JP3763120B2 - 空気調和装置 - Google Patents
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Description
【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ＨＣＦＣ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、Ｒ３２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、Ｒ３２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７ｍｍ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／（Ｄｂ2 ／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／ｍ2 ｓ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ＧＷＰ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：Ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ ｏｆ Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ；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２．８ｋＷ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ＣＯＰ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６ｍｍ〜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１１０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）θｆ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０．３０ｍｍ、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３Ａ、５Ａの作用・効果を説明する。前述したとおり、Ｒ３２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、Ｒ２２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Ｒ３２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＝３０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Ｒ２２冷媒では、冷媒質量速度が２５０ｋｇ／ｍ2 s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／ｍ2 s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θａ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０．３０ｍｍ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Ｒ３２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２３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／ｍ2 ｓ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３１、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ＧＷＰ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（５３Ｃ、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２００Ｂ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▲１▼〜▲４▼）、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５５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（▲１▼〜▲８▼）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５５Ｄ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１０本（▲１▼〜○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（▲１▼〜▲６▼）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＝（７2 ／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、５３Ｂ）、暖房時の冷媒出口が四つ（５３Ｃ、５３Ｄ、５３Ｅ、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、Ｒ２４５ｃａ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ＨＦＣ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（Ｒ４１、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９００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７ｍｍ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、４３ Ｖ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、５５Ａ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。
【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ＨＣＦＣ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、Ｒ３２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、Ｒ３２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７ｍｍ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／（Ｄｂ2 ／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／ｍ2 ｓ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ＧＷＰ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：Ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ ｏｆ Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ；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２．８ｋＷ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ＣＯＰ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６ｍｍ〜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１１０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）θｆ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０．３０ｍｍ、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３Ａ、５Ａの作用・効果を説明する。前述したとおり、Ｒ３２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、Ｒ２２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Ｒ３２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＝３０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Ｒ２２冷媒では、冷媒質量速度が２５０ｋｇ／ｍ2 s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／ｍ2 s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θａ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０．３０ｍｍ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Ｒ３２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２３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／ｍ2 ｓ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３１、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ＧＷＰ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（５３Ｃ、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２００Ｂ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▲１▼〜▲４▼）、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５５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（▲１▼〜▲８▼）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５５Ｄ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１０本（▲１▼〜○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（▲１▼〜▲６▼）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＝（７2 ／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、５３Ｂ）、暖房時の冷媒出口が四つ（５３Ｃ、５３Ｄ、５３Ｅ、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、Ｒ２４５ｃａ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ＨＦＣ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（Ｒ４１、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９００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７ｍｍ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、４３ Ｖ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、５５Ａ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。
Claims (14)
- 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する空気調和装置。 - 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。 - 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。 - 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。 - 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。
- 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。 - 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。 - 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。
- 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。
- 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。
- 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。
- 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。
- 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。
- 熱交換器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。
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