传热管的行结构可以是图24中显示的传热管26的行结构。如图24所示，在将中间行L2中的多组两个传热管26分别组合在一起所使用的传热管26c5和26c6中，从一个端部21A(图5)延伸到另一个端部21B(图5)的传热管26c5被集体布置在上方，并且从另一个端部21B延伸到一个端部21A的传热管26c6被集体布置在下方。换句话说，从一个端部21A延伸到另一个端部21B的传热管26c5被布置为彼此相邻。从另一个端部21B延伸到一个端部21A的传热管26c6被布置为彼此相邻。

使用这样的结构，与图22中显示的传热管26的行结构相比较，可以在室内热交换器21用作冷凝器时，进一步减少在过冷区域中上下方向上彼此相邻的传热管26的热损失。可以提供具有更高效率的室内热交换器21并且改善空调1的APF。

在该实施例中的说明中，室内热交换器的传热管的行结构是三行结构。然而，如图25所示，即便使用仅仅包括在气流方向F上的上游行(第一行)L1中和中间行(第二行)L2中的传热管26b和26c的两行结构，也可以显示出这个实施例中的效果，即，由于加大了液体侧的流速而减少了用作冷凝器的室内热交换器中在过冷区域中的热损失的影响并且改善了传热系数。也就是，室内热交换器的传热管的行结构可以是包括上游行L1和中间行L2并且不包括下游行L3的行结构。在这种情况下，在室内热交换器21的另一个端部21B上提供室内气体侧冷冻剂分配器24。在双行的具有相对小能力的空调中，可以最佳化性能与成本之间的平衡。

此外，如图26所示，室内热交换器的传热管的行结构可以是四行结构。也就是，可以在气流方向F上在下游行L3的更下方进一步提供额外的行L4。形成额外的行L4的传热管26d被分别连接到室内液体侧冷冻剂分配器25，并且从额外的行L4中的室内热交换器21的另一个端部21B延伸到一个端部21A，并且连接到在一个端部21A中形成下游行L3的传热管26a。利用这种结构，也可以显示出这个实施例中的效果，即，由于增加液体侧的流速而减少了在用作冷凝器的室内热交换器中过冷区域中的热损失的影响，并且改善了传热系数。需要注意的是，在具有四个或更多行的传热管26的结构中，由于传热面积可以被增加，所以可以实现对性能的进一步改善。

Claims (4)

1.一种空调，包括：

包括多个传热管并且与空气进行热交换的热交换器，冷冻剂通过传热管流动，其中，

该热交换器包括一个端部和另一个端部，

在与空气流动的方向交叉的方向上布置传热管的状态下，多个传热管被设置成在一个端部和另一个端部之间延伸往复，并且在交叉方向上布置的多行传热管被配置为至少两行沿着空气流动的方向布置；

该两行包括位于空气流动方向上的最上游的第一行和位于在空气流动方向上与第一行相邻的第二行，

在第二行中彼此相邻的第一传热管和第二传热管在第二行中从另一个端部延伸到一个端部并且在一个端部中组合为一条传热管，并且该一条传热管被配置为在第一行中在一个端部和另一个端部之间往复延伸一次，

所述冷冻剂是R32，

热交换器包括附接在多个传热管周围的多个散热片，并且在散热片上分别提供有分别向散热片两侧突起的第一缝隙和第二缝隙，

多个散热片是平板状的并且，当t表示散热片的板厚度并且pf表示彼此相邻的散热片的间隔时，确立0.06≤t/Pf≤0.12，其中，t与pf为毫米单位，

所述第一缝隙从所述散热片突起的高度Hs1与所述第二缝隙从所述散热片突起的高度Hs2设为1.2≤Hs1/Hs2≤1.6，其中Hs1与Hs2为毫米单位。

2.根据权利要求1所述的空调，还包括顶棚嵌入盒状类型的室内单元，其中

热交换器被用在室内单元中。

3.根据权利要求1或者2所述的空调，其中在多个行中，在交叉方向上彼此相邻的传热管中心之间的距离等于或者大于11毫米并且等于或者小于17毫米。

4.根据权利要求1或2所述的空调，其中穿过形成多个行的传热管的中心的直线之间的距离等于或者大于7毫米并且等于或者小于11毫米。

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