JP2005055108A - 熱交換器 - Google Patents

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Abstract

【課題】 ２台以上のパラレルフロータイプやサーペンタインタイプのマイクロチューブ熱交換器を蒸発器や凝縮器として利用した場合でも、最適で且つ高い熱交換性能を実現し、充分な熱交換量を得ることが可能なマイクロチューブの熱交換器を提供すること。
【解決手段】 上流側の１列目熱交換器Ａ１より下流側の２列目熱交換器Ｂ１に、偏平管１本当りの冷媒通路穴９ｂの内面積を大きくすることで、２列目熱交換器Ｂ１の方が、冷媒が偏平管１に密着したフィン２を介して空気側に熱伝達する伝熱量が大きくなると共に熱交換効率が高くなり、２列以上の熱交換器を蒸発器または凝縮器として使用した場合であっても、１列目および２列目の熱交換器がバランス良く有効に利用され、性能を最大限に引き出すようにした。
【選択図】 図１

Description

本発明は、ヒートポンプ式空気調和機に利用される熱交換器に関し、熱交換器全体を効率良く空気との熱交換が可能となる熱交換器に関するものである。
従来の空気調和機の冷凍サイクルを構成しているフィンアンドチューブタイプの熱交換器は、熱交換能力が小さい場合には、冷媒の循環量が少なく、伝熱管内の圧力損失が小さい為、冷媒通路は単一で良いが、熱交換量が大きい場合には、冷媒の循環量が多く、伝熱管内の圧力損失が大きくなる為に複数の冷媒通路が必要となってくる。
ここで、図８において、熱交換効率の高いパラレルフロータイプの熱交換器１台を蒸発器に使用した場合について説明する。図８に示す従来例の場合、４は中空円筒状の下部ヘッダー４で、左側は閉じてあり、蒸発器として使用される場合、冷媒が流入する接続管５が右側に接合されている。下部ヘッダー４に流入した冷媒は各ヘッダーに連通する各偏平管１の中を通過しながら、各偏平管１に密着したフィン２を介して空気と熱交換を行い、更にガス化した冷媒は中空円筒状である上側ヘッダー３の右側の接続管６から流出する。
また、パラレルフロータイプの熱交換器１台を凝縮器として使用した場合は、冷凍サイクル中の四方弁の切換えにより冷媒の流れる方向が異なり、図８に示す従来例の場合、圧縮機より吐出された高温高圧の単相の過熱冷媒ガスがの接続管６より上部ヘッダー３に流入して各ヘッダーに連通する各偏平管１の中を通過しながら、各偏平管１に密着したフィン２を介して空気と熱交換を行い、凝縮液化した冷媒は中空円筒状である下部ヘッダー４より凝縮器の接続管５から流出する。１は熱伝導性の良いアルミニウムや銅合金等の金属からなる偏平な断面外形を有する熱交換器用の偏平管で、内部に１本ないし数本の冷媒通路を有し、下部ヘッダー４と上部ヘッダー３とを連通するように、それらのヘッダーを橋絡して垂直に複数本取り付けられている。このようなパラレルフロータイプの熱交換器が図９に示すように、２台以上の熱交換器が平行に配置され、蒸発器として利用した場合、熱交換器Ａ１、Ｂ１の下部ヘッダー４ａ、４ｂに分岐して接続された接続管５ａから流入した冷媒はフィン２ａ、２ｂを介して空気側と熱交換し、複数の偏平管１ａ、１ｂを通過して上部ヘッダー３ａ、３ｂに集結して、上部ヘッダー３ａ、３ｂに分岐して接続された接続管５ｂより流出する。
また、上記パラレルフロータイプの熱交換器の他に、図１０に示すようなサーペンタインタイプの熱交換器があり、これは、一対の中空円筒状のヘッダー７、８と、このヘッダー７，８を接続する蛇行した偏平管１と、その偏平管１の間に設けられたフィン２から構成され、偏平管１は上記パラレルフロータイプの熱交換器と同様に内部が、１本ないし数本の冷媒通路穴９を有した構成となっている。
図１１には、図８のパラレルフロータイプおよび図１０のサーペンタインタイプの熱交換器における空気の流入方向ＡからＢ方向の一部を拡大した部分斜視図であり、前述の通り偏平管１の内部には冷媒が通過する冷媒流路穴９を有し、フィン２には空気と冷媒の熱交換を促進させる為の、ルーバ１０が切り起こされており、パラレルフロータイプとサーペンタイプの熱交換器のフィン２と偏平管１は基本的に同一の構成となっている。
サーペンタインタイプの熱交換器もパラレルフロータイプと同様に２台以上平行に並べた（図示しない）場合、各々の熱交換器の性能が最大限に発揮できる為の工夫が必要となる。
従来このような空気調和機用の２列以上の熱交換器の熱交換効率を良好にした構成例としては、フィンアンドチューブタイプの熱交換器のフィンの位置を１列目と２列目の熱交換器の間でずらした（例えば特許文献１参照）ものや、また、１列の熱交換器で着霜運転時に空気の流入上流部と下流側のフィンの形状を変化させて熱交換器全体が効率良く運転可能となるようにさせたものもがある（例えば特許文献２参照）。
特開平７―１９８１６６号公報（３頁、第１図） 特開平８―１７８３６６号公報（４頁、第１図）
このようにパラレルフロータイプやサーペンタインタイプのマイクロチューブ熱交換器を２台以上利用した場合に、従来のフィンアンドチューブタイプの熱交換器よりも熱交換性能が高いものとなっている。フィンアンドチューブの空気と冷媒の熱交換する過程は、風上に配置した１列目の熱交換器と風下の２列目の熱交換器の間をを冷媒が容易に交差して効率よく空気と熱交換する構成を取ることができるが、マイクロチューブ熱交換器の場合はフィンアンドチューブとは異なり、冷媒を風上の熱交換器と風下の熱交換器の間で交差して流すことができず、空気側と冷媒側の熱交換の大部分が風上の１列目で優先的に熱交換される為、風下の２列目の熱交換器での空気側と冷媒の熱交換量は小さくなる。従って、例えば蒸発器においては、１列目の熱交換器は過熱度が大きく取れ、２列目は逆に熱交換量が減って過熱度が小さくなり、冷媒の循環量によっては、１列目と２列目の熱交換量が大きく異なってバランスを崩し、熱交換器全体を有効に利用することができず、冷凍サイクルの性能まで低下させる場合がある。
しかしながら、１列目と２列目の熱交換器を流れている冷媒をフィンアンドチューブのように途中で交差させるような構成は、マイクロチューブ熱交換器の構成上困難であり、仮に実現しようとしても装置が巨大化するだけで無く、複雑になってしまう上、冷媒分流が崩れるなど熱交換器の性能が大きく低下してしまうという課題を有していた。
本発明はこのような従来の課題を解決するものであり、２台以上のパラレルフロータイプやサーペンタインタイプの熱交換器を蒸発器や凝縮器として利用した場合でも、最適で且つ高い熱交換性能を実現し、充分な熱交換量を得ることが可能なマイクロチューブの熱交換器を提供することを目的とする
上記従来の課題を解決する為に、本発明のうちで請求項１記載の発明は、所定の距離間隔で延在する一対のヘッダーと、該一対のヘッダー間には内部に冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された偏平管と、隣接する前記偏平管の間に配置されたフィンとを備えた熱交換器であって、前記熱交換器は通風上流側に低性能タイプの第一熱交換器、通風下流側には高性能タイプの第二熱交換器が平行に配置したことを特徴とする。
また、請求項２に記載の発明は、互いに平行な直線部と曲線部を交互に形成して蛇行状にし、内部を冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された偏平管と前記偏平管の前記各直線部間にフィンを配置したサーペンタインタイプの熱交換器において、前記熱交換器は通風上流側に低性能の第一の熱交換器、通風下流側に高性能の第二の熱交換器を平行に配置したことを特徴とする。
さらに、請求項３に記載の発明は、前記第二熱交換器より前記第一熱交換器の前記偏平
管の冷媒流通穴の数を少なく且つ流体直径を大きく形成されていることを特徴とする。
また、請求項４に記載の発明は、前記第二熱交換器の前記偏平管の冷媒流通穴には溝加工が施されていることを特徴とする。
さらに、請求項５に記載の発明は、前記第一熱交換器の前記偏平管のピッチおよび冷媒流通穴の流体直径が、前記第二熱交換器よりも大きく形成されていることを特徴とする。
さらに、請求項６に記載の発明は、前記第一熱交換器の前記フィンのピッチが、前記第二熱交換器よりも大きく形成されていることを特徴とする。
さらに、請求項７に記載の発明は、前記第一熱交換器の前記フィンに、前記第二熱交換器よりも低性能のフィンが配置されたことを特徴とする。
さらに、請求項８に記載の発明は、前記第一熱交換器交換器の前記フィンはルーバを配置せず、前記第二熱交換器にはルーバが配置されたことを特徴とする。
さらに、請求項９に記載の発明は、前記第一熱交換器および前記第二熱交換器の前記フィンにはルーバが配置され、前記第一の熱交換器には前記第二熱交換器よりもルーバ高さの低いルーバが配置されたことを特徴とする。
さらに、請求項１０に記載の発明は、前記第一熱交換器および前記第二熱交換器の前記フィンにはルーバが配置され、前記第一の熱交換器には前記第二熱交換器よりも数の少ないルーバが配置されたことを特徴とする。
本発明は、以上説明したように構成されているので、以下に記載されるような効果を奏する。
本発明にかかる２列以上の熱交換器を蒸発器または凝縮器として使用した場合、１列目および２列目の熱交換器が有効に熱交換利用されるので、熱交換性能を最大限に引き出すことができる信頼性の高い熱交換器を提供することができる。
また、本発明にかかる２列以上の熱交換器を蒸発器または凝縮器として使用した場合、１列目および２列目の熱交換器の構成を最適且つ無駄の無いコストを抑えた形状にすることにより、安価で高性能な熱交換器を提供することができる。
また、本発明にかかる熱交換器を暖房低温用の蒸発器とした場合、１列目の集中的な着霜による目詰まりを抑えることにより、着霜による目詰まりに到るまでの時間を長くすることが可能となり、暖房低温の運転効率を向上させると共に、信頼性の高い高効率運転を実現する熱交換器を提供することができる。
以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。
（実施の形態１）
図１は本発明の実施の形態１にかかるパラレルフロー型熱交換器を図９に示すように２列に並べ、図９の矢印線ＡＢ方向を真上から見た断面図である。
図１において、上流側Ａに近い１列目熱交換器Ａ１の偏平管１には四角形の冷媒通路穴
９ａ（例えば断面積３ｍｍ2）が３個、下流側Ｂに近い２列目熱交換器にも同様に１列目の冷媒通路穴９ａの断面積の半分となる四角形の冷媒通路穴９ｂ（例えば断面積１．５ｍｍ２）が６個設けられている。よって、偏平管１ａの１本当りの冷媒通路穴の全断面積は熱交換器Ａ１およびＢ１共に（例えば断面積９ｍｍ２）同等であるが、熱交換器Ｂ１の方が熱交換器Ａ１よりも偏平管１本当りの冷媒通路穴９ｂの内面積の方が大きくなるので、冷媒が偏平管１に熱伝達する面積が大きくなる為に、熱交換効率も高くなる。従って、通常であれば風上Ａから流入した空気と１列目の熱交換器Ａ１が先に熱交換した後に、２列目の熱交換器Ｂ１と熱交換するので、２列目の熱交換器Ｂ１では空気側と冷媒の温度差が小さい状態で熱交換が行なわれる為に熱交換量も熱交換器B１の方が小さくなるが、本実施の形態１の構成であれば１列目よりも２列目の熱交換効率が高く、２列の構成であっても効率良く１列目と２列目共に熱交換器全体が空気側と熱交換することが可能となる。
また、風下側に風上側よりも熱交換効率の高い熱交換器Ｂ１を配置したことにより、着霜が発生する低外気温の暖房運転時においても、図９および図１の１列目の熱交換器Ａ１のフィン２ａに集中的に霜が付着して目詰まりを起こす事無く、従来の１列目と２列目のどちらにも高性能の熱交換器で構成したタイプよりも１列目と２列目の熱交換器全体に霜が均一に付着し易くなるので、長時間に渡って暖房運転を持続させることが可能となる。
なお、上記構成において、サーペンタインタイプの熱交換器においても同様の効果が得られるものであり、熱交換器の偏平管やヘッダーの向きが上下、水平方向を問わず構成できる。
（実施の形態２）
図２は、本発明の実施の形態２にかかるパラレルフロー型熱交換器を図９に示すように２列に並べ、図９の矢印線ＡＢ方向を真上から見た断面図である。
図２において、上流側Ａに近い１列目熱交換器Ａ１の偏平管１ａには四角形の冷媒通路穴９ａ（例えば断面積３ｍｍ２）が３個、下流側Ｂに近い２列目熱交換器にも同じ断面積の四角形の冷媒通路穴９ｂ（例えば断面積３ｍｍ２）が３個設けられているが、この冷媒通路穴９ｂは、特殊な溝加工が施されており、冷媒の熱を偏平管１ｂを介してフィン２ｂに効率良く伝熱することができるものである。即ち熱交換器Ｂ１の方が熱交換器Ａ１よりも熱交換効率が高くなる。従って、通常であれば風上Ａから流入した空気と１列目の熱交換器Ａ１が先に熱交換した後に、２列目の熱交換器Ｂ１と熱交換する為に、２列目の熱交換器Ｂ１では空気側と冷媒の温度差が小さい状態で熱交換が行なわれので熱交換量も熱交換器B１の方が小さくなるが、本実施の形態２の構成であれば１列目よりも２列目の熱交換効率が高く、２列の構成であっても効率良く１列目と２列目共に熱交換器全体が空気側と熱交換することが可能となる。
また、風下側に風上側よりも熱交換効率の高い熱交換器Ｂ１を配置したことにより、着霜が発生する低外気温の暖房運転時においても、図９および図２の１列目の熱交換器Ａ１のフィン２ａに集中的に霜が付着して目詰まりを起こす事無く、従来の１列目と２列目のどちらにも高性能の熱交換器で構成したタイプよりも１列目と２列目の熱交換器全体に霜が均一に付着し易くなるので、長時間に渡って暖房運転を持続させることが可能となる。
なお、上記構成において、サーペンタインタイプの熱交換器においても同様の効果が得られるものであり、熱交換器の偏平管やヘッダーの向きが上下、水平方向を問わず構成できる。
（実施の形態３）
図３（ａ）は、本発明の実施の形態２にかかるパラレルフロー型熱交換器を図９に示す
ように２列に並べ、図９の矢印線ＡＢ方向を真上から見た断面図である。
また、図３（ｂ）は、図９のパラレルフロー型熱交換器を風の流入方向である矢印線ＡＢ方向に見た部分拡大斜視図である。上流側Ａに近い１列目熱交換器Ａ１の偏平管１には四角形の冷媒通路穴９ａ（例えば断面積３ｍｍ２）が３個、下流側Ｂに近い２列目熱交換器にも同様に１列目の冷媒通路穴９ａの断面積の３分の２となる四角形の冷媒通路穴９ｂ（例えば断面積２ｍｍ２）が３個設けられている。よって、偏平管１の１本当りの熱交換器Ａ１の冷媒通路穴の全断面積はＡｉ（例えば断面積９ｍｍ２）で、下流側Ｂに近い２列目熱交換器にはの四角形の冷媒通路穴９ｂ（例えば断面積２．４ｍｍ２）が３個で全断面積Ｂｉ（例えば７．２ｍｍ２）となっており、ＢｉよりＡｉの方が断面積が大きくなった構成であるが、風下の熱交換器Ｂ１の偏平管１のピッチＰ２（例えば１２ｍｍ）が、風上の熱交換器Ａ１の偏平管１のピッチＰ１（例えば１５ｍｍ）よりも小さくなっているので、一つの熱交換器（例えば全長＝４８０ｍｍ）として見た場合は、風下の熱交換器Ｂ１の全冷媒通路穴の断面積Ａｂ（例えば偏平管４０本×７．２ｍｍ２＝２８８ｍｍ２）と風上の熱交換器Ａ１の全冷媒通路穴の断面積Ａａ（例えば偏平管３２本×９ｍｍ２＝２８８ｍｍ２）と同等となるが、熱交換器Ｂ１の方が偏平管１ｂの数が多く（例えば８本）、冷媒が偏平管１に熱伝達する冷媒通路穴１個当りの内面積が大きくなる為に、熱交換効率も高くなる。従って、通常であれば風上Ａから流入した空気と１列目の熱交換器Ａ１が先に熱交換した後に、２列目の熱交換器Ｂ１と熱交換するので、２列目の熱交換器Ｂ１では空気側と冷媒の温度差が小さい状態で熱交換が行なわれる為に熱交換量も熱交換器B１の方が小さくなるが、本実施の形態３の構成であれば１列目よりも２列目の熱交換効率が高く、２列の構成であっても効率良く１列目と２列目共に熱交換器全体が空気側と熱交換することが可能となる。
また、風下側に風上側よりも熱交換効率の高い熱交換器Ｂ１を配置したことにより、着霜が発生する低外気温の暖房運転時においても、図９および図３の１列目の熱交換器Ａ１のフィン２ａに集中的に霜が付着して目詰まりを起こす事無く、従来の１列目と２列目のどちらにも高性能の熱交換器で構成したタイプよりも１列目と２列目の熱交換器全体に霜が均一に付着し易くなるので、長時間に渡って暖房運転を持続させることが可能となる。
なお、上記構成において、サーペンタインタイプの熱交換器においても同様の効果が得られるものであり、熱交換器の偏平管やヘッダーの向きが上下、水平方向を問わず構成できる。
（実施の形態４）
図４は、本発明の実施の形態４にかかるパラレルフロー型熱交換器を図９に示すように２列に並べ、図９の風の流入方向である矢印線ＡＢ方向に見た部分拡大斜視図である。上流側Ａに近い１列目熱交換器Ａ１の偏平管１には四角形の冷媒通路穴９ａ（例えば断面積３ｍｍ２）が３個、下流側Ｂに近い２列目熱交換器にも同様に１列目と同じ断面積の冷媒通路穴９ｂが３個設けられている。よって、偏平管１ａの１本当りの熱交換器Ａ１の冷媒通路穴の全断面積はＡｉ（例えば断面積９ｍｍ２）で、下流側Ｂに近い２列目熱交換の全断面積Ｂｉと同じであるが、風下の熱交換器Ｂ１のフィン２ｂのピッチＰ２（例えば１ｍｍ）が、風上の熱交換器Ａ１のフィン２のピッチＰ１（例えば２ｍｍ）よりも小さくなっているので、風下の熱交換器Ｂ１の方が、冷媒がフィン２ｂを介して空気側に熱伝達する伝熱面積の方が大きく（約２倍）なる為に、熱交換効率も高くなる。
従って、通常であれば風上Ａから流入した空気と１列目の熱交換器Ａ１が先に熱交換した後に、２列目の熱交換器Ｂ１と熱交換するので、２列目の熱交換器Ｂ１では空気側と冷媒の温度差が小さい状態で熱交換が行なわれる為に熱交換量も熱交換器B１の方が小さくなるが、本実施の形態４の構成であれば１列目よりも２列目の熱交換効率が高く、２列の
構成であっても効率良く１列目と２列目共に熱交換器全体が空気側と熱交換することが可能となる。
また、風下側に風上側よりも熱交換効率の高い熱交換器Ｂ１を配置したことにより、着霜が発生する低外気温の暖房運転時においても、図９および図４の１列目の熱交換器Ａ１のフィン２ａに集中的に霜が付着して目詰まりを起こす事無く、従来の１列目と２列目のどちらにも高性能の熱交換器で構成したタイプよりも１列目と２列目の熱交換器全体に霜が均一に付着し易くなるので、長時間に渡って暖房運転を持続させることが可能となる。
なお、上記構成において、サーペンタインタイプの熱交換器においても同様の効果が得られるものであり、熱交換器の偏平管やヘッダーの向きが上下、水平方向を問わず構成できる。
（実施の形態５）
図５（ａ）は、本発明の実施の形態５にかかるパラレルフロー型熱交換器を図９に示すように２列に並べ、図９の矢印線ＡＢ方向を真上から見た断面図である。
図５（ｂ）は、図５（ａ）のフィンの断面図である。
ここでは、上記実施の形態と重複する内容は省いて以下に説明する。
風下の熱交換器Ｂ１にはルーバ１０がある所定の傾斜角度θ（例えば３０度）で３個切り起こされているが、風上の熱交換器Ａ１にはルーバが無いコルゲートタイプのフィン２ａで構成されている。風下の熱交換器Ｂ１の方が、フィン２ｂはルーバ１０ｂを有しており、このルーバ１０ｂを介することにより空気側との熱交換効率も高くなる。従って、通常であれば風上Ａから流入した空気と１列目の熱交換器Ａ１が先に熱交換した後に、２列目の熱交換器Ｂ１と熱交換するので、２列目の熱交換器Ｂ１では空気側と冷媒の温度差が小さい状態で熱交換が行なわれる為に熱交換量も熱交換器B１の方が小さくなるが、本実施の形態５の構成であれば１列目よりも２列目の熱交換効率が高く、２列の構成であっても効率良く１列目と２列目共に熱交換器全体が空気側と熱交換することが可能となる。
また、風下側に風上側よりも熱交換効率の高い熱交換器Ｂ１を配置したことにより、着霜が発生する低外気温の暖房運転時においても、図９および図５の１列目の熱交換器Ａ１のフィン２ａに集中的に霜が付着して目詰まりを起こす事無く、従来の１列目と２列目のどちらにも高性能の熱交換器で構成したタイプよりも１列目と２列目の熱交換器全体に霜が均一に付着し易くなるので、長時間に渡って暖房運転を持続させることが可能となる。
なお、上記構成において、サーペンタインタイプの熱交換器においても同様の効果が得られるものであり、熱交換器の偏平管やヘッダーの向きが上下、水平方向を問わず構成できる。。
（実施の形態６）
図６（ａ）は、本発明の実施の形態６にかかるパラレルフロー型熱交換器を図９に示すように２列に並べ、図９の矢印線ＡＢ方向を真上から見た断面図である。
図６（ｂ）は、図６（ａ）のフィンの断面図である。
ここでは、上記実施の形態と重複する内容は省いて以下に説明する。
風下の熱交換器Ｂ１にはルーバ１０ｂがある所定の傾斜角度θ２（例えば６０度）で切り起こされているが、風上の熱交換器Ａ１にはルーバ１０ａがθ２よりも小さい傾斜角度θ１（例えば３０度）で切り起こされている。ここでは、風下の熱交換器Ｂ１のルーバ１０
ｂの方が傾斜角度θ２が大きい為、高さも高くなり、このルーバ１０ｂを介することにより風上の熱交換器Ａ１よりも空気側との熱交換効率も高くなる。
従って、通常であれば風上Ａから流入した空気と１列目の熱交換器Ａ１が先に熱交換した後に、２列目の熱交換器Ｂ１と熱交換するので、２列目の熱交換器Ｂ１では空気側と冷媒の温度差が小さい状態で熱交換が行なわれる為に熱交換量も熱交換器B１の方が小さくなるが、本実施の形態６の構成であれば１列目よりも２列目の熱交換効率が高く、２列の構成であっても効率良く１列目と２列目共に熱交換器全体が空気側と熱交換することが可能となる。
また、風下側に風上側よりも熱交換効率の高い熱交換器Ｂ１を配置したことにより、着霜が発生する低外気温の暖房運転時においても、図９および図６の１列目の熱交換器Ａ１のフィン２ａに集中的に霜が付着して目詰まりを起こす事無く、従来の１列目と２列目のどちらにも高性能の熱交換器で構成したタイプよりも１列目と２列目の熱交換器全体に霜が均一に付着し易くなるので、長時間に渡って暖房運転を持続させることが可能となる。
なお、上記構成において、サーペンタインタイプの熱交換器においても同様の効果が得られるものであり、熱交換器の偏平管やヘッダーの向きが上下、水平方向を問わず構成できる。
（実施の形態７）
図７は、本発明の実施の形態７にかかるパラレルフロー型熱交換器を図９に示すように２列に並べ、図９の矢印線ＡＢ方向を真上から見た断面図である。
図７（ｂ）は、図７（ａ）のフィンの断面図である。
ここでは、上記実施の形態と重複する内容は省いて以下に説明する。
風下の熱交換器Ｂ１にはルーバ１０がある所定の傾斜角度θ（例えば３０度）で３個切り起こされているが、風上の熱交換器Ａ１にはルーバ１０がある所定の傾斜角度θ（例えば３０度）で２個切り起こされている。
ここでは、風下の熱交換器Ｂ１のルーバ１０ｂの方が数が多い為、このルーバ１０ｂを介することにより風上の熱交換器Ａ１よりも空気側との熱交換効率も高くなる。従って、通常であれば風上Ａから流入した空気と１列目の熱交換器Ａ１が先に熱交換した後に、２列目の熱交換器Ｂ１と熱交換するので、２列目の熱交換器Ｂ１では空気側と冷媒の温度差が小さい状態で熱交換が行なわれる為に熱交換量も熱交換器B１の方が小さくなるが、本実施の形態７の構成であれば１列目よりも２列目の熱交換効率が高く、２列の構成であっても効率良く１列目と２列目共に熱交換器全体が空気側と熱交換することが可能となる。
また、風下側に風上側よりも熱交換効率の高い熱交換器Ｂ１を配置したことにより、着霜が発生する低外気温の暖房運転時においても、図９および図７の１列目の熱交換器Ａ１のフィン２ａに集中的に霜が付着して目詰まりを起こす事無く、従来の１列目と２列目のどちらにも高性能の熱交換器で構成したタイプよりも１列目と２列目の熱交換器全体に霜が均一に付着し易くなるので、長時間に渡って暖房運転を持続させることが可能となる。
なお、上記構成において、サーペンタインタイプの熱交換器においても同様の効果が得られるものであり、熱交換器の偏平管やヘッダーの向きが上下、水平方向を問わず構成できる。
上記実施の形態１〜７に記載の熱交換器は２列で説明したが、３列以上でも同様にする
ことにより、同様な効果を有するものである。
本発明の実施の形態１にかかる熱交換器の部分拡大横断面図 本発明の実施の形態２にかかる熱交換器の部分拡大横断面図 （ａ）本発明の実施の形態３にかかる熱交換器の部分拡大横断面図（ｂ）本発明の実施の形態３にかかる熱交換器の部分拡大斜視図 本発明の実施の形態４にかかる熱交換器の部分拡大斜視図 （ａ）本発明の実施の形態５にかかる熱交換器の部分拡大横断面図（ｂ）本発明の実施の形態５にかかる熱交換器の一部分を示し、図９におけるＡ−Ｂ断面図 （ａ） 本発明の実施の形態６にかかる熱交換器の部分拡大横断面図（ｂ）本発明の実施の形態６にかかる熱交換器の一部分を示し、図９におけるＡ−Ｂ断面図 （ａ） 本発明の実施の形態７にかかる熱交換器の部分拡大横断面図（ｂ）本発明の実施の形態７にかかる熱交換器の一部分を示し、図９におけるＡ−Ｂ断面図 パラレルフロータイプ熱交換器の全体斜視図 パラレルフロータイプ熱交換器が２台並列に設置された全体斜視図 サーペンタインタイプ熱交換器の全体斜視図 パラレルフロータイプ熱交換器およびサーペンタインタイプ熱交換器の部分拡大斜視図
符号の説明
１、１ａ、１ｂ 偏平管
２、２ａ、２ｂ フィン
３、３ａ、３ｂ 上部ヘッダー
４、４ａ、４ｂ 下部ヘッダー
５、５ａ、６、６ａ 接続管
７、８ ヘッダー
９、９ａ、９ｂ 冷媒通路穴
１０、１０ａ、１０ｂ ルーバ

Claims (10)

  1. 所定の距離間隔で延在する一対のヘッダーと、該一対のヘッダー間には内部に冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された偏平管と、隣接する前記偏平管の間に配置されたフィンとを備えた熱交換器であって、前記熱交換器は通風上流側に低性能タイプの第一熱交換器、通風下流側には高性能タイプの第二熱交換器が平行に配置したことを特徴とする熱交換器。
  2. 互いに平行な直線部と曲線部を交互に形成して蛇行状にし、内部を冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された偏平管と前記偏平管の前記各直線部間にフィンを配置したサーペンタインタイプの熱交換器において、前記熱交換器は通風上流側に低性能の第一の熱交換器、通風下流側に高性能の第二の熱交換器を平行に配置したことを特徴とする熱交換器。
  3. 前記第二熱交換器より前記第一熱交換器の前記偏平管の冷媒流通穴の数を少なく且つ流体直径を大きく形成されていることを特徴とする請求項１または２に記載の熱交換器。
  4. 前記第二熱交換器の前記偏平管の冷媒流通穴には溝加工が施されていることを特徴とする請求項１〜３いずれか一項記載の熱交換器。
  5. 前記第一熱交換器の前記偏平管のピッチおよび冷媒流通穴の流体直径が、前記第二熱交換器よりも大きく形成されていることを特徴とする請求項１〜４いずれか一項記載の熱交換器。
  6. 前記第一熱交換器の前記フィンのピッチが、前記第二熱交換器よりも大きく形成されていることを特徴とする請求項１〜５いずれか一項記載の熱交換器。
  7. 前記第一熱交換器の前記フィンに、前記第二熱交換器よりも低性能のフィンが配置されたことを特徴とする請求項１〜６いずれか一項記載の熱交換器。
  8. 前記第一熱交換器交換器の前記フィンはルーバを配置せず、前記第二熱交換器にはルーバが配置されたことを特徴とする請求項７記載の熱交換器。
  9. 前記第一熱交換器および前記第二熱交換器の前記フィンにはルーバが配置され、前記第一の熱交換器には前記第二熱交換器よりもルーバ高さの低いルーバが配置されたことを特徴とする請求項７記載の熱交換器。
  10. 前記第一熱交換器および前記第二熱交換器の前記フィンにはルーバが配置され、前記第一の熱交換器には前記第二熱交換器よりも数の少ないルーバが配置されたことを特徴とする請求項７記載の熱交換器。
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