JP2014048028A - パラレルフロー型熱交換器及びそれを搭載した空気調和機 - Google Patents

Abstract

【課題】冷媒パスを構成する偏平チューブの本数に関し、偏流を生じさせないという観点で最適設計を施したサイドフロー方式のパラレルフロー型熱交換器を提供する。
【解決手段】パラレルフロー型熱交換器１は、２本の垂直方向ヘッダパイプ２、３と、ヘッダパイプ同士を連結する複数の水平方向偏平チューブ４を備える。複数本の水平方向偏平チューブ４はさらにその中で複数本ずつグループ化され、各グループが垂直ヘッダパイプ２、３の一方から他方へと冷媒を流す冷媒パスを構成する。１ターンの冷媒パスを構成する偏平チューブ４の本数は、以下の数式Ａにより上限を定められる：
ｎ＜３．０×１０^-4×Ｑ＋８．０ …（Ａ） （室外機に用いる場合）
ｎ＜４．２×１０^-4×Ｑ＋７．９ …（Ａ） （室内機に用いる場合）
【選択図】図１

Description

本発明はサイドフロー方式のパラレルフロー型熱交換器及びそれを搭載した空気調和機に関する。

複数のヘッダパイプの間に複数の偏平チューブを配置して偏平チューブ内部の複数の冷媒通路をヘッダパイプの内部に連通させるとともに、偏平チューブ間にコルゲートフィン等のフィンを配置したパラレルフロー型の熱交換器は、カーエアコンや建物用空気調和機の室外側ユニットなどに広く利用されている。

パラレルフロー型熱交換器の構造例を図１に示す。図１では紙面上側が熱交換器の上側、紙面下側が熱交換器の下側となる。パラレルフロー型熱交換器１はサイドフロー方式であって、２本の垂直方向ヘッダパイプ２、３と、その間に配置される複数本の水平方向偏平チューブ４を備える。ヘッダパイプ２、３は水平方向に間隔を置いて平行に配置され、偏平チューブ４は垂直方向に所定ピッチで配置されている。実際に機器に搭載する段階では、熱交換器１は設計の要請に従って様々な角度に据え付けられるから、本明細書における「垂直方向」「水平方向」は厳格に解釈されるべきものではない。単なる方向の目安として理解されるべきである。

偏平チューブ４は金属を押出成型した細長い成型品であり、図２に示す通り、内部には冷媒を流通させる冷媒通路５が形成されている。偏平チューブ４は長手方向である押出成型方向を水平にする形で配置されるので、冷媒通路５の冷媒流通方向も水平になる。冷媒通路４は断面形状及び断面面積の等しいものが図２の左右方向に複数個並び、そのため偏平チューブ４の垂直断面はハーモニカ状を呈している。各冷媒通路５はヘッダパイプ２、３の内部に連通する。

偏平チューブ４の偏平面にはフィン６が取り付けられる。フィン６として、ここではコルゲートフィンを用いているが、プレートフィンでも構わない。上下に並ぶフィン６のうち、最上段のものと最下段のものの外側にはサイドプレート７が配置される。

ヘッダパイプ２、３、偏平チューブ４、フィン６、及びサイドプレート７はいずれもアルミニウム等熱伝導の良い金属からなり、偏平チューブ４はヘッダパイプ２、３に対し、フィン６は偏平チューブ４に対し、サイドプレート７はフィン６に対し、それぞれロウ付けまたは溶着で固定される。

ヘッダパイプ２の内部は、２枚の仕切板Ｐ１、Ｐ２により３個の区画Ｓ１、Ｓ２、Ｓ３に仕切られている。仕切板Ｐ１、Ｐ２は複数本の偏平チューブ４を３個の偏平チューブグループに区分するものであり、区画Ｓ１、Ｓ２、Ｓ３にはそれぞれ複数本ずつの偏平チューブ４が接続される。

ヘッダパイプ３の内部は、１枚の仕切板Ｐ３により２個の区画Ｓ４、Ｓ５に仕切られている。仕切板Ｐ３は複数本の偏平チューブ４を２個の偏平チューブグループに区分するものであり、区画Ｓ４、Ｓ５にはそれぞれ複数本ずつの偏平チューブ４が接続される。

区画Ｓ１には冷媒出入パイプ８が接続される。区画Ｓ３には冷媒出入パイプ９が接続される。

熱交換器１の機能は次の通りである。熱交換器１が凝縮器として用いられるとき、冷媒は冷媒出入パイプ８を通じて区画Ｓ１に供給される。区画Ｓ１に入った冷媒は区画Ｓ１と区画Ｓ４を連結する複数本の偏平チューブ４を通って区画Ｓ４に向かう。この複数本の偏平チューブ４からなる偏平チューブグループが冷媒パスＡを構成する。冷媒パスＡはブロック矢印で象徴されている。それ以外の冷媒パスもブロック矢印で象徴させる。

区画Ｓ４に入った冷媒はそこで折り返し、区画Ｓ４と区画Ｓ２を連結する複数本の偏平チューブ４を通って区画Ｓ２に向かう。この複数本の偏平チューブ４からなる偏平チューブグループが冷媒パスＢを構成する。

区画Ｓ２に入った冷媒はそこで折り返し、区画Ｓ２と区画Ｓ５を連結する複数本の偏平チューブ４を通って区画Ｓ５に向かう。この複数本の偏平チューブ４からなる偏平チューブグループが冷媒パスＣを構成する。

区画Ｓ５に入った冷媒はそこで折り返し、区画Ｓ５と区画Ｓ３を連結する複数本の偏平チューブ４を通って区画Ｓ３に向かう。この複数本の偏平チューブ４からなる偏平チューブグループが冷媒パスＤを構成する。区画Ｓ３に入った冷媒は冷媒出入パイプ９より流出する。

本明細書では、冷媒出入パイプ８もしくは９から最初の折り返しまで、または折り返しとその次の折り返しの間の区間を「１ターン」と称する。冷媒パスＡ、Ｂ、Ｃ、Ｄはいずれも１ターンの冷媒パスということになる。

熱交換器１が蒸発器として用いられるときは、冷媒は冷媒出入パイプ９を通じて区画Ｓ３に供給される。それ以後の冷媒の流れは、熱交換器１が凝縮器として用いられるときの冷媒パスを逆に辿る。すなわち冷媒パスＤ→冷媒パスＣ→冷媒パスＢ→冷媒パスＡのルートで冷媒は区画Ｓ１に入り、冷媒出入パイプ８より流出する。

パラレルフロー型熱交換器においては、性能を高めるため、設計に様々な工夫がこらされる。その例を特許文献１〜３に見ることができる。

特許文献１に記載されたパラレルフロー型熱交換器では、２本のヘッダパイプを連結する複数本の偏平チューブの内部に、流体直径が０．０１５インチ（約０．３８ミリメートル）から０．０７インチ（約１．７８ミリメートル）の範囲の冷媒通路が複数個平行に形成され、その冷媒通路の断面の輪郭は、会合する２以上の比較的直線状の部分とそれらが会合する箇所にできる少なくとも１つの凹入部とを有することとされている。そしてこの構成により、偏平チューブによって塞がれる空気側の前面面積が小さく、空気側圧力降下を増大させることなく、空気側熱伝達表面を増大可能としている。

特許文献２に記載されたパラレルフロー型熱交換器では、偏平チューブ内の冷媒通路の高さを０．３５ミリメートルから０．８ミリメートルに設定することにより、通風抵抗による放熱性低下分と管圧損による放熱性能低下分の和を小さくして、放熱性能を高めることとしている。

特許文献３に記載されたパラレルフロー型熱交換器では、冷媒の入口側のヘッダパイプの抵抗パラメータαに対する偏平チューブの抵抗パラメータβの比である分流パラメータγを０．５以上にして、ヘッダパイプの冷媒入口の最も圧力が高い部分に接続されている偏平チューブに冷媒が集中的に流れることを阻害し、各偏平チューブにかかる圧力を均一にして良好な分流状態を得、良好な熱交換性能が発揮されるようにしている。

特開平５−８７７５２号公報 特開２００１−１６５５３２号公報 特開２０００−１１１２７４号公報

パラレルフロー型熱交換器を蒸発器として用いる場合に、冷媒パスを流れる冷媒を考えたとき、ある偏平チューブには液体の冷媒が多く流れ、他の偏平チューブには気体の冷媒が多く流れるという、「偏流」の状態が生じていないことが望ましい。本発明は、冷媒パスを構成する偏平チューブの本数に関し、偏流を生じさせないという観点で最適設計を施したサイドフロー方式のパラレルフロー型熱交換器を提供することを目的とする。特に、気体の冷媒の割合が多い冷媒パスの偏平チューブ本数を最適化することを目的とする。

本発明に係るパラレルフロー型熱交換器は次の構成を特徴とする。すなわち、２本の垂直方向ヘッダパイプと、前記ヘッダパイプ同士を連結する複数本の水平方向偏平チューブを備え、前記複数本の水平方向偏平チューブはさらにその中で複数本ずつグループ化され、各グループが前記２本の垂直ヘッダパイプの一方から他方へと冷媒を流す１ターンの冷媒パスを構成するものであって、前記１ターンの冷媒パスを構成する前記偏平チューブの本数の上限は、以下の数式Ａによって得られた数値±２により定められる：
当該パラレルフロー型熱交換器を空気調和機の室外機に用いる場合は、
ｎ＜３．０×１０^-4×Ｑ＋８．０ …（Ａ）
当該パラレルフロー型熱交換器を空気調和機の室内機に用いる場合は、
ｎ＜４．２×１０^-4×Ｑ＋７．９ …（Ａ）
但しｎは１ターンの冷媒パスを構成する偏平チューブの本数、Ｑは定格能力であってＷを単位とするものである。Ｑは、室外機の場合には暖房定格能力、室内機の場合には冷房定格能力を用いる。

上記構成のパラレルフロー型熱交換器が空気調和機の室外機に用いられる場合、前記１ターンの冷媒パスを構成する前記偏平チューブの本数の下限は、以下の数式Ｂにより定められることが好ましい：
ｎ＞（αＱ＋β）×｛（１．４×１０^-16）×Ｌ／（ｄ×Ａ´²）｝^0.5 …（Ｂ）
但しα＝０．０１６１、β＝８．８６、ｄは水力直径であってｍを単位とするもの、Ａ´は１本の偏平チューブの冷媒通路の断面積であって、ｍ²を単位とするものである。

上記構成のパラレルフロー型熱交換器が空気調和機の室内機に用いられる場合、前記１ターンの冷媒パスを構成する前記偏平チューブの本数の下限は、以下の数式Ｂにより定められることが好ましい：
ｎ＞（αＱ＋β）×｛（１．４×１０^-16）×Ｌ／（ｄ×Ａ´²）｝^0.5 …（Ｂ）
但しα＝０．０２２８、β＝６．６２、ｄは水力直径であってｍを単位とするもの、Ａ´は１本の偏平チューブの冷媒通路の断面積であって、ｍ²を単位とするものである。

また本発明は、上記構成のパラレルフロー型熱交換器を室外機または室内機に搭載した空気調和機であることを特徴としている。

本発明によると、冷媒の循環量に応じて、偏流を生じることのないサイドフロー方式のパラレルフロー型熱交換器を得ることができる。

サイドフロー方式のパラレルフロー型熱交換器の概略構成図である。 図１のII−II線に沿った断面図である。 偏平チューブの試験品の仕様の表である。 冷媒循環量と偏流を生じない偏平チューブ本数の関係を示す表である。 冷媒循環量と偏平チューブ本数の関係を示すグラフである。 冷房能力と冷媒循環量の関係を示すグラフである。 暖房能力と冷媒循環量の関係を示すグラフである。 空気調和機室外機に関する偏平チューブ本数最適範囲のグラフである。 空気調和機室内機に関する偏平チューブ本数最適範囲のグラフである。 冷媒循環量とサクション圧力の関係を示すグラフである。 冷媒循環量と偏平チューブ本数の関係を示すグラフである。 室外機用熱交換器における偏平チューブの本数と暖房定格能力の関係を示すグラフである。 室内機用熱交換器における偏平チューブの本数と冷房定格能力の関係を示すグラフである。 本発明に係るパラレルフロー型熱交換器を搭載した空気調和機の概略構成図で、暖房運転時の状態を示すものである。 本発明に係るパラレルフロー型熱交換器を搭載した空気調和機の概略構成図で、冷房運転時の状態を示すものである。

図１に記載されたサイドフロー方式のパラレルフロー型熱交換器１であって、冷媒パスを構成する偏平チューブ４の本数を以下に説明する手法で設定したものが本発明に係るパラレルフロー型熱交換器であるものとする。但し、冷媒パスの数は４個に限定されない。それより多くてもよく、それより少なくてもよい。

まず、１ターンの冷媒パスを構成する偏平チューブ４の本数の上限を求める。上限値は次の数式Ａから求められる。
当該パラレルフロー型熱交換器を空気調和機の室外機に用いる場合は、
ｎ＜３．０×１０^-4×Ｑ＋８．０ …（Ａ）
当該パラレルフロー型熱交換器を空気調和機の室内機に用いる場合は、
ｎ＜４．２×１０^-4×Ｑ＋７．９ …（Ａ）
但しｎは１ターンの冷媒パスを構成する偏平チューブの本数、Ｑは定格能力であってＷを単位とするものである。

数式Ａは試験から導き出された。図３の表には試験で検討した偏平チューブの仕様が示されている。試験品ａは幅１６．２ｍｍ、厚み１．９ｍｍ、冷媒通路断面積１３ｍｍ²である。試験品ｂは幅１３．９ｍｍ、厚み１．９ｍｍ、冷媒通路断面積１１ｍｍ²である。試験品ｃは幅１６．２ｍｍ、厚み１．６ｍｍ、冷媒通路断面積１１ｍｍ²である。試験品ｄは幅１９．２ｍｍ、厚み１．９ｍｍ、冷媒通路断面積１４ｍｍ²である。

試験は次のようにして行われた。様々な本数の偏平チューブに冷媒を循環させ、偏流が生じたかどうかをサーモグラフィーで目視により確認する。図３に示す４種類の試験品を用い、各試験品につき循環量を変えては冷媒を循環させ、その冷媒循環量において、偏流が認められなかった（この状態を本明細書では「無偏流」と称することがある）偏平チューブの最大本数をまとめたものが図４の表である。

図４の表において、試験１では試験品ａを用いた。冷媒循環量が２７．３ｋｇ／ｈのときの無偏流最大本数は８、冷媒循環量が４２．５ｋｇ／ｈのときの無偏流最大本数は９、冷媒循環量が６４．３ｋｇ／ｈのときの無偏流最大本数は１０、冷媒循環量が６３．２ｋｇ／ｈのときの無偏流最大本数は１０であった。

試験２では試験品ｂを用いた。冷媒循環量が２０．９ｋｇ／ｈのときの無偏流最大本数は９、冷媒循環量が２２．１ｋｇ／ｈのときの無偏流最大本数は８であった。

試験３では試験品ｃを用いた。冷媒循環量が５９．２ｋｇ／ｈのときの無偏流最大本数は１０、冷媒循環量が４８．８ｋｇ／ｈのときの無偏流最大本数は９、冷媒循環量が２６．４ｋｇ／ｈのときの無偏流最大本数は８であった。

試験４では試験品ｂを用いた。冷媒循環量が５４．８ｋｇ／ｈのときの無偏流最大本数は８、冷媒循環量が８９．２ｋｇ／ｈのときの無偏流最大本数は８であった。

試験５では試験品ｄを用いた。冷媒循環量が２６．６ｋｇ／ｈのときの無偏流最大本数は６、冷媒循環量が４４．３ｋｇ／ｈのときの無偏流最大本数は９、冷媒循環量が６７．３ｋｇ／ｈのときの無偏流最大本数は９であった。

図４の試験結果をプロットすると図５のグラフになった。近似直線を引き、直線近似の近似式から、
ｎ＝１．９×１０^-2ｍ＋７．８ …（ａ）
±２本となる。

冷媒循環量ｍ（ｋｇ／ｈ）は、一般に製品の定格能力に比例する値として設定される。冷媒循環量と能力の関係を図６及び図７に示す。

暖房定格能力Ｑ（単位はＷ）を用いて数式で表すと、
ｍ＝０．０１６１Ｑ＋８．８６ …（ｂ）
と表せる。

冷房定格能力Ｑ（単位はＷ）を用いて数式で表すと、
ｍ＝０．０２２８Ｑ＋６．６２１ …（ｃ）
と表せる。

定格能力と冷媒循環量の関係は製品により多少ばらつく。なお、冷媒循環量は下記の計算式より簡易的に算出したものである。
冷媒循環量ｍ＝圧縮機回転数×サクション圧力密度×圧縮機容積

パラレルフロー型熱交換器は、空気調和機の室外機用熱交換器として用いられる場合には暖房運転時に蒸発器となり、空気調和機の室内機用熱交換器として用いられる場合には冷房運転時に蒸発器となる。

そのため、図８に示すように、パラレルフロー型熱交換器を室外機用熱交換器として用いる場合には、上記数式（ａ）と（ｂ）より、１ターンの冷媒パスを構成する偏平チューブの本数の上限は、
ｎ＝３．０×１０^-4Ｑ＋８．０
となる。

図９に示すように、パラレルフロー型熱交換器を室内機用熱交換器として用いる場合には、上記数式（ａ）と（ｃ）より、１ターンの冷媒パスを構成する偏平チューブの本数の上限は、
ｎ＝４．２×１０^-4Ｑ＋７．９
±２本とすることにより、偏流を抑えることが可能となる。

続いて、各冷媒パスを構成する偏平チューブ４の本数の下限を求める。熱交換器の出口温度が、
Ｔ_out＜０℃
となると、図１０に示すように大きくサクション圧力が低下する。すなわち、冷媒循環量に対しサクション圧力が急激に減少する。これは出口温度が０℃を下回ったことによる着霜に起因する。

圧力損失ΔＰによる温度低下をＴ_Dpとすると、
Ｔ_Rin−Ｔ_Dp＜０度
となる。Ｔ_Rinは冷媒の入口蒸発温度である。圧力損失ΔＰの単位はＰａである。

つまり、
Ｐ_Rin−ΔＰ＞Ｐ_lim
となる。Ｐ_Rinは入口蒸発圧力、Ｐ_limは０℃のときの冷媒の飽和圧力である。

ここで、
ΔＰ＝λ×Ｌ／ｄ×ρ×ｕ²／２
となる。λは偏平チューブ４の内壁と冷媒との間の摩擦係数、Ｌは管路長であってｍを単位とするもの、ｄは水力直径であってｍを単位とするもの、ρは冷媒密度であってｋｇ／ｍ³を単位とするもの、ｕは冷媒の流速であってｍ／ｓを単位とするものである。

流速ｕは次の式から求められる。
ｕ＝Ｍ／ρＡ
Ｍは冷媒循環量であってｋｇ／ｓを単位とするもの、Ａは１ターンの冷媒パスを構成する複数本の偏平チューブ４の冷媒通路断面積の合計であってｍ²を単位とするものである。

よって、
ΔＰ＝λ／２ρ×Ｌ／ｄＡ²×Ｍ²
となる。

ここで、１本の偏平チューブ４の冷媒通路断面積をＡ′とすると、
Ａ＝ｎＡ′
となる。ｎは１ターンの冷媒パスを構成する偏平チューブ４の本数である。

ここで、
ΔＰ＜Ｐ_Rin−Ｐ_lim
より
λ／２ρ×Ｌ／（ｄｎ²×Ａ′²）×Ｍ²＜Ｐ_Rin−Ｐ_lim
となる。

ここで、
ｎ²＞Ｍ²×λ／２ρ×Ｌ／ｄＡ′²×１／（Ｐ_Rin−Ｐ_lim）
となる。

上式より
ｎ＞Ｍ｛λ／２ρ×Ｌ／ｄＡ′²×１／（Ｐ_Rin−Ｐ_lim）｝^0.5 …（ｄ）
となる。

Ｍの単位違いである冷媒循環量ｍ（ｋｇ／ｈ）は、一般に製品の定格能力に比例する値として設定される。従って、
ｍ＝αＱ＋β
と表せる。

冷媒循環量と能力の関係を図６及び図７に示す。暖房定格能力Ｑ（単位はＷ）を用いて数式で表すと
ｍ＝０．０１６１Ｑ＋８．８６
と表せる。つまり、α＝０．０１６１、β＝８．８６である。

また、冷房定格能力Ｑ（単位はＷ）を用いて数式で表すと
ｍ＝０．０２２８Ｑ＋６．６２
と表せる。つまり、α＝０．０２２８、β＝６．６２である。
室外機用熱交換器の場合には暖房定格能力を用い、室内機用熱交換器の場合は冷房定格能力を用いればよい。

定格能力と冷媒循環量の関係は製品により多少ばらつく。なお、冷媒循環量は下記の計算式より簡易的に算出したものである。
冷媒循環量ｍ＝圧縮機回転数×サクション圧力密度×圧縮機容積

また、圧力損失は２００ｋＰａ以下に抑えるのが通常である。従って、
Ｐ_Rin−Ｐ_lim＜２００×１０³

摩擦係数λは、冷媒循環量、冷媒圧力、偏平チューブの形状等により変化する。一般的に家庭用空気調和機では０．５〜０．０５程度である。また、密度ρは冷媒の圧力や乾き度により変化するが、気体の冷媒の場合、一般的に２０〜７０ｋｇ／ｍ³である。

上記よりＭをｍに単位変換を行うと
ｎ＞（αＱ＋β）×｛Π×Ｌ／（ｄ×Ａ´²）｝^0.5
Πは、
１．４×１０^-16＜Π＜４．８×１０^-15
数式Ａによる上限本数の計算結果を下限本数が上回る場合には、入口または熱交換器の途中で分岐させることが望ましい。
ここで、圧力損失は低い方が望ましいため、Πは最低値、すなわち１．４×１０^-16を用いるのが望ましい。
従って、
ｎ＞（αＱ＋β）×｛（１．４×１０^-16）×Ｌ／（ｄ×Ａ´²）｝^0.5 …（Ｂ）

以上から、数式Ｂにより、１ターンの冷媒パスを構成する偏平チューブ４の本数の下限を求めることができる。

図１２、図１３には数式Ｂによる計算結果の一例をグラフ化したものが示されている。
図１２は室外機用熱交換器における偏平チューブの本数と暖房定格能力の関係を示し、図１３は室内機用熱交換器における偏平チューブの本数と冷房定格能力の関係を示す。このグラフは、１ターンの冷媒パスを構成する偏平チューブ４の本数を定格能力に応じて最適化し、その中で下限となる値を示すものである。

パラレルフロー型熱交換器１はセパレート型空気調和機に搭載することができる。セパレート型空気調和機は室外機と室内機により構成され、室外機は圧縮機、四方弁、膨張弁、室外側熱交換器、室外側送風機などを含み、室内機は室内側熱交換器、室内側送風機などを含む。室外側熱交換器は、暖房運転時には蒸発器として機能し、冷房運転時には凝縮器として機能する。室内側熱交換器は、暖房運転時には凝縮器として機能し、冷房運転時には蒸発器として機能する。

冷凍サイクルとしてヒートポンプサイクルを用いるセパレート型空気調和機の基本的構成を図１４に示す。ヒートポンプサイクル１０１は、圧縮機１０２、四方弁１０３、室外側の熱交換器１０４、減圧膨張装置１０５、及び室内側の熱交換器１０６をループ状に接続したものである。圧縮機１０２、四方弁１０３、熱交換器１０４、及び減圧膨張装置１０５は室外機の筐体に収容され、熱交換器１０６は室内機の筐体に収容される。熱交換器１０４には室外側の送風機１０７が組み合わせられ、熱交換器１０６には室内側の送風機１０８が組み合わせられる。送風機１０７はプロペラファンを含み、送風機１０８はクロスフローファンを含む。

本発明に係るパラレルフロー型熱交換器１は、室内機の熱交換器１０６の構成要素として用いることができる。熱交換器１０６は、３個の熱交換器１０６Ａ、１０６Ｂ、１０６Ｃを送風機１０８を覆う屋根のように組み合わせたものであり、熱交換器１０６Ａ、１０６Ｂ、１０６Ｃのいずれかをパラレルフロー型熱交換器１とすることができる。

本発明に係るパラレルフロー型熱交換器１は、室外機の熱交換器１０４として用いることもできる。

図１４は暖房運転時の状態を示す。この時は、圧縮機１０２から吐出された高温高圧の冷媒は室内側の熱交換器１０６に入ってそこで放熱し、凝縮する。熱交換器１０６を出た冷媒は減圧膨張装置１０５から室外側の熱交換器１０４に入ってそこで膨張し、室外空気から熱を取り込んだ後、圧縮機１０２に戻る。室内側の送風機１０８によって生成された気流が熱交換器１０６からの放熱を促進し、室外側の送風機１０７によって生成された気流が熱交換器１０４の吸熱を促進する。

図１５は冷房運転時あるいは除霜運転時の状態を示す。この時は四方弁１０３が切り換えられて暖房運転時と冷媒の流れが逆になる。すなわち、圧縮機１０２から吐出された高温高圧の冷媒は室外側の熱交換器１０４に入ってそこで放熱し、凝縮する。熱交換器１０４を出た冷媒は減圧膨張装置１０５から室内側の熱交換器１０６に入ってそこで膨張し、室内空気から熱を取り込んだ後、圧縮機１０２に戻る。室外側の送風機１０７によって生成された気流が熱交換器１０４からの放熱を促進し、室内側の送風機１０８によって生成された気流が熱交換器１０６の吸熱を促進する。

以上、本発明の実施形態につき説明したが、本発明の範囲はこれに限定されるものではなく、発明の主旨を逸脱しない範囲で種々の変更を加えて実施することができる。

本発明はサイドフロー方式のパラレルフロー型熱交換器に広く利用可能である。

１ 熱交換器
２、３ ヘッダパイプ
４ 偏平チューブ
５ 冷媒通路
６ フィン
７ サイドプレート
Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄ 冷媒パス

Claims (5)

1. ２本の垂直方向ヘッダパイプと、前記ヘッダパイプ同士を連結する複数本の水平方向偏平チューブを備え、前記複数本の水平方向偏平チューブはさらにその中で複数本ずつグループ化され、各グループが前記２本の垂直ヘッダパイプの一方から他方へと冷媒を流す１ターンの冷媒パスを構成するサイドフロー方式のパラレルフロー型熱交換器において、
   前記１ターンの冷媒パスを構成する前記偏平チューブの本数の上限は、以下の数式Ａによって得られた数値±２により定められることを特徴とするパラレルフロー型熱交換器：
   当該パラレルフロー型熱交換器を空気調和機の室外機に用いる場合は、
   ｎ＜３．０×１０^-4×Ｑ＋８．０ …（Ａ）
   当該パラレルフロー型熱交換器を空気調和機の室内機に用いる場合は、
   ｎ＜４．２×１０^-4×Ｑ＋７．９ …（Ａ）
   但しｎは１ターンの冷媒パスを構成する偏平チューブの本数、Ｑは定格能力であってＷを単位とするものである。
2. 空気調和機の室外機に用いられるものであり、
   前記１ターンの冷媒パスを構成する前記偏平チューブの本数の下限は、以下の数式Ｂにより定められることを特徴とする請求項１に記載のパラレルフロー型熱交換器：
   ｎ＞（αＱ＋β）×｛（１．４×１０^-16）×Ｌ／（ｄ×Ａ´²）｝^0.5 …（Ｂ）
   但しα＝０．０１６１、β＝８．８６、ｄは水力直径であってｍを単位とするもの、Ａ´は１本の偏平チューブの冷媒通路の断面積であって、ｍ²を単位とするものである。
3. 空気調和機の室内機に用いられるものであり、
   前記１ターンの冷媒パスを構成する前記偏平チューブの本数の下限は、以下の数式Ｂにより定められることを特徴とする請求項１に記載のパラレルフロー型熱交換器：
   ｎ＞（αＱ＋β）×｛（１．４×１０^-16）×Ｌ／（ｄ×Ａ´²）｝^0.5 …（Ｂ）
   但しα＝０．０２２８、β＝６．６２、ｄは水力直径であってｍを単位とするもの、Ａ´は１本の偏平チューブの冷媒通路の断面積であって、ｍ²を単位とするものである。
4. 請求項２に記載のパラレルフロー型熱交換器を室外機に搭載したことを特徴とする空気調和機。
5. 請求項３に記載のパラレルフロー型熱交換器を室内機に搭載したことを特徴とする空気調和機。

Images