CN114174751B - 热交换器和制冷循环装置 - Google Patents

热交换器和制冷循环装置 Download PDF

Info

Publication number
CN114174751B
CN114174751B CN201980098574.8A CN201980098574A CN114174751B CN 114174751 B CN114174751 B CN 114174751B CN 201980098574 A CN201980098574 A CN 201980098574A CN 114174751 B CN114174751 B CN 114174751B
Authority
CN
China
Prior art keywords
heat transfer
heat exchanger
heat
tube
heat exchange
Prior art date
Legal status (The legal status 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 status listed.)
Active
Application number
CN201980098574.8A
Other languages
English (en)
Other versions
CN114174751A (zh
Inventor
八柳晓
前田刚志
石桥晃
森田敦
中村伸
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mitsubishi Electric Corp
Original Assignee
Mitsubishi Electric Corp
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
Family has litigation
First worldwide family litigation filed litigation Critical https://patents.darts-ip.com/?family=74502567&utm_source=google_patent&utm_medium=platform_link&utm_campaign=public_patent_search&patent=CN114174751(B) "Global patent litigation dataset” by Darts-ip is licensed under a Creative Commons Attribution 4.0 International License.
Application filed by Mitsubishi Electric Corp filed Critical Mitsubishi Electric Corp
Publication of CN114174751A publication Critical patent/CN114174751A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN114174751B publication Critical patent/CN114174751B/zh
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

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
    • F28F1/24—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 and extending transversely
    • F28F1/32—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 and extending transversely the means having portions engaging further tubular elements
    • 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
    • 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
    • F28D1/047—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 bent, e.g. in a serpentine or zig-zag
    • 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
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F2210/00—Heat exchange conduits
    • F28F2210/08—Assemblies of conduits having different features

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Geometry (AREA)
  • Heat-Exchange Devices With Radiators And Conduit Assemblies (AREA)
  • Compression-Type Refrigeration Machines With Reversible Cycles (AREA)

Abstract

本发明的目的在于提供能够在削减传热管的内容积的同时提高热交换器性能的热交换器和具有该热交换器的制冷循环装置。热交换器具有并列配置的多个翅片、以及在与所述多个翅片交叉的方向延伸的多个传热管，所述多个传热管在列方向以列节距L1配置多列，并且，在层方向以层节距L2配置多层，在将所述多个传热管各自的管外径设为Do、将壁厚设为tP、将用L1×L2表示的面积设为A、将用((Do－2×tP)/2)2×π表示的面积设为B时，相对于Do＜5.5mm，满足(0.2076×tP2－0.1480×tP+0.0545)×Do＾(－0.0021×tP2－0.0528×tP+0.0164)≤B/A≤(0.0219×tP2－0.0185×tP+0.0043)×ln(Do)+(1.6950×tP2+1.8455×tP+1.5416)且B/A＜0.0076×tP2－0.0417×tP+0.0574的关系。

Description

热交换器和制冷循环装置
技术领域
本发明涉及热交换器以及具有该热交换器的制冷循环装置，该热交换器具有多个翅片和在与多个翅片交叉的方向延伸的多个传热管。
背景技术
在专利文献1中记载了一种热交换器，其具有为了形成气体的流路而平行排列的多个翅片、以及贯通多个翅片并供与气体进行热交换的介质在内部流动的传热管。多个翅片分别具有供传热管各自嵌入的多个贯通孔。多个贯通孔沿着与多个翅片的排列方向和气体的流动方向这两个方向垂直的层方向等间隔地形成，并且，沿着与气体的流动方向平行的列方向形成多个列。
在先技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2013-92306号公报
发明内容
发明要解决的问题
专利文献1的热交换器构成空调机等制冷循环装置的一部分。近年来，为了降低制冷循环装置的GWP总量值，谋求制冷剂填充量的削减。作为削减制冷循环装置的制冷剂填充量的方法之一，考虑缩小热交换器的传热管的管径来削减传热管的内容积。但是，若缩小传热管的管径，通常会使热交换器的传热性能降低。因此，为了在缩小传热管的管径的同时维持热交换器的传热性能，需要减小翅片的配置间隔或增加传热管的列数。另一方面，若缩小翅片的配置间隔或增加传热管的列数，会使热交换器的通风性能恶化。也就是说，尤其是在削减了传热管的内容积的热交换器中，传热性能和通风性能存在权衡的关系。传热性能和通风性能都会影响热交换器的热交换器性能。因此，存在难以在削减传热管的内容积的同时提高热交换器的热交换器性能的课题。
本发明是为了解决上述那样的课题而完成的，其目的在于提供能够在削减传热管的内容积的同时提高热交换器性能的热交换器和具有该热交换器的制冷循环装置。
用于解决课题的手段
本发明的热交换器具有并列配置的多个翅片、以及在与所述多个翅片交叉的方向延伸的多个传热管，所述多个传热管在与该多个传热管的延伸方向垂直的平面内，在沿着空气的流动方向的列方向以列节距L1配置多列，并且，在所述平面内，在与所述列方向垂直的层方向以层节距L2配置多层；在将所述多个传热管各自的管外径设为Do、将所述多个传热管中的外壁面与内壁面之间的距离最小的部分的壁厚设为tP、将用L1×L2表示的面积设为A、将用((Do－2×tP)/2)2×π表示的面积设为B时，相对于Do＜5.5mm，满足(0.2076×tP2－0.1480×tP+0.0545)×Do＾(－0.0021×tP2－0.0528×tP+0.0164)≤B/A≤(0.0219×tP2－0.0185×tP+0.0043)×ln(Do)+(1.6950×tP2+1.8455×tP+1.5416)，并且，B/A＜0.0076×tP2－0.0417×tP+0.0574的关系。
本发明的制冷循环装置具有本发明的热交换器。
发明效果
根据本发明，能够在削减传热管的内容积的同时提高热交换器性能。
附图说明
图1是表示实施方式1的热交换器100的要部结构的剖视图。
图2是表示实施方式1的变型例的热交换器100的要部结构的剖视图。
图3是按传热管的管外径Do示出实施方式1的热交换器100中的传热管和翅片的面积比与每单位重量的管外热交换性能的关系的曲线图。
图4是按传热管的管外径Do示出实施方式1的热交换器100中的传热管和翅片的面积比与每单位重量的管外热交换性能的关系的曲线图。
图5是按传热管的管外径Do示出实施方式1的热交换器100中的传热管和翅片的面积比与每单位重量的管外热交换性能的关系的曲线图。
图6是按传热管的管外径Do示出实施方式1的热交换器100中传热管和翅片的面积比与每单位重量的管外热交换性能的关系的曲线图。
图7是示出实施方式1的热交换器100中的面积比B/A与管内容积V的关系的曲线图。
图8是示出实施方式1的热交换器100中的面积比B/A与管外传热性能(Ao×αο)的关系的曲线图。
图9是示出实施方式1的热交换器100中的面积比B/A与通风阻力ΔP的关系的曲线图。
图10是示出实施方式1的热交换器100中的面积比B/A与热交换器重量M的关系的曲线图。
图11是示出实施方式1的热交换器100中的面积比B/A与管外热交换性能的关系的曲线图。
图12是示出实施方式1的热交换器100中的面积比B/A与每单位重量的管外热交换性能的关系的曲线图。
图13是示出实施方式1的热交换器100中的传热管的管外径Do与面积比B/A的关系的曲线图。
图14是示出实施方式1的热交换器100中的传热管的管外径Do与面积比B/A的关系的曲线图。
图15是示出实施方式1的热交换器100中的传热管的管外径Do与面积比B/A的关系的曲线图。
图16是示出实施方式1的热交换器100中的传热管的管外径Do与面积比B/A的关系的曲线图。
图17是表示实施方式2的热交换器100的要部结构的剖视图。
图18是表示实施方式2的变型例的热交换器100的要部结构的剖视图。
图19是表示实施方式3的制冷循环装置200的结构的制冷剂回路图。
具体实施方式
实施方式1
对实施方式1的热交换器进行说明。图1是表示实施方式1的热交换器100的要部结构的剖视图。在图1中，示出热交换器100的在与后述的第1传热管12的延伸方向垂直的平面剖切而得到的结构。热交换器100用作制冷循环装置的热源侧热交换器或负荷侧热交换器。热交换器100是进行在传热管的内部流通的制冷剂与空气的热交换的交叉翅片式的翅管型热交换器。作为制冷剂，采用R410、R407C或R32等氢氟烃、异丁烷、丙烷、或者二氧化碳等。图1中的空心粗箭头表示空气的流动方向。
如图1所示，热交换器100具有位于最上风侧的第1热交换部10和位于第1热交换部10的下风侧的第2热交换部20而作为沿着空气的流动方向排列配置的多个热交换部。
第1热交换部10具有隔开间隔并列配置的多个第1翅片11、以及在与多个第1翅片11交叉的方向相互并列延伸并贯通多个第1翅片11的多个第1传热管12。多个第1翅片11分别具有在一个方向上长的长方形平板状的形状。多个第1翅片11分别与第1传热管12的延伸方向垂直地配置。多个第1翅片11在与图1的纸面垂直的方向即第1传热管12的延伸方向以固定的配置节距并列设置。彼此相邻的两个第1翅片11之间的间隙成为供空气流通的空气通路。在此，有时将与第1传热管12的延伸方向垂直的平面内的沿着空气的流动方向的方向称为“热交换器100的列方向”或仅称为“列方向”。另外，有时将该平面内的与列方向垂直的方向称为“热交换器100的层方向”或仅称为“层方向”。热交换器100的层方向例如与第1翅片11的长度方向和后述的第2翅片21的长度方向平行。
多个第1传热管12分别在与图1的纸面垂直的方向延伸。多个第1传热管12在热交换器100的层方向以固定的层节距L2排列配置成1列。层节距能够由在层方向相邻的2个第1传热管12各自的管轴12a彼此在层方向上的距离来确定。多个第1传热管12分别是具有管外径Do的圆管。另外，多个第1传热管12分别是具有外壁面与内壁面之间的距离最小的部分即壁厚tP的圆管。多个第1传热管12构成热交换器100中位于最上风侧的第1列传热管组。
第2热交换部20具有隔开间隔并列配置的多个第2翅片21、以及在与多个第2翅片21交叉的方向相互并列延伸并贯通多个第2翅片21的多个第2传热管22。多个第2翅片21与第1翅片11同样地分别具有长方形平板状的形状。多个第2翅片21分别与第1翅片11平行且与第2传热管22的延伸方向垂直地配置。多个第2翅片21在与图1的纸面垂直的方向即第1传热管12的延伸方向以固定的配置节距并列设置。多个第2翅片21分别相对于多个第1翅片11各自错开配置例如半节距程度。在彼此相邻的2个第2翅片21之间，形成成为空气的通路的间隙。在本实施方式中，第1翅片11和第2翅片21是彼此独立的部件，但也可以将第1翅片11和第2翅片21一体形成。也就是说，第1热交换部10和第2热交换部20也可以共用多个翅片。
多个第2传热管22分别在与第1传热管12的延伸方向平行的方向延伸。多个第2传热管22在热交换器100的层方向以与第1传热管12的层节距相等的层节距L2排列配置成1列。多个第2传热管22分别相对于多个第1传热管12各自错开配置例如半节距程度。多个第2传热管22构成热交换器100中从上风侧起第2列传热管组。多个第1传热管12和多个第2传热管22在热交换器100的列方向以列节距L1排列配置。列节距能够由第1传热管12的管轴12a与第2传热管22的管轴22a之间的列方向上的距离来确定。可以认为第1热交换部10中的第1传热管12的列节距和第2热交换部20中的第2传热管22的列节距都是L1。多个第2传热管22分别是具有与第1传热管12的管外径相等的管外径Do的圆管。另外，多个第2传热管22分别是具有与第1传热管12的壁厚相等的壁厚tP的圆管。
热交换器100具有在制冷剂的流路中相互并列连接的多个制冷剂路径(未图示)。多个制冷剂路径分别采用1个以上第1传热管12、1个以上第2传热管22、或者1个以上第1传热管12和1个以上第2传热管22来形成。
图2是表示实施方式1的变型例的热交换器100的要部结构的剖视图。在图2中，与图1同样地，示出热交换器100在与第1传热管12的延伸方向垂直的平面剖切而得到的结构。如图2所示，本变型例的热交换器100在第2热交换部20的再下风侧具有另1个第2热交换部30，在这方面与图1所示的热交换器100不同。
第2热交换部30具有多个第2翅片31和贯通多个第2翅片31的多个第2传热管32。多个第2翅片31分别与第1翅片11和第2翅片21同样地具有长方形平板状的形状。多个第2翅片31分别与第1翅片11和第2翅片21平行且与第2传热管32的延伸方向垂直地配置。多个第2翅片31在与图2的纸面垂直的方向即第1传热管12的延伸方向以固定的配置节距并列设置。在彼此相邻的2个第2翅片31之间，形成成为空气的通路的间隙。在本实施方式中，第1翅片11、第2翅片21和第2翅片31是彼此独立的部件，但也可以将第1翅片11、第2翅片21和第2翅片31中的至少2个一体形成。
多个第2传热管32分别在与第1传热管12的延伸方向平行的方向延伸。多个第2传热管32在热交换器100的层方向以与第1传热管12和第2传热管22各自的层节距相等的层节距L2排列配置成1列。多个第2传热管32构成热交换器100中从上风侧起的第3列传热管组。多个第1传热管12、多个第2传热管22和多个第2传热管32在热交换器100的列方向以列节距L1排列配置。多个第2传热管32分别是具有与第1传热管12和第2传热管22的管外径相等的管外径Do的圆管。另外，多个第2传热管32分别是具有与第1传热管12和第2传热管22的壁厚相等的壁厚tP的圆管。
在本实施方式中，第1传热管12、第2传热管22和第2传热管32各自的壁厚tP例如是0.1～0.4mm。但是，第1传热管12、第2传热管22和第2传热管32各自的壁厚也可以是比0.1mm薄的壁厚，还可以是比0.4mm厚的壁厚。
在热交换器100的制造工序中，有时对第1传热管12、第2传热管22和第2传热管32实施扩管加工。在此情况下，第1传热管12、第2传热管22和第2传热管32各自的管外径Do当然由扩管加工后的管外径来确定。
接下来，对在使热交换器100中的传热管的管外径Do、列节距L1、层节距L2和壁厚tP变化了的情况下的、热交换器性能和性价比进行说明。
表1是示出在本实施方式的热交换器100中在使传热管的管外径Do、列节距L1、层节距L2和壁厚tP变化了的情况下对管内容积V、管外传热率αo、通风阻力ΔP、管外传热面积Ao和热交换器重量M的影响的表。需要说明的是，在表1中，在使传热管的管外径Do、列节距L1、层节距L2和壁厚tP的各参数变化时，其它参数是固定的。
[表1]
管内容积V[m3]是1根传热管中的内部流路的截面积乘以传热管的长度而得到的值。管外传热率αo[W/m2·K]是在传热管的外壁表面与空气之间热传递时的热量的比例。通风阻力ΔP[Pa]是通过热交换器100的空气的压力损失。管外传热面积Ao[m2]是热交换器100各自的传热管的外壁表面的总面积。热交换器重量M[kg]是热交换器100中的由传热管和翅片构成的热交换芯部的重量(芯重量)。
在为了缩小管内容积V、即减小制冷剂填充量而使管外径Do减少和使层节距L2增大的情况下，管外传热率αo降低，传热性能不足，节能性降低。因此，为了提高传热性能，需要使列节距L1增大而使管外传热面积Ao增大，或者使列节距L1减小而使管外传热率αo增大且使传热管的列数增加而使管外传热面积Ao增大。但是，无论在哪种情况下，都会使翅片或传热管的使用量增大，存在热交换器100的每单位重量的热交换性能即性价比降低的可能性。另外，在为了缩小管内容积V、即减小制冷剂填充量而使传热管的壁厚tP增大的情况下，传热管的使用量增大，从而同样存在性价比降低的可能性。由此，为了兼顾管内容积V的缩小和热交换器100的性价比，需要适当地设定热交换器100中的传热管的管外径Do、列节距L1、层节距L2和壁厚tP。
接下来，对热交换器100中的每单位重量的管外热交换性能进行说明。
在图3～图6中，在实施方式1的热交换器100中，按传热管的管外径Do(Do＝2.0mm、3.0mm、4.0mm、5.0mm、5.5mm)，用相对于Do＝5.5mm处的最大值之比来表示传热管和翅片的面积比与每单位重量的管外热交换性能的关系。
在此，传热管能包括第1传热管12、第2传热管22和第2传热管32。翅片能包括第1翅片11、第2翅片21和第2翅片31。将列节距L1与层节距L2之积L1×L2所表示的面积作为面积A。面积A相当于每1根传热管的各翅片的面积。另外，将采用传热管的管外径Do和壁厚tP而由((Do－2×tP)/2)2×π所表示的面积作为面积B。面积B相当于1根传热管中的内部流路的截面积。
在图3～图6中，曲线图的横轴表示面积B相对于面积A的面积比B/A。面积比B/A用面积之比来表示传热管相对于翅片的配置密度。在此，对面积比B/A与管内容积V的关系进行说明。图7是示出实施方式1的热交换器100中的面积比B/A与管内容积V的关系的曲线图。在图7中，示出在管外径Do＝3.0mm、Do＝5.5mm、壁厚tP＝0.2mm的情况下面积比B/A对管内容积V的影响。如图7所示，面积比B/A越小，则管内容积V变得越小。
在图3～图6中，曲线图的纵轴用相对于Do＝5.5mm处的最大值之比来表示热交换器100的每单位重量的管外热交换性能(管外热交换性能/重量)。管外热交换性能是(管外传热面积Ao×管外传热率αo)/ΔP。需要说明的是，管外传热面积Ao×管外传热率αo是管外传热性能。
在此，采用图8～图12，对管外传热性能、通风阻力ΔP、热交换器重量M和管外热交换性能各自与面积比B/A的关系进行说明。
图8是示出实施方式1的热交换器100中的面积比B/A与管外传热性能(Ao×αο)的关系的曲线图。在图8中，示出在管外径Do＝3.0mm、Do＝5.5mm、壁厚tP＝0.2mm的情况下面积比B/A对管外传热性能(管外传热面积Ao×管外传热率αo)的影响。面积比B/A越大则传热管彼此的位置变得越近，热传导性提高，所以，管外传热性能(Ao×αο)增大。另外，若用同一面积比B/A进行比较，则传热管的管外径Do越小，管外传热性能(Ao×αο)变得越大。这是因为：传热管的管外径Do小的那方的传热管彼此的位置更接近。例如图8所示，若用同一面积比B/A进行比较，则与Do＝5.5mm相比，在Do＝3.0mm的那方的管外传热性能(Ao×αο)大。另外，作为一个例子，在面积比B/A＝0.06的情况下，若Do＝3.0mm，则L1＝L2＝21.7mm，若Do＝5.5，则L1＝L2＝39.8mm。也就是说，与Do＝5.5mm相比，在Do＝3.0mm的情况下的传热管彼此的位置近。
图9是示出实施方式1的热交换器100中的面积比B/A与通风阻力ΔP的关系的曲线图。在图9中，示出在管外径Do＝3.0mm、Do＝5.5mm、壁厚tP＝0.2mm的情况下面积比B/A对通风阻力ΔP的影响。面积比B/A越大则传热管彼此的位置越近，对通过热交换器100的空气的流动的阻力增加，所以，通风阻力ΔP增大。尤其是，传热管的管外径Do越小，则在同一面积比B/A下的传热管彼此的位置越近。因此，与管外径Do大的情况相比，传热管的管外径Do越小，则在面积比B/A的增大时会更早地阻塞供空气流通的风路，通风阻力ΔP的增加率变大。
图10是示出实施方式1的热交换器100中的面积比B/A与热交换器重量M的关系的曲线图。在图10中，示出在管外径Do＝3.0mm、Do＝5.5mm、壁厚tP＝0.2mm的情况下面积比B/A对热交换器重量M的影响。热交换器100的重量(芯重量)的值与热交换器100的材料使用量和热交换器100的制造成本正相关。因此，在图3～图6中，作为曲线图的纵轴的管外热交换性能/重量的值，相当于热交换器100的性价比。面积比B/A越小，则搭载于热交换器100的传热管的根数越减少，所以，热交换器重量M越小。
图11是示出实施方式1的热交换器100中的面积比B/A与管外热交换性能的关系的曲线图。在图11中，示出在管外径Do＝3.0mm、Do＝5.5mm、壁厚tP＝0.2mm的情况下的面积比B/A对管外热交换性能((Ao×αο)/ΔP)的影响。另外，图12是示出实施方式1的热交换器100中的面积比B/A与每单位重量的管外热交换性能的关系的曲线图。在图12中，示出在管外径Do＝3.0mm、Do＝5.5mm、壁厚tP＝0.2mm的情况下的面积比B/A对每单位重量的管外热交换性能((Ao×αο)/ΔP/M)的影响。如图11所示，管外热交换性能相对于面积比B/A的特性具有极大值。另外，如图10所示，热交换器重量M在面积比B/A的增大时单调增加。因此，如图12所示，每单位重量的管外热交换性能相对于面积比B/A的特性也具有极大值。另外，面积比B/A越大，则热交换器重量M越增大，所以，每单位重量的管外热交换性能在面积比B/A大的区域成为更小斜率。另外，传热管的管外径Do小的那方的通风阻力ΔP的变化率大，所以，每单位重量的管外热交换性能取得极大值的面积比B/A变小。另外，如图11所示，传热管的管外径Do小的那方的管外热交换性能((Ao×αο)/ΔP)的极大值变大。
再次参照图3～图6。在图3～图6中，各壁厚tP的值不同。图3是壁厚tP为0.1mm的情况下的曲线图。图4是壁厚tP为0.2mm的情况下的曲线图。图5是壁厚tP为0.3mm的情况下的曲线图。图6是壁厚tP为0.4mm的情况下的曲线图。需要说明的是，在制冷剂采用氢氟烃的情况下，Do＝5.5以下的壁厚tP一般多采用0.15～0.2mm程度的壁厚。
图3～图6所示的本实施方式的热交换器100的每单位重量的管外热交换性是用以下的方法算出的。
空气与翅片之间的传热率αa[W/m2·K]一般用下式来定义。
[数学式1]
在此，Nu是努塞尔数，Re是雷诺数。Pr是普朗特数，λa是空气的热传导率，ν是空气的运动粘度系数，在常温常压的情况下，Pr＝0.72、λa＝0.0261[W/m·K]、ν＝0.000016[m2/s]。另外，C1、C2是常数，NL是传热管的列数。
代表长度De[m]用下式来定义。
[数学式2]
De＝4·Vc/Ao
dc＝Do+2·tF
在此，Vc[m3]是自由流动容积，FP[m]是翅片节距，tF[m]是翅片的厚度，dc[m]是翅片套环外径。
翅片间的自由通过体积基准的风速U[m/s]和热交换器的前表面风速Uf[m/s]用下式来定义。
[数学式3]
在此，Qair[m3/s]是流入热交换器的空气流量，EH是热交换器的层方向总高度，EL是热交换器的翅片层叠方向总长度。
管外传热率αo一般用下式来定义。
[数学式4]
Ao＝AP+AF
在此，η是翅片效率，αa是空气侧的传热率。另外，Ao[m2]是热交换器的空气侧全传热面积，Ap[m2]是热交换器的空气侧管传热面积，AF[m2]是热交换器的空气侧翅片传热面积，Acon[m2]是热交换器中的传热管与翅片的接触面积。Ao、Ap、AF和Acon是只要确定了作为依赖于热交换器的形状的尺寸的、传热管的列数NL、传热管的层数ND、翅片片数NF、列节距L1、层节距L2、翅片节距FP、翅片厚度tF和传热管的管外径Do就能够算出的值。需要说明的是，热交换器的传热管与翅片之间的接触传热率αc是固定的。
翅片效率η用下式来定义。
[数学式5]
在此，dF[m]是翅片等效直径，λF[W/m·K]是翅片的热传导率。
通风阻力ΔP[Pa]用下式来定义。
[数学式6]
在此，f是摩擦损失系数，ρ是空气的密度，C3、C4是常数。
需要说明的是，努塞尔数Nu、流动损失系数f中使用的常数C1、C2、C3和C4被设定为，表示市场上广泛流通的一般的空调装置的热交换器的翅片的传热率αa和通风阻力ΔP。
图3～图6所示的本实施方式的热交换器100的每单位重量的管外热交换性能的计算条件如下。
[计算条件]
向热交换器100流入的空气的干球温度：35℃
向热交换器100流入的空气的湿球温度：24℃
向热交换器100流入的空气在热交换器100的前表面的风速：1.2m/秒
制冷剂：R32
传热管的管外径Do：2.0mm～5.5mm
传热管的壁厚tP：0.1mm～0.4mm
传热管的材质：铜
列节距L1：11mm～22mm
层节距L2：5mm～42mm
翅片的厚度：0.10mm
翅片节距FP：1.50mm
翅片的材质：铝
翅片的形状：平的翅片
作为比较例，用以下的计算条件来实施性能计算。需要说明的是，其它参数与上述计算条件是同样的。需要说明的是，比较例的计算条件是在专利文献1(日本特开2013-92306号公报)中的管内容积最小的条件。
传热管的管外径Do：5.5
列节距L1：20.35mm
层节距L2：20.35mm
翅片节距FP：1.50mm
另外，比较例的计算条件下的面积比B/A在壁厚tP＝0.1mm的情况下为0.053，在壁厚tP＝0.2mm的情况下为0.049，在壁厚tP＝0.3mm的情况下为0.046，在壁厚tP＝0.4mm的情况下为0.042。
如图3～图6所示，在管外径小于Do＝5.5mm的各管外径下，存在管外热交换性能/重量[比]超过100％且面积比B/A能低于比较例的区域。也就是说，若面积比B/A低于比较例，则管内容积V能够比比较例缩小且热交换器100的性价比能比比较例提高。
管外热交换性能/重量[比]超过100％且面积比B/A能低于比较例的面积比B/A的数值范围，因管外径Do和壁厚tP而异。例如图4所示，在壁厚tP＝0.2mm时，在Do＝3.0的情况下，若0.013≤B/A≤0.043，则管外热交换性能/重量[比]超过100％且面积比B/A低于比较例。另外，例如图4所示，在壁厚tP＝0.2mm时，在Do＝4.0的情况下，若0.023≤B/A＜0.049，则管外热交换性能/重量[比]超过100％且面积比B/A低于比较例。另外，例如图5所示，在壁厚tP＝0.3mm时，在Do＝3.0的情况下，若0.009≤B/A≤0.033，则管外热交换性能/重量[比]超过100％且面积比B/A低于比较例。
图3～图6所示的、在管外径小于Do＝5.5mm的各管外径下、管外热交换性能/重量[比]超过100％且面积比B/A能低于比较例的面积比B/A的数值范围的上限，若用管外径Do和壁厚tP的函数来表示，则成为以下的式(1)。另外，图3～图6所示的、管外热交换性能/重量[比]超过100％且面积比B/A能低于比较例的面积比B/A的数值范围的下限，若用管外径Do和壁厚tP的函数来表示，则成为以下的式(2)。
式(1)：上限函数
F(Do，tP)＝(0.0219×tP2－0.0185×tP+0.0043)×ln(Do)+(1.6950×tP2+1.8455×tP+1.5416)
需要说明的是，ln是以e为底的自然对数。
式(2)：下限函数
G(Do，tP)＝(0.2076×tP2－0.1480×tP+0.0545)×Do＾(－0.0021×tP2－0.0528×tP+0.0164)
另外，比较例中的面积比B/A若用壁厚tP的函数来表示，则成为以下的式(3)。
式(3)：比较例中的面积比函数
H(tP)＝0.0076×tP2－0.0417×tP+0.0574
需要说明的是，上限函数F(Do，tP)是针对各壁厚tP和各管外径Do求出管外热交换性能/重量[比]超过100％且面积比B/A能低于比较例的面积比B/A的数值范围的上限值而例如用最小二乘法的对数近似算出的近似式。另外，下限函数G(Do，tP)是针对各壁厚tP和各管外径Do求出管外热交换性能/重量[比]超过100％且面积比B/A能低于比较例的面积比B/A的数值范围的下限值而例如用最小二乘法的乘方近似算出的近似式。另外，比较例中的面积比函数H(tP)是针对各壁厚tP求出比较例中的面积比B/A的值而例如用最小二乘法的乘方近似算出的近似式。
通过上述的式(1)～式(3)，管外热交换性能/重量[比]超过100％且面积比B/A能低于比较例的管外径Do、面积比B/A和壁厚tP的关系成为以下的式(4)。
式(4)
在Do＜5.5mm的情况下，
(0.2076×tP2－0.1480×tP+0.0545)×Do＾(－0.0021×tP2－0.0528×tP+0.0164)
≤B/A≤
(0.0219×tP2－0.0185×tP+0.0043)×ln(Do)+(1.6950×tP2+1.8455×tP+1.5416)
并且，B/A＜0.0076×tP2－0.0417×tP+0.0574
在此，用图13～图16，对由上述的计算条件下的上述的式(4)所确定的数值范围的具体例进行说明。
图13～图16是示出本实施方式的热交换器100中的传热管的管外径Do与面积比B/A的关系的曲线图。在图13～图16中，曲线图的纵轴表示面积B相对于面积A的面积比B/A。曲线图的横轴表示传热管的管外径Do。
在图13～图16中，用“B/A上限”来表示上限函数F(Do，tP)。另外，用“B/A下限”来表示下限函数G(Do，tP)。另外，用“B/A比较例”来表示比较例中的面积比函数H(tP)。另外，在图13～图16中，各壁厚tP的值不同。图13是壁厚tP为0.1mm的情况下的曲线图。图14是壁厚tP为0.2mm的情况下的曲线图。图15是壁厚tP为0.3mm的情况下的曲线图。图16是壁厚tP为0.4mm的情况下的曲线图。
如图13～图16所示，在各壁厚tP的情况下，若管外径Do和面积比B/A在“B/A下限”以上、“B/A上限”以下、小于“B/A比较例”和管外径Do＜5.5mm的范围内，则管外热交换性能/重量[比]超过100％且面积比B/A能低于比较例。也就是说，管内容积V能够比比较例缩小且热交换器100的性价比能比比较例提高。
如上述那样，通过将热交换器100构成为在管外径Do＜5.5mm的情况下，下限函数G(Do，tP)≤面积比B/A≤上限函数F(Do，tP)且面积比B/A＜比较例中的面积比函数H(tP)，从而在管外热交换性能/重量[比]超过100％的同时使制冷剂填充量能低于比较例。也就是说，能够在削减热交换器100的传热管的内容积的同时提高热交换器性能。由此，本实施方式的热交换器100能兼顾性价比的提高和由制冷剂填充量的削减所带来的GWP总量值减小。结果，在采用热交换器100的制冷循环装置中，能够在提高节能性的同时削减制冷剂填充量。
另外，本实施方式的热交换器100的上述计算条件相当于作为制冷循环装置的一个例子的空调装置的制冷额定条件。因此，在空调装置中的制冷额定条件下，能够在提高节能性的同时削减制冷剂填充量。需要说明的是，根据本实施方式的热交换器100，在作为制冷循环装置的一个例子的空调装置的制冷中间条件、制热额定条件或制热中间条件等其它条件下，也能得到与制冷额定条件同样的效果。
实施方式2
对实施方式2的热交换器进行说明。图17是表示本实施方式的热交换器100的要部结构的剖视图。在图17中，与图1同样地，示出热交换器100在与第1传热管12的延伸方向垂直的平面剖切而得到的结构。需要说明的是，对具有与实施方式1相同的功能和作用的构成要素赋予相同的附图标记并省略其说明。
如图17所示，在本实施方式的热交换器100中，位于最上风侧的第1热交换部10所具有的第1传热管12的管外径Doa，比第2热交换部20所具有的第2传热管22的管外径Dob小(Doa＜Dob)。第1传热管12的层节距L2和第2传热管22的层节距L2相同。另外，多个第1传热管12分别是具有与第2传热管22的壁厚相等的壁厚tP的圆管。
在第1热交换部10和第2热交换部20的任一个中，均满足在上述实施方式1中说明的式(4)的关系。另外，第1热交换部10的B/A的值比第2热交换部20的B/A的值小。
图18是表示本实施方式的变型例的热交换器100的要部结构的剖视图。如图18所示，在本变型例的热交换器100中，位于最上风侧的第1热交换部10所具有的第1传热管12的层节距L2a比第2热交换部20所具有的第2传热管22的层节距L2b大(L2a＞L2b)。第1传热管12的管外径Do和第2传热管22的管外径Do相同。另外，多个第1传热管12分别是具有与第2传热管22的壁厚相等的壁厚tP的圆管。
在第1热交换部10和第2热交换部20的任一个中，均满足在上述实施方式1中说明的式(4)的关系。另外，第1热交换部10的B/A的值比第2热交换部20的B/A的值小。
如以上说明的那样，本实施方式的热交换器100还具有多个热交换部，该多个热交换部分别具有多个传热管中的一部分的传热管并沿着空气的流动方向排列配置。多个热交换部具有位于最上风侧的第1热交换部10和位于第1热交换部10的下风侧的至少一个第2热交换部20。第1热交换部10的B/A的值比至少一个第2热交换部20的B/A的值小。
一般来说，在位于最上风侧的第1热交换部10中，第1翅片11或第1传热管12与空气的温度差大，热交换量变多，所以，易于产生结霜。根据上述的结构，能够使第1热交换部10的热交换性能比第2热交换部20的热交换性能低。由此，能够抑制第1热交换部10处的结霜，所以，能够防止因结霜量增大而阻塞第1热交换部10的风路的情况。因此，能够在抑制热交换器100的通风性能降低的同时提高性价比。
实施方式3
对实施方式3的制冷循环装置进行说明。图19是表示本实施方式的制冷循环装置200的结构的制冷剂回路图。在本实施方式中，作为制冷循环装置200，例示出空调机。如图19所示，制冷循环装置200具有使制冷剂循环的制冷循环回路50。制冷循环回路50具有经由制冷剂配管而将压缩机51、四通阀52、室外热交换器53、膨胀阀54和室内热交换器55连接成环状的结构。另外，制冷循环装置200具有向室外热交换器53供给空气的室外风扇56和向室内热交换器55供给空气的室内风扇57。在制冷循环装置200中，通过驱动压缩机51来执行使制冷剂相变化且在制冷循环回路50循环的制冷循环。在室外热交换器53中，进行由室外风扇56供给的空气与作为内部流体的制冷剂的热交换。在室内热交换器55中，进行由室内风扇57供给的空气与作为内部流体的制冷剂的热交换。室外热交换器53和室内热交换器55的至少一方采用实施方式1或2的任一个的热交换器100。
制冷循环装置200具有室外机110和室内机120而作为热交换单元。在室外机110中收纳有压缩机51、四通阀52、室外热交换器53、膨胀阀54和室外风扇56。在室内机120中收纳有室内热交换器55和室内风扇57。室外机110与室内机120之间经由作为制冷剂配管的一部分的气体管130和液体管140而连接。
以制冷运转为例，对制冷循环装置200的动作进行说明。在制冷运转时，将四通阀52切换成使从压缩机51排出的制冷剂流入室外热交换器53。从压缩机51排出的高压的气体制冷剂经由四通阀52而流入室外热交换器53。在制冷运转时，室外热交换器53作为冷凝器而发挥作用。也就是说，在室外热交换器53中，进行在内部流通的制冷剂与由室外风扇56供给的室外空气的热交换，制冷剂向室外空气释放冷凝热。由此，流入了室外热交换器53的气体制冷剂冷凝而成为高压的液体制冷剂。
从室外热交换器53流出的液体制冷剂由膨胀阀54减压而成为低压的二相制冷剂。从膨胀阀54流出的二相制冷剂经由液体管140而流入室内热交换器55。在制冷运转时，室内热交换器55作为蒸发器而发挥作用。也就是说，在室内热交换器55中，进行在内部流通的制冷剂与由室内风扇57供给的室内空气的热交换，制冷剂从室内空气吸收蒸发热。由此，流入到室内热交换器55的二相制冷剂蒸发而成为低压的气体制冷剂。通过了室内热交换器55的室内空气通过与制冷剂的热交换而被冷却。从室内热交换器55流出的气体制冷剂经由气体管130和四通阀52而被吸入压缩机51。被吸入到压缩机51的气体制冷剂被压缩而成为高压的气体制冷剂。在制冷运转时，连续反复地执行以上的制冷循环。虽然省略说明，但在制热运转时，由四通阀52切换制冷剂的流动方向，室外热交换器53作为蒸发器而发挥作用，室内热交换器55作为冷凝器而发挥作用。
如以上说明的那样，本实施方式的制冷循环装置200具有实施方式1或2的任一个的热交换器100。根据该结构，在制冷循环装置200中，能够兼顾GWP总量值的减小和节能性的提高。
上述实施方式1～3和各变型例能相互组合地实施。
附图标记的说明
10第1热交换部、11第1翅片、12第1传热管、12a管轴、20第2热交换部、21第2翅片、22第2传热管、22a管轴、30第2热交换部、31第2翅片、32第2传热管、50制冷循环回路、51压缩机、52四通阀、53室外热交换器、54膨胀阀、55室内热交换器、56室外风扇、57室内风扇、100热交换器、110室外机、120室内机、130气体管、140液体管、200制冷循环装置、Do管外径、Doa管外径、Dob管外径、L1列节距、L2层节距、L2a层节距、L2b层节距、tP壁厚。

Claims (3)

1.一种热交换器，其特征在于，所述热交换器具有并列配置的多个翅片、以及在与所述多个翅片交叉的方向延伸的多个传热管；
所述多个传热管在与该多个传热管的延伸方向垂直的平面内，在沿着空气的流动方向的列方向以列节距L1配置多列，并且，在所述平面内，在与所述列方向垂直的层方向以层节距L2配置多层；
在将所述多个传热管各自的管外径设为Do、将所述多个传热管中的外壁面与内壁面之间的距离最小的部分的壁厚设为tP、将用L1×L2表示的面积设为A、将用((Do－2×tP)/2)2×π表示的面积设为B时，
相对于Do＜5.5mm，满足
(0.2076×tP2－0.1480×tP+0.0545)×Do＾(－0.0021×tP2－0.0528×tP+0.0164)
≤B/A≤
(0.0219×tP2－0.0185×tP+0.0043)×ln(Do)+(1.6950×tP2+1.8455×tP+1.5416)
并且，B/A＜0.0076×tP2－0.0417×tP+0.0574
的关系。
2.根据权利要求1所述的热交换器，其特征在于，
所述热交换器还具有多个热交换部，所述多个热交换部分别具有所述多个传热管中的一部分的传热管并沿着空气的流动方向排列配置，
所述多个热交换部具有位于最上风侧的第1热交换部和位于所述第1热交换部的下风侧的至少一个第2热交换部，
所述第1热交换部的B/A的值，比所述至少一个第2热交换部的B/A的值小。
3.一种制冷循环装置，其特征在于，具有权利要求1或2所述的热交换器。
CN201980098574.8A 2019-08-06 2019-08-06 热交换器和制冷循环装置 Active CN114174751B (zh)

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2019/030927 WO2021024387A1 (ja) 2019-08-06 2019-08-06 熱交換器及び冷凍サイクル装置

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN114174751A CN114174751A (zh) 2022-03-11
CN114174751B true CN114174751B (zh) 2023-10-13

Family

ID=74502567

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201980098574.8A Active CN114174751B (zh) 2019-08-06 2019-08-06 热交换器和制冷循环装置

Country Status (6)

Country Link
US (1) US11965701B2 (zh)
EP (1) EP4012315A4 (zh)
JP (1) JP7112168B2 (zh)
CN (1) CN114174751B (zh)
AU (1) AU2019460046B2 (zh)
WO (1) WO2021024387A1 (zh)

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
AU2003228849A1 (en) * 2002-05-07 2003-11-11 Valeo, Inc. Improved heat exchanger
JP2006234264A (ja) * 2005-02-24 2006-09-07 Mitsubishi Electric Corp フィンチューブ型熱交換器
JP2014020756A (ja) * 2012-07-23 2014-02-03 Panasonic Corp フィンチューブ熱交換器、ヒートポンプ装置及び伝熱フィン
CN204063687U (zh) * 2013-03-21 2014-12-31 三菱电机株式会社 热交换器以及冷冻循环装置
JP2015017776A (ja) * 2013-07-12 2015-01-29 株式会社デンソー 熱交換器用フィン

Family Cites Families (16)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2006649A (en) * 1930-12-15 1935-07-02 Modine Mfg Co Radiator core
US5318112A (en) * 1993-03-02 1994-06-07 Raditech Ltd. Finned-duct heat exchanger
JP3720208B2 (ja) * 1999-03-23 2005-11-24 三菱電機株式会社 熱交換器及びそれを用いた空調冷凍装置
JP2001091183A (ja) * 1999-07-21 2001-04-06 Matsushita Refrig Co Ltd フィンチューブ型熱交換器
JP2003021485A (ja) * 2001-07-11 2003-01-24 Toshiba Kyaria Kk フィンチューブ型熱交換器
EP1398565A1 (de) * 2002-09-10 2004-03-17 Siemens Aktiengesellschaft Dampferzeuger in liegender Bauweise
US6997248B2 (en) * 2004-05-19 2006-02-14 Outokumpu Oyj High pressure high temperature charge air cooler
DE102007028332A1 (de) * 2007-06-15 2008-12-18 Basf Se Verfahren zum Beschicken eines Reaktors mit einem Katalysatorfestbett, das wenigstens ringförmige Katalysatorformkörper K umfasst
JP2011237047A (ja) 2010-04-30 2011-11-24 Daikin Industries Ltd 空気調和装置の熱交換器
JP2013092306A (ja) * 2011-10-26 2013-05-16 Panasonic Corp フィンチューブ熱交換器
JP2013245884A (ja) * 2012-05-28 2013-12-09 Panasonic Corp フィンチューブ熱交換器
JP6276539B2 (ja) * 2013-08-26 2018-02-07 三菱重工業株式会社 熱交換器及び熱交換器の製造方法
JP6180338B2 (ja) 2014-01-29 2017-08-16 ジョンソンコントロールズ ヒタチ エア コンディショニング テクノロジー（ホンコン）リミテッド 空気調和機
JP6575895B2 (ja) * 2015-01-28 2019-09-18 パナソニックＩｐマネジメント株式会社 熱交換器
JP2017166757A (ja) 2016-03-16 2017-09-21 三星電子株式会社Ｓａｍｓｕｎｇ Ｅｌｅｃｔｒｏｎｉｃｓ Ｃｏ．，Ｌｔｄ． 熱交換器及び空気調和装置
JP2019138582A (ja) * 2018-02-13 2019-08-22 株式会社Uacj 冷凍冷蔵庫用熱交換器

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
AU2003228849A1 (en) * 2002-05-07 2003-11-11 Valeo, Inc. Improved heat exchanger
JP2006234264A (ja) * 2005-02-24 2006-09-07 Mitsubishi Electric Corp フィンチューブ型熱交換器
JP2014020756A (ja) * 2012-07-23 2014-02-03 Panasonic Corp フィンチューブ熱交換器、ヒートポンプ装置及び伝熱フィン
CN204063687U (zh) * 2013-03-21 2014-12-31 三菱电机株式会社 热交换器以及冷冻循环装置
JP2015017776A (ja) * 2013-07-12 2015-01-29 株式会社デンソー 熱交換器用フィン

Also Published As

Publication number Publication date
WO2021024387A1 (ja) 2021-02-11
AU2019460046A1 (en) 2022-02-24
US20220228818A1 (en) 2022-07-21
US11965701B2 (en) 2024-04-23
AU2019460046B2 (en) 2023-11-16
EP4012315A1 (en) 2022-06-15
JPWO2021024387A1 (zh) 2021-02-11
EP4012315A4 (en) 2022-08-03
JP7112168B2 (ja) 2022-08-03
CN114174751A (zh) 2022-03-11

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US11486588B2 (en) Air conditioner
US20200217590A1 (en) Heat exchanger and refrigeration cycle apparatus
US10101091B2 (en) Heat exchanger and refrigeration cycle apparatus using the same heat exchanger
JP5627635B2 (ja) 空気調和機
JP6575895B2 (ja) 熱交換器
JP2006234264A (ja) フィンチューブ型熱交換器
JP5646257B2 (ja) 冷凍サイクル装置
CN114174751B (zh) 热交换器和制冷循环装置
WO2013094084A1 (ja) 空気調和機
JP6104357B2 (ja) 熱交換装置およびこれを備えた冷凍サイクル装置
US20210278137A1 (en) System and Method for Manufacturing and Operating a Coaxial Tube Heat Exchanger
US20240175586A1 (en) Air-conditioning apparatus
CN113646597B (zh) 冷冻循环装置
WO2019176803A1 (ja) 冷凍冷蔵庫用熱交換器
CN107923675B (zh) 空调装置的室外机
WO2022264375A1 (ja) 除湿装置
JP7394722B2 (ja) 除湿装置
JP2012220069A (ja) 熱交換器、冷凍サイクル装置、冷蔵庫、および空気調和機
JP2011058771A (ja) 熱交換器及びこの熱交換器を備えた冷蔵庫、空気調和機
JPH07332805A (ja) 空気調和機
JPWO2020079731A1 (ja) 熱交換器

Legal Events

Date Code Title Description
PB01 Publication
PB01 Publication
SE01 Entry into force of request for substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
GR01 Patent grant
GR01 Patent grant