JP2002054888A

JP2002054888A - 空気調和装置

Info

Publication number: JP2002054888A
Application number: JP2000240586A
Authority: JP
Inventors: Masahiro Nakayama; 雅弘中山; Yoshihiro Tanabe; 義浩田辺; Kunihiro Morishita; 国博森下; Hiroaki Makino; 浩招牧野
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2000-08-09
Filing date: 2000-08-09
Publication date: 2002-02-20
Anticipated expiration: 2020-08-09
Also published as: JP3763120B2

Abstract

(57)【要約】【課題】地球温暖化係数が低い冷媒を使用する空気調
和装置において効率改善を図ること。【解決手段】冷媒としてＲ３２冷媒を用い、冷媒流路
数が単一であって伝熱管径が７ｍｍ以上１０ｍｍ以下で
ある室内熱交換器５を使用する。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】この発明は、圧縮機式冷凍サ
イクルを用いた空気調和装置に関し、特に、循環冷媒と
して地球温暖化を抑制する冷媒を用いた空気調和装置に
関するものである。

【０００２】

【従来の技術】従来の空気調和装置に用いられてきたＨ
ＣＦＣ系のＲ２２冷媒は、近年、オゾン層保護や地球温
暖化防止の観点から、ＨＦＣ系のＲ３２冷媒やＨＣ系の
Ｒ２９０（プロパン）冷媒への代替化が研究されてい
る。これら冷媒は、大気放出による地球温暖化係数（以
下、ＧＷＰ）がＲ２２などと比べて非常に小さくなって
いることが特徴である。

【０００３】また、総合温暖化影響（冷媒漏れ影響＋エ
ネルギ消費影響、以下、ＴＷＥＩ）評価においては、以
上述べた冷媒の大気放出による直接的な地球温暖化への
影響に加えて、空気調和装置の生産や運転によるエネル
ギ消費により、間接的に増加する二酸化炭素による地球
温暖化への影響も考慮される。Ｒ２９０冷媒は冷媒自体
の温暖化への影響は極めて小さいが、運転時の消費エネ
ルギはＲ３２冷媒より大きく、加えて可燃性冷媒のた
め、安全性に対して十分に配慮した製品を設計しなけれ
ばならず、製品製造に多大なエネルギを消費する。

【０００４】以上より、ＴＷＥＩ評価においては、Ｒ３
２冷媒の値の方がＲ２９０冷媒より小さくなるケースも
あり、Ｒ３２冷媒を用いた空気調和装置において、更な
るエネルギ効率改善を進めれば、ＴＷＥＩ値がより小さ
くなり、地球温暖化への影響をより小さくすることがで
きる。

【０００５】従来の空気調和装置は、圧縮機、室外熱交
換器、室内熱交換器、四方弁、流量制御装置などを冷媒
配管で接続した圧縮式冷凍サイクルを構成しており、冷
媒としてＲ２２冷媒を用いている。熱交換器としてはプ
レートフィンチューブ型熱交換器が用いられており、室
内熱交換器の伝熱管外径は、７ｍｍ、流路数は２であ
る。伝熱管内側の周方向表面には管軸方向に対して傾斜
する螺旋状の凸形状のフィンが形成されている。

【０００６】

【発明が解決しようとする課題】従来の空気調和装置に
おいては、圧力損失が大きいＲ２２冷媒を用いているた
め、室内熱交換器の冷媒流路を複数設けなければなら
ず、このため、冷媒を複数流路に分配するための工夫が
必要となり、配管構造が複雑化したり、コストがかかる
といった問題点があった。

【０００７】また、伝熱管内面にフィン状の溝を設ける
ことにより、伝熱管内面の表面積を拡大して冷媒の伝熱
性能を向上させる工夫がなされているが、同時に、圧力
損失も増加する。従って圧力損失が大きいＲ２２冷媒を
用いる従来の空気調和装置においては、溝による伝熱性
能向上効果が圧力損失増加による性能低下に相殺される
場合もあり、溝形状の工夫による伝熱性能向上が、装置
の効率改善に結びつきにくいといった問題点があった。

【０００８】加えて、Ｒ３２冷媒の理論冷凍サイクルの
効率は、Ｒ２２冷媒より低いという問題点があり、Ｒ３
２冷媒を用いる場合には、更なる装置の効率改善が行わ
れなくてはならない。

【０００９】この発明は、従来装置の上記のような問題
点を解消するためになされたもので、地球温暖化への影
響が小さいＲ３２冷媒を用いた空気調和装置を提供する
ことを目的とし、特に、Ｒ３２冷媒を用いた空気調和装
置において、簡略な構造かつ低コストで、エネルギ消費
効率を高めることができる構造の空気調和装置を得るこ
とを目的とする。

【００１０】

【課題を解決するための手段】上述の目的を達成するた
めに、この発明による空気調和装置は、圧縮機、室外熱
交換器、室内熱交換器、流量制御装置を冷媒配管で接続
した冷媒回路を備えた空気調和装置において、冷媒とし
てＲ３２冷媒が用いられ、前記室内熱交換器は冷媒流路
数が単一であって伝熱管径が７ｍｍ以上１０ｍｍ以下で
ある熱交換器であることを特徴としている。

【００１１】また、つぎの発明による空気調和装置は、
圧縮機、室外熱交換器、室内熱交換器、流量制御装置を
冷媒配管で接続した冷媒回路を備えた空気調和装置にお
いて、冷媒としてＲ３２冷媒が用いられ、前記室内熱交
換器は冷媒流路数が２であって伝熱管径が５ｍｍ以上７
ｍｍ以下である熱交換器であることを特徴としている。

【００１２】また、つぎの発明による空気調和装置は、
圧縮機、室外熱交換器、室内熱交換器、流量制御装置を
冷媒配管で接続した冷媒回路を備えた空気調和装置にお
いて、冷媒としてＲ３２冷媒が用いられ、蒸発器として
の前記室内熱交換器は熱交換器入口の流路が単一で、途
中で冷媒流路が分岐し、出口流路が複数となるものであ
り、前記分岐部での分岐方向が略垂直方向に設置された
場合において、前記分岐部の冷媒流動様式が環状噴霧流
となるよう前記熱交換器入口から前記分岐部までの通路
長を設定されているものである。

【００１３】また、つぎの発明による空気調和装置は、
圧縮機、室外熱交換器、室内熱交換器、流量制御装置を
冷媒配管で接続した冷媒回路を備えた空気調和装置にお
いて、冷媒としてＲ３２冷媒が用いられ、入口の流路が
単一で、途中で冷媒流路が分岐し、出口流路が複数とな
る蒸発器を備え、蒸発器としての前記室内熱交換器は熱
交換器入口の流路が単一で、途中で冷媒流路が分岐し、
出口流路が複数となるものであり、前記分岐部での分岐
方向が略垂直方向に設置された場合において、熱交換器
の全伝熱管本数に対して単一流路となる伝熱管本数の割
合が０．２５以上であることを特徴としている。

【００１４】また、つぎの発明による空気調和装置は、
前記室内熱交換器の上流に補助熱交換器が設置され、当
該補助熱交換器の冷媒流路数が単一であることを特徴と
している。

【００１５】また、つぎの発明による空気調和装置は、
圧縮機、室外熱交換器、室内熱交換器、流量制御装置を
冷媒配管で接続した冷媒回路を備えた空気調和装置にお
いて、冷媒としてＲ３２冷媒が用いられ、入口の流路が
単一で、途中で冷媒流路が分岐し、出口流路が複数とな
る蒸発器を備え、蒸発器としての前記室内熱交換器は熱
交換器入口の流路が単一で、途中で冷媒流路が分岐し、
出口流路が複数となるものであり、前記分岐部での分岐
方向が略垂直方向に設置された場合において、単一流路
となる伝熱管径Ｄａが複数流路となる伝熱管径Ｄｂより
小さく、熱交換器の全伝熱管本数に対する単一流路とな
る伝熱管本数の割合が、０．２５／（Ｄｂ²／Ｄａ²）
^0.7以上であることを特徴としている。

【００１６】また、つぎの発明による空気調和装置は、
圧縮機、室外熱交換器、室内熱交換器、流量制御装置を
冷媒配管で接続した冷媒回路を備えた空気調和装置にお
いて、冷媒としてＲ３２を用い、入口の流路が単一で、
途中で冷媒流路が分岐し、出口流路が複数となる蒸発器
を備え、前記分岐部での分岐方向が略垂直方向に設置さ
れた場合において、冷媒としてＲ３２冷媒が用いられ、
入口の流路が単一で、途中で冷媒流路が分岐し、出口流
路が複数となる蒸発器を備え、蒸発器としての前記室内
熱交換器は熱交換器入口の流路が単一で、途中で冷媒流
路が分岐し、出口流路が複数となるものであり、前記分
岐部での分岐方向が略垂直方向に設置された場合におい
て、前記室内熱交換器の上流に補助熱交換器が設置さ
れ、当該補助熱交換器の冷媒流路数が単一で、補助熱交
換器の伝熱管径Ｄａが蒸発器となる熱交換器の伝熱管径
Ｄｂよりも小さく、補助熱交換器と前記室内熱交換器を
加えた全伝熱管本数に対して単一流路となる伝熱管本数
の割合が、０．２５／（Ｄｂ ²／Ｄａ²）^0.7以上であ
ることを特徴としている。

【００１７】また、つぎの発明による空気調和装置は、
前記熱交換器としてプレートフィンチューブ型熱交換器
が用いられ、伝熱管の内側周方向表面に管軸方向に対し
傾斜する凹溝が形成されており、前記凹溝による伝熱管
内表面の面積拡大率が２．５倍以上である伝熱管が前記
熱交換器に用いられているものである。

【００１８】また、つぎの発明による空気調和装置は、
前記熱交換器としてプレートフィンチューブ型熱交換器
が用いられ、その熱交換器のうちの少なくとも１つにお
いて、伝熱管の内側周方向表面に管軸方向に対し傾斜す
る凹溝が形成されており、その凹溝の管軸方向に対する
傾斜角度が４５度以上である伝熱管が前記熱交換器に用
いられているものである。

【００１９】また、つぎの発明による空気調和装置は、
前記熱交換器としてプレートフィンチューブ型熱交換器
が用いられ、その熱交換器のうちの少なくとも１つにお
いて、伝熱管の内側周方向表面に管軸方向に対し傾斜す
る凹溝が形成されており、凹溝におけるフィン高さが
０．３〜０．４ｍｍである伝熱管が前記熱交換器に用い
られているものである。

【００２０】また、つぎの発明による空気調和装置は、
前記熱交換器としてプレートフィンチューブ型熱交換器
が用いられ、その熱交換器のうちの少なくとも１つにお
いて、伝熱管の内側周方向表面に管軸方向に対し傾斜す
る凹溝が形成されている部分と管軸方向に延びる幅広の
凹溝が形成されていない部分とが存在する伝熱管が前記
熱交換器に用いられているものである。

【００２１】また、つぎの発明による空気調和装置は、
フィン間に形成される凹溝が互いに異なる２方向以上に
形成されている伝熱管が前記熱交換器に用いられている
ものである。

【００２２】また、つぎの発明による空気調和装置は、
フィン先端にＶ溝が形成されているものである。

【００２３】また、つぎの発明による空気調和装置は、
熱交換器１流路当たりの冷媒質量速度が２５０ｋｇ／ｍ
²ｓ以上であることを特徴としている。

【００２４】

【発明の実施の形態】以下、この発明の空気調和装置の
実施の形態について、添付の図面を参照して詳細に説明
する。

【００２５】実施の形態１．図１は、この発明による空
気調和装置の実施の形態１を示している。この空気調和
装置は、冷媒を圧縮する回転数可変型圧縮機１と、四方
弁２と、室外熱交換器（凝縮器）３と、第１流量制御装
置（膨張弁）４と、室内熱交換器（蒸発器）５とを含む
冷媒回路を構成している。また、室外熱交換器３に冷却
風を送る室外送風機６と、室内熱交換器５の前方に配置
された室内送風機７とが設けられている。

【００２６】冷媒回路における冷媒の流れ方向は四方弁
２によって切り換えられ、図１の実線の矢印が冷房時の
冷媒流れ方向、点線の矢印が暖房時の冷媒流れ方向を示
している。

【００２７】冷房時には、回転数可変型圧縮機１によっ
て圧縮された冷媒は、室外熱交換器３を通過することで
冷却され、第１流量制御装置４によって等エンタルピ膨
張されて液化する。液化された冷媒は室内熱交換器５を
通過する際に蒸発し、外部を冷却する。

【００２８】この冷媒回路の作動冷媒としては、低ＧＷ
Ｐ冷媒としてＨＦＣ系冷媒のＲ３２冷媒、圧縮機摺動部
を潤滑する冷凍機油（以下では、冷凍機油を単に油と表
現する）としてアルキルベンゼン系の油を封入する。

【００２９】室外熱交換器３、室内熱交換器５は、室外
送風機６、室内送風機７により空気などの外界側流体と
熱交換する。室外熱交換器３と室内熱交換器５は、とも
に、プレートフィンチューブタイプの熱交換器であり、
室内熱交換器５は冷媒流路数（伝熱管５Ａの並列管数）
が１、伝熱管径が７ｍｍ、一方、室外熱交換器３の冷媒
流路数（伝熱管３Ａの並列管数）が４の例である。室外
熱交換器３、室内熱交換器５の各々の伝熱管３Ａ、５Ａ
の内側周面には、図２に示されているように、管軸方向
Ａに対して傾斜角θａだけ傾斜した凹溝１０が多条形成
されている。この凹溝１０の多条形成により、隣接する
凹溝１０間に突条のフィン１１が構成される。

【００３０】図３は冷房定格能力２．８ｋＷルームエア
コンのＪＩＳ冷房標準空気条件、同一室外熱交換器にお
いて、室内熱交換器の伝熱管径を横軸のパラメータとし
た場合の空気調和装置のエネルギ効率（消費電力に対す
る能力の比を示す指標＝成績係数：Ｃｏｅｆｆｉｃｉｅ
ｎｔｏｆＰｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ；以下ＣＯＰと記
す。この値が大きいほど装置のエネルギ効率が高い。）
の関係を調べた結果を、室内熱交換器の冷媒流路数（パ
ス数）、冷媒ごとに示されている。なお、図３は、従来
装置において、Ｒ２２冷媒を用い、伝熱管径が７ｍｍ、
冷媒流路数が２の場合のＣＯＰを１００％の基準とす
る。

【００３１】図２より、従来装置（Ｒ２２冷媒−２パ
ス）では、伝熱管径が７ｍｍから８ｍｍの時にＣＯＰが
最大となるから、伝熱管コストが安く、かつ冷媒量も少
なくて済む７ｍｍの伝熱管が用いられている。

【００３２】Ｒ３２冷媒を用いた空気調和装置（Ｒ３２
冷媒−１パス）では、冷媒流路数が１であると、伝熱管
径が７ｍｍ〜１０ｍｍの場合にＣＯＰが従来装置より上
回ることがわかった。

【００３３】Ｒ３２冷媒を用いた空気調和装置で、室内
熱交換器５の冷媒流路数を２とすることもできる。この
場合の構成が図４に示されている。

【００３４】図４に示されている型式の空気調和装置
（Ｒ３２冷媒−２パス）において、冷房定格能力２．８
ｋＷルームエアコンのＪＩＳ冷房標準空気条件、同一室
外熱交換器で、室内熱交換器の伝熱管径を横軸のパラメ
ータとした場合の空気調和装置のＣＯＰの関係を調べた
結果が図３に併記されている。

【００３５】Ｒ３２冷媒を用いた空気調和装置（Ｒ３２
冷媒−２パス）では、伝熱管径が５ｍｍ以上の場合にＣ
ＯＰが従来装置を上回ることがわかった。この時、伝熱
管径が従来装置と同じ７ｍｍの場合には、ＣＯＰは従来
装置を１０％上回り、ＣＯＰの最大値は伝熱管径が６ｍ
ｍ〜７ｍｍの時となる。以上の理由は、Ｒ３２冷媒の圧
力損失の値が従来Ｒ２２冷媒の４０〜５０％となるため
である。

【００３６】本実施の形態における伝熱管３Ａ、５Ａの
作用・効果を説明する前に、従来の内面溝付き伝熱管に
ついて、図１８、図１９を参照して説明する。なお、図
１８は従来装置で使用されている伝熱管の展開図であ
り、図１９はその伝熱管の溝形状の詳細を示している。
伝熱管の内周面には伝熱を促進するフィン１１１がピッ
チＰで並んでおり、隣接するフィン１１１間の凹溝１１
０に液冷媒が溜まる。

【００３７】従来装置で使用される伝熱管の管内径Ｄは
６．５ｍｍ、管肉厚Ｔは０．２５ｍｍ、溝数は５０、溝
ピッチＰは０．４１ｍｍ、溝高さＨは０．２４ｍｍ、凹
溝１１０の管軸方向Ａに対する傾斜角（以下、リード
角）θａは１５度程度で、フィン１１１の横断面形状は
略三角形であり、フィン先端の角度（以下、山頂角）θ
ｆは３０度、溝による伝熱管内表面の面積拡大率は１．
９倍（この面積拡大率の基準は、凹溝がない内表面が平
滑の伝熱管）である。

【００３８】これに対し、本実施の形態１で用いた伝熱
管３Ａ、５Ａでは、図２に示されているように、リード
角θａが４５度で、管内径Ｄ、管肉厚Ｔ、溝数、溝ピッ
チＰは、従来のものと同一で、溝高さＨを０．３０ｍ
ｍ、山頂角θｆを１５度とした。

【００３９】以下に、本実施の形態における伝熱管３
Ａ、５Ａの作用・効果を説明する。前述したとおり、Ｒ
３２冷媒の圧力損失の値は、従来から専ら使用されてい
るＲ２２冷媒の４０〜５０％となる。一般に、管内を流
れる流体の圧力損失は、管径（流路径）の４．７５乗に
反比例する。

【００４０】従って、Ｒ３２冷媒を用いるときには、Ｒ
２２冷媒の使用時と比較して、圧力損失が同等ならば、
冷媒管径を０．８２〜０．８６倍まで小さくすることが
でき、これに応じて、冷媒量削減、伝熱管のコスト低減
などを図ることができる。

【００４１】しかし、管径が小さくなると、伝熱管内表
面積も０．８２〜０．８６倍まで減少し、伝熱性能が低
下するので、伝熱性能を確保するためには、従来の伝熱
管と同等以上の伝熱管内表面積、すなわち伝熱管内表面
積を１．１６〜１．２２倍することが必要となる。

【００４２】よって、Ｒ３２冷媒を用いるときには、従
来の凹溝１１０による伝熱管内表面の面積拡大率が１．
９倍であるのに対して、凹溝１０による伝熱管内表面の
面積拡大率を略２．３倍以上にすればよいことになる。
凹溝１０によって伝熱管内表面の面積拡大率を増大させ
る方法としては、リード角θａを大きくする方法があ
る。例えば、管内径Ｄ、溝数、溝ピッチＰ、溝高さＨ、
山頂角θｆを従来の伝熱管と同一とし、リード角θａを
１５度から４５度に増加させることにより、伝熱管内表
面積は１．３７倍拡大する。従って、従来の凹溝による
伝熱管内表面の面積拡大率が１．９倍だったのに対し
て、リード角θａが４５度の場合には、伝熱管内表面の
面積拡大率は２．６倍となる。

【００４３】図５は、横軸に冷媒質量速度をとり、縦軸
に蒸発熱伝達率と圧力損失（溝がない内面が平滑な伝熱
管との比）をとって、リード角θａをパラメータとした
ときの伝熱管の性能を示している。なお、使用冷媒はＲ
３２冷媒である。

【００４４】図５より、リード角θａが１５度である従
来の伝熱管に対して、リード角θａが３０度の伝熱管
は、熱伝達率が高い値を示すが、圧力損失が増加し、リ
ード角θａが４５度の時も同様の傾向を示す。この理由
は、リード角θａが大きいと、伝熱管内表面の面積拡大
率が大きくなり、伝熱性能が向上するためであり、圧力
損失はリード角θａが大きくなることにより、冷媒流れ
が凹溝１０に衝突するなどして大きくなるからであると
考えられる。

【００４５】図６は、本実施の形態のリード角θａ＝３
０度の伝熱管を図４に示されている型式のプレートフィ
ンチューブ型熱交換器（パス数２）を用いた室内熱交換
器５に適用し、横軸に冷媒質量速度をとり、縦軸に蒸発
熱交換能力をとって、冷媒の違いによる伝熱管の性能を
示している。

【００４６】一般に、冷媒質量速度の増加により冷媒熱
伝達率が向上し、蒸発熱交換能力は大きくなるが、圧力
損失も増大するため、冷媒質量速度の大きい領域におい
ては冷媒質量速度の増加による蒸発熱交換能力の増加量
は少なくなる。図６に示されているように、従来のＲ２
２冷媒では、冷媒質量速度が２５０ｋｇ／ｍ²s以上と
なると、蒸発熱交換能力の増加度合いが小さくなるのに
対して、本実施の形態におけるＲ３２冷媒の使用では、
冷媒質量速度を３５０ｋｇ／ｍ²s以上としても、蒸発
熱交換能力が増加していくことが分かる。この理由は、
前述したとおり、Ｒ３２冷媒の圧力損失がＲ２２冷媒よ
り小さいためである。

【００４７】図７は、横軸にリード角θａをとり、縦軸
に本伝熱管を用いた図４に示されている型式の室内熱交
換器の蒸発熱交換量をとって、伝熱管の違いによる熱交
換器の性能を表した結果を示している。この時の各々の
冷媒の質量速度は、図６において、蒸発熱交換能力が
２．８ｋＷとなる値とした。

【００４８】図７より、従来の冷媒Ｒ２２では、リード
角θａが１５度〜２５度の場合に蒸発能力が高い値とな
るのに対して、本実施の形態におけるＲ３２冷媒では、
リード角θａが３０度以上、特に、４５度以上の場合に
蒸発能力が特に高い値となることが分かる。この理由
は、リード角θａが大きいと、伝熱性能も向上するが、
圧力損失も大きくなる。しかし、Ｒ３２冷媒は圧力損失
の値が従来のＲ２２冷媒と比較して小さいため、リード
角θａがより大きい値の時に蒸発性能が最大値となる。

【００４９】以上、蒸発器を例にとって説明したが、本
実施の形態の伝熱管は、圧力損失の影響が小さい凝縮器
側でも同様の効果を発揮する。すなわち、本実施の形態
では、図２に示されているように、伝熱管３Ａ、５Ａの
管壁には、管軸方向Ａとの角度（リード角）θａが４５
度以上の凹溝１０が設けられており、この凹溝１０内に
は、管軸方向Ａの主流とのせん断力で、渦が発生する。

【００５０】凹溝１０による速度ベクトルＶは、流体が
凹溝１０に沿って移動する成分Ｖａ値と、凹溝１０内の
溝方向に軸を持つ渦を駆動する成分Ｖｂとに分解でき
る。この凹溝１０部に形成された渦は、主流とのせん断
力によって駆動されるから、主流に対し大きな角度の凹
溝１０を有する伝熱管が渦発生並びに渦の大型化には有
効である。

【００５１】リード角θａが４５度以上になると、凹溝
１０に沿って流体を駆動する成分Ｖａよりも、渦を駆動
する成分Ｖｂが大きくなる。このため、凹溝１０内での
熱移動及び物質移動が促進される。併せて、リード角θ
ａが大きいと、伝熱面積も拡大されるため、液膜が薄く
なり、凝縮器側でも高い熱伝達性能を得ることができ
る。

【００５２】凹溝１０によって伝熱管内表面の面積拡大
率を増大させる他の方法としては、溝高さＨを大きくす
る方法がある。例えば、管内径Ｄ、管肉厚Ｔ、溝数、溝
ピッチＰ、リード角θａ、山頂角θｆを従来のものと同
一とし、溝高さＨを従来の０．２４ｍｍから０．３０ｍ
ｍに増加することにより、伝熱管内表面は１．１４倍拡
大する。従って、この場合には、従来の凹溝による伝熱
管内表面の面積拡大率が１．９倍であるのに対して、面
積拡大率は２．２倍となる。

【００５３】図８は、横軸に溝高さＨをとり、縦軸に本
伝熱管を用いたプレートフィンチューブ型熱交換器の凝
縮熱交換能力をとって、伝熱管の性能を示されている。

【００５４】図８より、Ｒ２２冷媒では、溝高さＨが
０．２０ｍｍ〜０．２５ｍｍの時に凝縮能力が高い値と
なるのに対し、Ｒ３２冷媒が使用されていると、溝高さ
Ｈが０．３０ｍｍ〜０．４０ｍｍの時に凝縮能力が、特
に高い値となる。溝高さが大きいと、伝熱管内表面の面
積拡大率が大きくなり、伝熱性能も向上し、加えて、以
下の理由によって凝縮熱伝達性能がさらに向上する。

【００５５】すなわち、凝縮した液膜が、凹溝１０の底
部に溜まり込むが、溝高さが大きいために凹溝１０が液
膜に埋もれにくくなり、高い凝縮熱伝達性能を得ること
ができる。

【００５６】また、伝熱性能を向上させる他の手法とし
ては、山頂角θｆを、従来の３０度から本実施の形態の
ように、１５度まで小さくしてもよい。管内径Ｄ、管肉
厚Ｔ、溝数、溝ピッチＰ、リード角θａ、溝高さＨが同
一であれば、山頂角θｆの減少によって溝幅が小さくな
るため、凹溝１０の底部に溜まり込む液冷媒の量が増
え、凹溝１０が液膜に埋もれにくくなり、高い凝縮熱伝
達性能を得ることができる。

【００５７】また、山頂角θｆを小さくすることに併せ
て、溝数を増やし、溝ピッチを狭めても、高い凝縮熱伝
達性能を得ることができる。なお、圧力損失が小さいＲ
３２冷媒においても、冷媒質量速度が３５０ｋｇ／ｍ²
ｓよりはるかに大きい場合には、圧力損失増加の影響が
現れ、蒸発熱交換量が低下するため、熱交換器性能を向
上させる手法として、圧力損失を低減する溝形状が有効
となる。

【００５８】例えば、図９（ａ）、（ｂ）に示されてい
る伝熱管２０のように、内側周表面に、管軸方向に対し
傾斜した凹溝２１が形成されている部分と、管軸方向に
延びる幅広の凹溝２２が形成されている部分とを設ける
ことにより、冷媒が、幅広の凹溝２２を流れることによ
り、圧力損失が低減する。なお、この場合、隣接する凹
溝２１間と、凹溝２１と凹溝２２との間が各々フィン２
３となる。

【００５９】また、凹溝２１の底部に溜まり込む液冷媒
の量が増え、溝が液膜に埋もれにくくなり、高い凝縮熱
伝達性能を得ることができる。なお、図９では、９０度
ごとに幅広の凹溝２２を設ける例が示されているが、幅
広の凹溝２２の個数は、これより少なくても多くてもよ
い。

【００６０】冷媒質量速度が３５０ｋｇ／ｍ²ｓより小
さい場合には、圧力損失が熱交換器性能に与える影響が
小さくなるため、圧力損失が多少増加しても、伝熱性能
の向上が大きい溝形状が有効となる。例えば、図１０
（ａ）に示されている伝熱管３０のように、内側周表面
に管軸方向に対し異なる２方向以上に凹溝３１、３２を
形成することにより、圧力損失は増加するが、凹溝３
１、３２間での冷媒の衝突、攪拌によって伝熱促進効果
が得られ、熱交換器性能は向上する。

【００６１】この場合、凹溝３１のリード角θａと凹溝
３２のリード角θａ’とが異なっていてもよく、また、
凹溝３１と凹溝３２の対個数は、２〜３、あるいはそれ
以上であってもよい。なお、図１０（ａ）は凹溝３１と
凹溝３２の対個数が２の例を、図１０（ｂ）は凹溝３１
と凹溝３２の対個数が３の例を各々示している。

【００６２】また、図１１（ａ）に示されている伝熱管
４０のように、凹溝４１間に画定されるフィン４２の先
端に、略三角形状のＶ溝４３を開削形成し、フィン４２
の表面積を広げることもでき、このことよって伝熱促進
効果を図ることもできる。また、Ｖ溝４３は、図１１
（ｂ）に示されているように、深く設けられてもよく、
また、図１１（ｃ）に示されているように、片側に偏倚
して形成されてもよい。

【００６３】なお、以上は、伝熱管径が７ｍｍの場合に
ついて述べたが、伝熱管径が５ｍｍから１０ｍｍまで変
化した場合には、内圧強度が確保されるように、管肉厚
Ｔを調整し、他の形状を上述の実施の形態のものと同等
にすれば、熱交換器性能は向上する。また、以上は、室
内熱交換器に本実施の形態の伝熱管を導入した効果につ
いて述べたが、室外熱交換器に本実施の形態の伝熱管を
導入した場合においても、同様の効果を期待できる。

【００６４】実施の形態２．図１２は、この発明による
空気調和装置の実施の形態２を示している。この空気調
和装置は、冷媒を圧縮する回転数可変型圧縮機５１と、
四方弁５２と、室外熱交換器（凝縮器）５３と、第１流
量制御装置（膨張弁）５４と、室内熱交換器（蒸発器）
５５とを含む冷媒回路を構成している。また、室外熱交
換器５３に冷却風を送る室外送風機５６と、室内熱交換
器５５の前方に配置された室内送風機５７とが設けられ
ている。熱交換器５３，５５としては、プレートフィン
チューブタイプの熱交換器が用いられている。

【００６５】冷媒回路における冷媒の流れ方向は四方弁
５２によって切り換えられ、図１２の実線の矢印が冷房
時の冷媒流れ方向、点線の矢印が暖房時の冷媒流れ方向
を示している。この冷媒回路の作動冷媒としては、低Ｇ
ＷＰ冷媒としてＨＦＣ系冷媒のＲ３２冷媒、圧縮機摺動
部を潤滑する冷凍機油（以下では、冷凍機油を単に油と
表現する）としてアルキルベンゼン系の油を封入する。

【００６６】室内熱交換器５５は、伝熱管径が７ｍｍ
で、冷媒流路数は、冷房時の冷媒入口が一つ（冷媒入口
５５Ａ）、冷房時の冷媒出口が二つ（冷媒出口５５Ｂ、
５５Ｃ）となっている。また、室外熱交換器５３は、伝
熱管径が７ｍｍで、冷媒流路数は、暖房時の冷媒入口が
二つ（５３Ａ、５３Ｂ）、暖房時の冷媒出口が四つ（５
３Ｃ、５３Ｄ、５３Ｅ、５３Ｆ）になっており、いずれ
も熱交換器途中で流路数が増加する形態となっている。
図４に示されているものと比較して、蒸発器入口の流路
数を減らしているため、低コスト化を実現している。

【００６７】ここで、室内熱交換器途中で流路数が増加
する従来型の室内熱交換器の流路パターン例を図２０を
参照して説明する。熱交換器は複数段に曲げられた形態
となっており、伝熱管総本数は３２である。冷房運転時
の冷媒入口（冷房入口）２００Ａより単一の冷媒流路２
００Ｂに流入した気液二相の冷媒は、三分岐管と呼ばれ
る分岐管２００Ｃにて二流路２００Ｄ、２００Ｅに分岐
され、個別の冷媒出口（冷房出口）２００Ｆ、２００Ｇ
から流する。

【００６８】上述した従来例の場合の伝熱管内の気液二
相冷媒の流動様式が図２１に示されている。冷房時の冷
媒入口部分では、クオリティｘが０．１〜０．２程度で
あり、流動様式はスラグ流となり、冷媒が蒸発してクオ
リティｘが大きくなると、環状噴霧流となり、完全にド
ライアウトして噴霧流となってクオリティｘが１とな
り、冷媒蒸気単相流となる。

【００６９】このとき、冷房時の冷媒入口付近の伝熱管
内は液冷媒流量が多く、伝熱管下方に液冷媒が偏って流
動する。そして三分岐管２００Ｃまでの流路が短いため
（図２０では伝熱管４本分〜）、冷媒はあまり蒸発
せず、三分岐管出口でもスラグ流となる。ちなみに、こ
の従来例では、全伝熱管本数に対して単一流路となる伝
熱管本数の割合は、４／３２で、０．１２５である。

【００７０】三分岐管２００Ｃ内におけるスラグ流の流
動様式が図２２に示されている。図２２に示されている
ように、熱交換器では、三分岐管２００Ｃの分岐方向が
略垂直のため、下方側流路に液冷媒が偏って流れ、上方
側流路には液冷媒が流れにくく、冷媒分配の不均一が生
じ、蒸発熱交換能力の低下が生じてしまう。

【００７１】本実施の形態における室内熱交換器５５の
流路パターンが図１３に示されている。室内熱交換器５
５は、従来のものと同様に複数段に曲げられた形態とな
っており、伝熱管総本数は３２で、冷房運転時の冷媒入
口（冷房入口）５５Ａから単一流路のまま伝熱管を８本
（〜）通過した後の三分岐管５５Ｄで分岐してい
る。この実施の形態では、全伝熱管本数に対して単一流
路となる伝熱管本数の割合は、８／３２で、０．２５で
ある。なお、図１３において、５５Ｂ、５５Ｃは、冷房
運転時の冷媒出口（冷房出口）を示している。

【００７２】このため、冷媒入口５５Ａから三分岐管５
５Ｄに至るまでに、冷媒は十分蒸発し、クオリティｘが
０．４程度の環状噴霧流となり、図１４に示されている
ような三分岐管内の流動様式となる。従って、図１３に
示されているように、三分岐管５５Ｄの分岐方向が垂直
であっても、下方側流路に液冷媒が偏って流れることが
なく、上方側と下方側の両流路に液冷媒が均等に流れ
る。これにより、冷媒分配の不均一が生じることなく、
蒸発熱交換能力が向上する。

【００７３】なお、図２０に示されている従来の室内熱
交換器の流路パターンと、図１３に示されている本実施
の形態における室内熱交換器の流路パターンを比較する
と、冷媒流路が単一である伝熱管本数は本実施の形態の
方が多く、その通路長は長いから、圧力損失の増加が懸
念されるが、Ｒ３２冷媒が使用されているから、圧力損
失の増加は少なく、冷媒流速が速い伝熱管の本数増加に
なって冷媒伝熱性能が向上し、冷房ＣＯＰ、暖房ＣＯＰ
とも向上する。

【００７４】図１５は本実施の形態における室内熱交換
器の他の例を示している。この室内熱交換器は、主たる
室内熱交換器５５の入口流路側に補助熱交換器５８が付
加され、補助熱交換器５８に冷房運転時の冷媒入口（冷
房入口）５８Ａが設けられている。この場合、冷媒入口
５８Ａから三分岐管５５Ｄに至る単一流路の伝熱管は１
０本（〜○10）となり、全伝熱管本数に対して単一流
路となる伝熱管本数の割合は、０．２８である。なお、
補助熱交換器５８の伝熱管径は、主たる熱交換器５５と
同一である。

【００７５】図１５に示されているものでも、冷媒は三
分岐管５５Ｄに至るまでに十分蒸発し、環状噴霧流とな
って三分岐管５５Ｄで分岐するため、図１３に示されて
いるものと同様の効果が得られる。また、補助熱交換器
５８が付加されている分、熱交換器伝熱面積が増加する
から、冷房ＣＯＰ、暖房ＣＯＰとも向上する。加えて暖
房時は、室内熱交換器は凝縮器となり、冷房出口側流路
から冷媒が流入し、冷房入口側流路では冷媒が過冷却液
となって流出する。

【００７６】また、図１５に示されているものでは、暖
房時、過冷却液となる伝熱管が補助熱交換器５８として
主たる熱交換器５５から分離されているため、フィンに
よる熱伝導により高温の冷媒から過冷却した液冷媒への
熱の移動がなく、熱交換器性能を十分に発揮できる効果
もある。なお、図１３に示されているものでも、同様の
効果を発揮させるためには、過冷却液となる伝熱管周り
のフィンに切り込みを入れ、熱的に遮断すればよい。

【００７７】図１６は本実施の形態における室内熱交換
器の更に他の例を示している。この例では、主たる熱交
換器５５が３段曲げ構造とされ、冷房入口側流路に設置
された補助熱交換器５８の伝熱管径Ｄａを５ｍｍと細く
しており、単一流路の伝熱管は６本（〜）になって
いる。全伝熱管本数に対して単一流路となる伝熱管本数
の割合は図１３、図１５に示されているものより小さい
０．１２５７となっている。なお、複数流路となる伝熱
管径Ｄｂは７ｍｍである。

【００７８】補助熱交換器５８の伝熱管径が細いことに
より、補助熱交換器５８における冷媒質量速度が速くな
り、補助熱交換器５８での冷媒伝熱性能が向上する。こ
のため、冷媒は三分岐管５５Ｄに至るまでに十分蒸発
し、環状噴霧流となって三分岐管５５Ｄで分岐する現象
が得られ、図１５に示されているものと同様の効果が得
られる。

【００７９】一般に、冷媒伝熱性能は、冷媒質量速度の
０．７乗に比例する。従って、単一流路の伝熱管径を細
くすることにより、図１３や図１５に示されているもの
の単一流路での冷媒伝熱性能と比較して冷媒質量速度上
昇分が冷媒伝熱性能となる。

【００８０】同一冷媒流量ならば、冷媒質量速度比は伝
熱管断面穣比になるので、（Ｄｂ²／Ｄａ²）^0.7＝（７
²／５²）^0.7＝１．６倍となる。

【００８１】従って、図１３に示されているものにおけ
る全伝熱管本数に対する単一流路となる伝熱管本数の割
合０．２５に対して、０．２５／１．６＝０．１５７と
なり、図１５に示されているものにおける全伝熱管本数
に対する単一流路となる伝熱管本数の割合を０．１５７
としている。

【００８２】なお、冷媒流路が単一である伝熱管径が細
いため、圧力損失の増加が懸念されるが、Ｒ３２冷媒を
用いているため、圧力損失の増加は少なく、冷媒流速増
加による冷媒伝熱性能向上効果が勝り、冷房ＣＯＰ、暖
房ＣＯＰとも向上する。なお図１５では、補助熱交換器
５８の伝熱管径を細くする例を示されているが、主たる
熱交換器５５において単一流路となる部分の伝熱管のみ
伝熱管径を細くしても、同様の効果が得られる。

【００８３】以上、室内熱交換器５５を例に述べたが、
三分岐管を用いた室外熱交換器５３についても同様であ
る。図１７は、暖房時の冷媒入口が二つ（５３Ａ、５３
Ｂ）、暖房時の冷媒出口が四つ（５３Ｃ、５３Ｄ、５３
Ｅ、５３Ｆ）の室外熱交換器５３の具体例を示してい
る。なお、５３Ｊ、５３Ｈは三分岐管を示されている。

【００８４】ここで、熱交換器５３を上下に分離して考
えれば、上下どちらか片方の熱交換器の伝熱管総本数は
２４で、単一流路の伝熱管を６本通過した後、三分岐管
５３Ｊ、５３Ｈにて分岐している。全伝熱管本数に対す
る単一流路伝熱管本数の割合は、０．２５である。この
ため、三分岐管５３Ｊ、５３Ｈに至るまでに冷媒は十分
蒸発し、環状噴霧流となって三分岐管５３Ｊ、５３Ｈで
分岐するため、図１３に示されている熱交換器と同様の
効果が得られる。

【００８５】なお、上述の実施の形態２に示された空気
調和装置は、実施の形態１に示されている伝熱管を用い
ても、同様の効果を得ることができる。

【００８６】なお、上述の実施の形態１、２に示した空
気調和装置では、冷媒としてＲ３２冷媒を、冷凍機油と
してフルキルベンゼン系の冷凍機油を用いた例を示し
た。ここで、燃焼性はあるが、ＧＷＰがＲ３２冷媒より
小さいＨＦＣ冷媒（Ｒ４１、Ｒ１４３、Ｒ１５２ａ、Ｒ
２４５ｃａなど）や、ＨＣ冷媒（ブタン、イソブタン、
エタン、プロピレンなど）や、さらには自然冷媒（空
気、炭酸ガス、アンモニアなどや、これら冷媒の数種の
混合冷媒）の中で、圧力損失が低ければ、これら冷媒を
用いても、地球温暖化係数が低く、その効果が発揮され
る。

【００８７】また、ＧＷＰがＲ３２冷媒より小さいＨＦ
Ｃ冷媒やＨＣ冷媒、ＨＥ冷媒、ＦＣ冷媒、自然系冷媒
と、ＧＷＰがＲ３２冷媒より大きい冷媒とを混合し、混
合冷媒のＧＷＰがＲ３２冷媒より小さければよい。

【００８８】また各種冷媒に対して冷凍機油は、エステ
ル油、エーテル油、フッ素油、鉱油などを用いても、そ
の信頼性は十分に確保される。

【００８９】実施の形態１、２に示した空気調和装置に
おいて使用したＲ３２冷媒は、Ｒ２２冷媒よりも冷媒液
密度が小さく、装置の冷媒充填量が減るので、装置廃棄
時などに行う必要がある冷媒回収にかかる費用と時間を
削減することができ、リサイクル性に優れた空気調和装
置となる。

【００９０】またＧＷＰがＲ３２以下のＨＦＣ冷媒（Ｒ
４１、Ｒ１４３、Ｒ１５２ａ、Ｒ２４５ｃａなど）や、
ＧＷＰがＲ３２以下のＨＣ冷媒（ブタン、イソブタン、
エタン、プロピレンなど）や、さらにはＧＷＰがＲ３２
以下の自然冷媒（空気、炭酸ガス、アンモニアなどや、
これら冷媒の数種の混合冷媒）を用いても、冷媒液密度
が小さくければ、地球温暖化係数が低く、その効果が発
揮される。

【００９１】また、ＧＷＰがＲ３２以下のＨＦＣ冷媒や
ＨＣ冷媒、ＨＥ冷媒、ＦＣ冷媒、自然系冷媒と、ＧＷＰ
がＲ３２以上の冷媒とを混合し、混合冷媒のＧＷＰが９
００以下であってもよい。また前述の各種冷媒に対して
も、冷凍機油は、エステル油、エーテル油、フッ素油、
鉱油などを用いてその信頼性は十分に確保される。

【００９２】なお、上述の実施の形態１、２に示した空
気調和装置において、燃焼性のあるＲ３２冷媒を用いた
場合の漏れ検知方法について述べる。

【００９３】冷媒漏れ検知装置を設置する場合、冷媒が
漏れたときに、その部屋において冷媒が一番よどみやす
い場所に検知装置を配置すべきである。特に、Ｒ３２冷
媒は空気より重いが、もっとも一般家庭に普及している
壁掛け式空気調和装置は室内上方に設置されるため、空
気調和装置に冷媒検知装置を内威したとしても、漏れを
正確に検知できるとは限らない。

【００９４】また空気調和装置の周辺に冷媒漏れ検知
装置が設置されるとは限らず、冷媒漏れ検知装置と空気
調和装置との間に、検知情報に対する情報のやりとりを
する必要が生じる可能性がある。

【００９５】このため、例えば、電灯線を通信線として
利用し、冷媒漏れ検知情報を電灯線通信インターフェー
スにより電灯線に乗せる。この時、電灯線通信インター
フェースにおいては、発信機器のアドレス、送信先機器
のアドレス、伝達したい情報を含んだ内容を送信するも
のとし、これらデジタル信号を電灯線に乗せるためのア
ナログ信号への変換手段も含んでいる。

【００９６】続いて電灯線に接続された家庭用空気調和
装置は、電灯線に乗せられた各種のアナログ信号から、
発信機器のアドレス、送信先機器のアドレス、伝達した
い情報を取り出す通信インターフェースを装備してい
る。

【００９７】この通信インターフェースはアナログ信号
をデジタル信号に変換する機能も備えている。そしてこ
のデジタル信号を基に空気調和装置の各アクチュエータ
を制御する装置に信号を伝達することにより、圧縮機を
停止したり、冷媒漏れを警告、表示するなどの冷媒漏れ
に対応した処置を取ることができる。

【００９８】電灯線を通信線として用いるため、それに
対応した前述の通信インターフェースさえ用いれば、新
たに余分な配線をすることなく、安全な空気調和装置を
安価に提供することができる。なお、以上には電灯線を
通信線として用いる例を示したが、電灯線通信インター
フェースの代わりに、電話線通信インターフェースや、
赤外線などによる無線通信インターフェースを備えても
よい。

【００９９】上述の実施の形態１、２に示した空気調和
装置において、圧縮機は、どのような型式のもの、例え
ば、レシプロ圧縮機（単気筒、複数気筒）、ロータリ圧
縮機（単気筒、複数気筒）、スクロール圧縮機、リニア
圧縮機などを用いてよい。

【０１００】圧縮機シェル内に圧縮部を回転させる電気
モータを内蔵するとき、そのシェル内の圧力構造は、高
圧でも低圧でもよい。高圧シェル方式では、圧縮機シリ
ンダを出た冷媒が電気モータを冷却して加熱され、圧縮
機から吐出されるので、吐出温度は高くなる。一方、低
圧シェル方式では、シェル内に流入した冷媒は電気モー
タを冷却して加熱されてから圧縮シリンダに吸入される
ので、吸入温度は高くなる。しかし、圧縮機シリンダか
ら流出する冷媒は直接圧縮機外へ吐出されるので、吐出
温度は低くなる。したがって、使用する冷媒に応じて、
吐出温度を高くするか、低くするか、その冷媒の特性を
考慮して高圧か低圧かを選択すればよい。

【０１０１】また、一般に、低圧シェルより高圧シェル
の方が圧縮機内冷凍機油への冷媒溶け込み量が多い。従
って冷媒充填量を削減したいときには、低圧シェル方式
を選択した方がよいが、冷媒が溶けにくい冷凍機油を使
用すれば、高圧シェルでも冷媒量を削減することができ
る。

【０１０２】なお、実施の形態１、２に示した空気調和
装置において、熱交換器は円管プレートフィンチューブ
タイプの例を示したが、楕円管プレートフィンチューブ
タイプや、扁平管プレートフィンチューブタイプ、また
楕円管・扁平管コルゲートフィンチューブタイプを用い
てもよい。

【０１０３】また、これら熱交換器の製造において、特
に伝熱管やフィンを炉中ろう付けにより接合すれば、ろ
う付けが一回で完了するため、ろう付け不良による冷媒
漏れの確率が減少し、燃焼性のあるＲ３２冷媒を用いた
ときの安全性をより確保することができる。また、伝熱
管とフィンの間の接触熱抵抗が、激減し、熱交換器性能
を高めることができる。加えて伝熱管とフィンを、銅、
もしくはアルミニウムなど同一の材料とすれば、解体時
のリサイクル性に優れた熱交換器を提供することができ
る。

【０１０４】また、近年、空気清浄機能を付加した空気
調和装置が製品化されている。実施の形態１、２に示し
た空気調和装置に用いたＲ３２冷媒は燃焼性があるた
め、電気集塵による空気清浄機能を付加することは、冷
媒漏洩時の着火源となる可能性があるため、安全上問題
がある。

【０１０５】このため、高性能フィルタにより挨を吸着
させる方式ならば、安全性は確保され、かつ空気清浄機
能を満足することができる。仮に、電気集塵による空気
清浄機能を付加するならば、例えば、室内熱交換器の上
方に設置するなどし、万一、冷媒が漏洩したとしても着
火しないような対策をとる必要がある。

【０１０６】また、実施の形態１、２に示した空気調和
装置に用いたＲ３２冷媒は燃焼性があるため、冷媒漏洩
を検知する一手段として、熱交換器洗浄装置を内蔵する
ことが挙げられる。例えば、室内機内に熱交換器洗浄装
置を内蔵し、洗浄液を室内熱交換器に噴霧するとする。
このとき、仮に、冷媒が漏れていれば、漏れ箇所より泡
が発生し、容易に冷媒漏れ並びに漏れ箇所を特定するこ
とができる。冷媒ガス漏れ検地装置を付加する必要もな
くなるので、安価にすることができる。

【０１０７】

【発明の効果】以上の説明から理解される如く、この発
明による空気調和装置によれば、冷媒としてＲ３２冷媒
が用いられ、冷媒流路数が単一であって伝熱管径が７ｍ
ｍ以上１０ｍｍ以下である室内熱交換器が用いられてい
るから、高効率な運転が可能となると共に、熱交換器で
の冷媒分岐が不要となり、低コストな空気調和装置を提
供することができる。また多湿な室内空気条件におい
て、室内熱交換器での露飛びを回避する効果もある。

【０１０８】つぎの発明による空気調和装置によれば、
冷媒としてＲ３２冷媒が用いられ、冷媒流路数が２であ
って伝熱管径が５ｍｍ以上７ｍｍ以下である室内熱交換
器が用いられているから、高効率な運転が可能となると
共に、冷媒量を削減することができる。

【０１０９】つぎの発明による空気調和装置によれば、
冷媒としてＲ３２冷媒が用いられ、蒸発器としての室内
熱交換器は熱交換器入口の流路が単一で、途中で冷媒流
路が分岐し、出口流路が複数となるものであり、分岐部
での分岐方向が略垂直方向に設置された場合において、
分岐部の冷媒流動様式が環状噴霧流となるよう熱交換器
入口から分岐部までの通路長を設定されているから、分
岐部の冷媒流動様式が環状噴霧流となり、高効率な運転
が可能となると共に、熱交換器内での均一な冷媒分岐が
可能となるので、低コストな空気調和装置を提供するこ
とができる。

【０１１０】つぎの発明による空気調和装置によれば、
冷媒としてＲ３２冷媒が用いられ、入口の流路が単一
で、途中で冷媒流路が分岐し、出口流路が複数となる蒸
発器を備え、蒸発器としての室内熱交換器は熱交換器入
口の流路が単一で、途中で冷媒流路が分岐し、出口流路
が複数となるものであり、前記分岐部での分岐方向が略
垂直方向に設置された場合において、熱交換器の全伝熱
管本数に対して単一流路となる伝熱管本数の割合が０．
２５以上であるから、分岐部の冷媒流動様式が環状噴霧
流となり、高効率な運転が可能となると共に、熱交換器
内での均一な冷媒分岐が可能となるので、低コストな空
気調和装置を提供することができる。

【０１１１】つぎの発明による空気調和装置によれば、
室内熱交換器の上流に補助熱交換器が設置され、当該補
助熱交換器の冷媒流路数が単一であるから、凝縮器とし
て用いたときの高効率な運転が可能となる空気調和装置
を提供することができる。

【０１１２】つぎの発明による空気調和装置によれば、
冷媒としてＲ３２冷媒が用いられ、入口の流路が単一
で、途中で冷媒流路が分岐し、出口流路が複数となる蒸
発器を備え、蒸発器としての前記室内熱交換器は熱交換
器入口の流路が単一で、途中で冷媒流路が分岐し、出口
流路が複数となるものであり、前記分岐部での分岐方向
が略垂直方向に設置された場合において、単一流路とな
る伝熱管径Ｄａが複数流路となる伝熱管径Ｄｂより小さ
く、熱交換器の全伝熱管本数に対する単一流路となる伝
熱管本数の割合が、０．２５／（Ｄｂ²／Ｄａ²）^0.7
以上であるから、さらに高効率な運転が可能となる空気
調和装置を提供することができ、冷媒量も削減すること
ができる。

【０１１３】つぎの発明による空気調和装置によれば、
冷媒としてＲ３２を用い、入口の流路が単一で、途中で
冷媒流路が分岐し、出口流路が複数となる蒸発器を備
え、前記分岐部での分岐方向が略垂直方向に設置された
場合において、冷媒としてＲ３２冷媒が用いられ、入口
の流路が単一で、途中で冷媒流路が分岐し、出口流路が
複数となる蒸発器を備え、蒸発器としての室内熱交換器
は熱交換器入口の流路が単一で、途中で冷媒流路が分岐
し、出口流路が複数となるものであり、前記分岐部での
分岐方向が略垂直方向に設置された場合において、室内
熱交換器の上流に補助熱交換器が設置され、当該補助熱
交換器の冷媒流路数が単一で、補助熱交換器の伝熱管径
Ｄａが蒸発器となる熱交換器の伝熱管径Ｄｂよりも小さ
く、補助熱交換器と室内熱交換器を加えた全伝熱管本数
に対して単一流路となる伝熱管本数の割合が、０．２５
／（Ｄｂ²／Ｄａ²）^0.7以上であるから、さらに高効
率な運転が可能となる空気調和装置を提供することがで
き、冷媒量も削減することができる。

【０１１４】つぎの発明による空気調和装置によれば、
熱交換器としてプレートフィンチューブ型熱交換器が用
いられ、伝熱管の内側周方向表面に管軸方向に対し傾斜
する凹溝が形成されており、凹溝による伝熱管内表面の
面積拡大率が２．５倍以上である伝熱管が熱交換器に用
いられているから、高効率な運転が可能となる空気調和
装置を提供することができる。

【０１１５】つぎの発明による空気調和装置によれば、
熱交換器としてプレートフィンチューブ型熱交換器が用
いられ、その熱交換器のうちの少なくとも１つにおい
て、伝熱管の内側周方向表面に管軸方向に対し傾斜する
凹溝が形成されており、その凹溝の管軸方向に対する傾
斜角度が４５度以上である伝熱管が熱交換器に用いられ
ているから、高効率な運転が可能となる空気調和装置を
提供することができる。

【０１１６】つぎの発明による空気調和装置によれば、
交換器としてプレートフィンチューブ型熱交換器が用い
られ、その熱交換器のうちの少なくとも１つにおいて、
伝熱管の内側周方向表面に管軸方向に対し傾斜する凹溝
が形成されており、凹溝におけるフィン高さが０．３〜
０．４ｍｍであるから、高効率な運転が可能となる空気
調和装置を提供することができる。

【０１１７】つぎの発明による空気調和装置によれば、
熱交換器としてプレートフィンチューブ型熱交換器が用
いられ、その熱交換器のうちの少なくとも１つにおい
て、伝熱管の内側周方向表面に管軸方向に対し傾斜する
凹溝が形成されている部分と管軸方向に延びる幅広の凹
溝が形成されていない部分とが存在する伝熱管が前記熱
交換器に用いられているから、特に高冷媒流量域におい
て、高効率な運転が可能となる空気調和装置を提供する
ことができる。

【０１１８】つぎの発明による空気調和装置によれば、
フィン間に形成される凹溝が互いに異なる２方向以上に
形成されている伝熱管が熱交換器に用いられているか
ら、特に低冷媒流量域において、高効率な運転が可能と
なる空気調和装置を提供することができる。

【０１１９】つぎの発明による空気調和装置によれば、
フィン先端にＶ溝が形成されているから、伝熱管内表面
の面積が増加し、高効率な運転が可能となる空気調和装
置を提供することができる。

【０１２０】つぎの発明による空気調和装置によれば、
交換器１流路当たりの冷媒質量速度が２５０ｋｇ／ｍ²
ｓ以上であるから、高効率な運転が可能となる空気調和
装置を提供することができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】この発明の実施の形態１の構成を表す冷媒回
路図である。

【図２】この発明の実施の形態１の伝熱管の展開図で
ある。

【図３】この発明の実施の形態１の作用を表すＣＯＰ
特性図である。

【図４】この発明の実施の形態１の別の構成を表す冷
媒回路図である。

【図５】この発明の実施の形態１の伝熱管の作用を表
す特性図である。

【図６】この発明の実施の形態１の伝熱管の作用を表
す別の特性図である。

【図７】この発明の実施の形態１の伝熱管の作用を表
すさらに別の特性図である。

【図８】この発明の実施の形態１の伝熱管の作用を表
す別の特性図である。

【図９】（ａ）、（ｂ）はこの発明の実施の形態１の
別の伝熱管の構成図である。

【図１０】（ａ）、（ｂ）はこの発明の実施の形態１
のさらに別の伝熱管の構成図である。

【図１１】（ａ）〜（ｃ）はこの発明の実施の形態１
のさらに別の伝熱管の構成図である。

【図１２】この発明の実施の形態２の構成を表す冷媒
回路図である。

【図１３】この発明の実施の形態２の室内熱交換器の
構成を表す図である。

【図１４】この発明の実施の形態２の室内熱交換器の
三分岐管内での冷媒流動様式を示す模式図である。

【図１５】この発明の実施の形態２の室内熱交換器の
構成を表す別の図である。

【図１６】この発明の実施の形態２の室内熱交換器の
構成を表すさらに別の図である。

【図１７】この発明の実施の形態２の室外熱交換器の
構成を表す図である。

【図１８】従来の伝熱管の展開図である。

【図１９】伝熱管の断面詳細図である。

【図２０】従来の室内熱交換器の構成を表す図であ
る。

【図２１】従来の伝熱管内での冷媒流動様式を示す模
式図である。

【図２２】従来の室内熱交換器の三分岐管内での冷媒
流動様式を示す模式図である。

【図２３】従来の空気調和装置の構成を表す冷媒回路
図。

【符号の説明】

１圧縮機、２四方弁、３室外熱交換器、３Ａ伝
熱管、４第１流量制御装置、５室内熱交換器、５Ａ
伝熱管、６室外送風機、７室内送風機、１０凹
溝、１１フィン、２０伝熱管、２１凹溝、２２
凹溝、２３フィン、３０伝熱管、３１凹溝、３２
凹溝、４０伝熱管、４１凹溝、４２フィン、４
３Ｖ溝、５１圧縮機、５２四方弁、５３室外熱
交換器、５３Ａ．５３Ｂ冷媒入口、５３Ｃ．５３Ｄ．
５３Ｅ．５３Ｆ冷媒出口、５３Ｊ、５３Ｈ三分岐
管、５４第１流量制御装置、５５室内熱交換器、５
５Ａ冷媒入口、５５Ｂ．５５Ｃ冷媒出口、５５Ｄ三
分岐管、５６室外送風機、５７室内送風機、５８
補助熱交換器、５８Ａ冷媒入口。

フロントページの続き (72)発明者森下国博東京都千代田区丸の内二丁目２番３号三菱電機株式会社内 (72)発明者牧野浩招東京都千代田区丸の内二丁目２番３号三菱電機株式会社内Ｆターム(参考） 3L051 BE07 BF01

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】圧縮機、室外熱交換器、室内熱交換器、
流量制御装置を冷媒配管で接続した冷媒回路を備えた空
気調和装置において、冷媒としてＲ３２冷媒が用いられ、前記室内熱交換器は
冷媒流路数が単一であって伝熱管径が７ｍｍ以上１０ｍ
ｍ以下である熱交換器であることを特徴とする空気調和
装置。
【請求項２】圧縮機、室外熱交換器、室内熱交換器、
流量制御装置を冷媒配管で接続した冷媒回路を備えた空
気調和装置において、冷媒としてＲ３２冷媒が用いられ、前記室内熱交換器は
冷媒流路数が２であって伝熱管径が５ｍｍ以上７ｍｍ以
下である熱交換器であることを特徴とする空気調和装
置。
【請求項３】圧縮機、室外熱交換器、室内熱交換器、
流量制御装置を冷媒配管で接続した冷媒回路を備えた空
気調和装置において、冷媒としてＲ３２冷媒が用いられ、蒸発器としての前記
室内熱交換器は熱交換器入口の流路が単一で、途中で冷
媒流路が分岐し、出口流路が複数となるものであり、前
記分岐部での分岐方向が略垂直方向に設置された場合に
おいて、前記分岐部の冷媒流動様式が環状噴霧流となる
よう前記熱交換器入口から前記分岐部までの通路長を設
定されていることを特徴とする空気調和装置。
【請求項４】圧縮機、室外熱交換器、室内熱交換器、
流量制御装置を冷媒配管で接続した冷媒回路を備えた空
気調和装置において、冷媒としてＲ３２冷媒が用いられ、入口の流路が単一
で、途中で冷媒流路が分岐し、出口流路が複数となる蒸
発器を備え、蒸発器としての前記室内熱交換器は熱交換
器入口の流路が単一で、途中で冷媒流路が分岐し、出口
流路が複数となるものであり、前記分岐部での分岐方向
が略垂直方向に設置された場合において、熱交換器の全
伝熱管本数に対して単一流路となる伝熱管本数の割合が
０．２５以上であることを特徴とする空気調和装置。
【請求項５】前記室内熱交換器の上流に補助熱交換器
が設置され、当該補助熱交換器の冷媒流路数が単一であ
ることを特徴とする請求項３または４に記載の空気調和
装置。
【請求項６】圧縮機、室外熱交換器、室内熱交換器、
流量制御装置を冷媒配管で接続した冷媒回路を備えた空
気調和装置において、冷媒としてＲ３２冷媒が用いられ、入口の流路が単一
で、途中で冷媒流路が分岐し、出口流路が複数となる蒸
発器を備え、蒸発器としての前記室内熱交換器は熱交換
器入口の流路が単一で、途中で冷媒流路が分岐し、出口
流路が複数となるものであり、前記分岐部での分岐方向
が略垂直方向に設置された場合において、単一流路となる伝熱管径Ｄａが複数流路となる伝熱管径
Ｄｂより小さく、熱交換器の全伝熱管本数に対する単一
流路となる伝熱管本数の割合が、０．２５／（Ｄｂ²／
Ｄａ²）^0.7以上であることを特徴とする空気調和装
置。
【請求項７】圧縮機、室外熱交換器、室内熱交換器、
流量制御装置を冷媒配管で接続した冷媒回路を備えた空
気調和装置において、冷媒としてＲ３２を用い、入口の流路が単一で、途中で
冷媒流路が分岐し、出口流路が複数となる蒸発器を備
え、前記分岐部での分岐方向が略垂直方向に設置された
場合において、冷媒としてＲ３２冷媒が用いられ、入口の流路が単一
で、途中で冷媒流路が分岐し、出口流路が複数となる蒸
発器を備え、蒸発器としての前記室内熱交換器は熱交換
器入口の流路が単一で、途中で冷媒流路が分岐し、出口
流路が複数となるものであり、前記分岐部での分岐方向
が略垂直方向に設置された場合において、前記室内熱交
換器の上流に補助熱交換器が設置され、当該補助熱交換
器の冷媒流路数が単一で、補助熱交換器の伝熱管径Ｄａ
が蒸発器となる熱交換器の伝熱管径Ｄｂよりも小さく、
補助熱交換器と前記室内熱交換器を加えた全伝熱管本数
に対して単一流路となる伝熱管本数の割合が、０．２５
／（Ｄｂ²／Ｄａ²）^0.7以上であることを特徴とする
空気調和装置。
【請求項８】前記熱交換器としてプレートフィンチュ
ーブ型熱交換器が用いられ、伝熱管の内側周方向表面に
管軸方向に対し傾斜する凹溝が形成されており、前記凹
溝による伝熱管内表面の面積拡大率が２．５倍以上であ
る伝熱管が前記熱交換器に用いられているとを特徴とす
る請求項１〜７の何れか１項に記載の空気調和装置。
【請求項９】前記熱交換器としてプレートフィンチュ
ーブ型熱交換器が用いられ、その熱交換器のうちの少な
くとも１つにおいて、伝熱管の内側周方向表面に管軸方
向に対し傾斜する凹溝が形成されており、その凹溝の管
軸方向に対する傾斜角度が４５度以上である伝熱管が前
記熱交換器に用いられていることを特徴とする請求項１
〜８の何れか１項に記載の空気調和装置。
【請求項１０】前記熱交換器としてプレートフィンチ
ューブ型熱交換器が用いられ、その熱交換器のうちの少
なくとも１つにおいて、伝熱管の内側周方向表面に管軸
方向に対し傾斜する凹溝が形成されており、凹溝におけ
るフィン高さが０．３〜０．４ｍｍである伝熱管が前記
熱交換器に用いられていることを特徴とする請求項１〜
９の何れか１項に記載の空気調和装置。
【請求項１１】前記熱交換器としてプレートフィンチ
ューブ型熱交換器が用いられ、その熱交換器のうちの少
なくとも１つにおいて、伝熱管の内側周方向表面に管軸
方向に対し傾斜する凹溝が形成されている部分と管軸方
向に延びる幅広の凹溝が形成されていない部分とが存在
する伝熱管が前記熱交換器に用いられていることを特徴
とする請求項１〜１０の何れか１項に記載の空気調和装
置。
【請求項１２】フィン間に形成される凹溝が互いに異
なる２方向以上に形成されている伝熱管が前記熱交換器
に用いられていることを特徴とする請求項１〜１１の何
れか１項に記載の空気調和装置。
【請求項１３】フィン先端にＶ溝が形成されているこ
とを特徴とする請求項９〜１２の何れか１項に記載の空
気調和装置。
【請求項１４】熱交換器１流路当たりの冷媒質量速度
が２５０ｋｇ／ｍ²ｓ以上であることを特徴とする請求
項９〜１３の何れか１項に記載の空気調和装置。