JP4628380B2 - Air conditioner - Google Patents
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Description
この発明は空気調和装置に関し、特に空気通路の熱交換器上流側での渦損失低減と熱交換器の伝熱効率向上に関するものである。 The present invention relates to an air conditioner, and more particularly to reduction of vortex loss on the upstream side of a heat exchanger in an air passage and improvement of heat transfer efficiency of the heat exchanger.
従来の室内ユニットとしては、例えば「中央部から空気を取り入れ、取り入れた空気を回転軸周りの羽根車の回転により周囲に送り出す遠心式送風手段と、該遠心式送風手段を取り込むようにして設けられ、冷媒を流すための配管および該配管に設けられた複数のフィン部を含む熱交換手段と、を備え、前記羽根車と熱交換手段とに挟まられた空間に、該羽根車の周方向に亘って配置され、羽根車から送り出された空気を前記熱交換手段に案内する案内板が設けられていることを特徴とする。この構成にすれば、羽根車から送り出された空気は、案内板に沿って熱交換手段まで流れることとなり、せん断力を受けないため自由せん断層が形成されず、その際の乱れを抑制することができる」(例えば特許文献1参照)というものが提案されている。 As a conventional indoor unit, for example, “a centrifugal blower means that takes in air from the center and sends the taken air to the surroundings by rotation of an impeller around a rotation shaft; A heat exchange means including a pipe for flowing the refrigerant and a plurality of fin portions provided in the pipe, and a space sandwiched between the impeller and the heat exchange means in a circumferential direction of the impeller A guide plate is provided so as to guide the air sent from the impeller to the heat exchanging means. According to this configuration, the air sent from the impeller is guided by the guide plate. In this case, a free shear layer is not formed because it does not receive a shearing force, and the disturbance at that time can be suppressed ”(for example, see Patent Document 1). That.
しかし、従来の空気調和装置は、案内板によって送風機の吐出開口部から熱交換器までの流れを案内させるため、新しく部品を追加する必要があるという問題点があった。また、熱交換器の伝熱効率は同じであり、渦損失低減による、騒音や送風機入力の増加を抑制する効果しか期待できなかった。 However, the conventional air conditioner has a problem that it is necessary to add a new part because the guide plate guides the flow from the discharge opening of the blower to the heat exchanger. In addition, the heat transfer efficiency of the heat exchanger is the same, and only an effect of suppressing an increase in noise and blower input due to vortex loss reduction could be expected.
この発明は上述のような課題を解決するためになされたものであり、第1の目的は、風路の渦損失を低減させ、騒音や送風機入力の増加を抑制することである。また、第2の目的は、熱交換器の伝熱効率を向上させることで、高性能な空気調和装置を得ることである。 The present invention has been made to solve the above-described problems, and a first object is to reduce the vortex loss of the air passage and to suppress an increase in noise and blower input. A second object is to obtain a high-performance air conditioner by improving the heat transfer efficiency of the heat exchanger.
この発明に係る空気調和装置においては、空気の吸込み口と吹出し口が形成されたケーシングと、前記吸込み口から空気を吸引し、前記吹出し口から空気を排出させる送風機と、該送風機の吐出口から前記ケーシング内に吐出される空気が流通する熱交換器とを備えた空気調和装置であって、前記熱交換器は、主熱交換器及び副熱交換器からなり、前記主熱交換器は、前記送風機の前記吐出口から吐出された空気が互いの間を通るように所定の間隔を空けて配列された複数の第1フィンと、該第1フィンの配列方向に該第1フィンを貫通して設けられた複数の第1伝熱管と、を備え、前記副熱交換器は、前記送風機の前記吐出口から吐出された空気が互いの間を通るように所定の間隔を空けて配列された複数の第2フィンと、該第2フィンの配列方向に該第2フィンを貫通して設けられた複数の第2伝熱管と、を備え、側面視において、前記送風機は、前記吐出口から水平方向に空気を吐出する送風機であり、前記主熱交換器は、その一部が前記送風機の前記吐出口と対向し、前記送風機の前記吐出口から吐出された空気が前記ケーシングの前記吹出し口から排出されるまでの風路を覆うように設けられ、前記副熱交換器は、前記主熱交換器よりも送風機側となる位置に設けられ、かつ、前記送風機の前記吐出口の下端近傍から下方にかけて配置され、前記送風機の前記吐出口から吐出された空気に対して前記副熱交換器が風路抵抗となり、渦損失を抑制するものである。 In the air conditioner according to the present invention, a casing in which an air inlet and an outlet are formed, a blower that sucks air from the inlet and discharges air from the outlet, and an outlet of the blower an air conditioner having a heat exchanger air discharged into the casing flows, the heat exchanger consists of a main heat exchanger and secondary heat exchanger, the main heat exchanger, A plurality of first fins arranged at a predetermined interval so that air discharged from the discharge port of the blower passes between each other, and the first fins penetrate in the arrangement direction of the first fins. A plurality of first heat transfer tubes provided, and the sub heat exchanger is arranged at a predetermined interval so that the air discharged from the discharge port of the blower passes between each other A plurality of second fins, and A plurality of second heat transfer tubes provided through the second fins in a row direction, and in a side view, the blower is a blower that discharges air in a horizontal direction from the discharge port, The heat exchanger is provided so that a part of the heat exchanger faces the discharge port of the blower and covers an air path until the air discharged from the discharge port of the blower is discharged from the blow-out port of the casing. The auxiliary heat exchanger is provided at a position closer to the blower than the main heat exchanger, and is arranged from the vicinity of the lower end of the discharge port of the blower to the lower side and discharged from the discharge port of the blower The auxiliary heat exchanger acts as an air path resistance against the air thus generated, and suppresses vortex loss .
この発明においては、空気流れ上流側に配置された副熱交換器が風路抵抗となり、渦損失を低減させることができる。このため、騒音や送風機入力の増加を抑制できる。また、空気流れの抑制に副熱交換器を配置したことにより、熱交換器の伝熱効率を向上させる効果がある。 In the present invention, the auxiliary heat exchanger disposed on the upstream side of the air flow serves as an air path resistance, and vortex loss can be reduced. For this reason, an increase in noise and blower input can be suppressed. Moreover, since the auxiliary heat exchanger is arranged to suppress the air flow, there is an effect of improving the heat transfer efficiency of the heat exchanger.
実施の形態1.
図1はこの発明の実施の形態1に係る空気調和装置の室内機の断面模式図を示すものである。室内機1は天井埋込式室内機と呼ばれている。下側が空気調和すべき室内10に面する。室内機1のケーシング2は箱形状の構造体であり、下部が開口している。このケーシング2の内側上面の中央部には、送風機3がファンモータ4を介して下向きに取り付けられている。このファンモータ4は、例えばターボファンの形態である。送風機3は、下向きに開口した送風機吸入口3aから空気を吸い込み、円周方向に開口した送風機吐出口3bから空気を送り出す。
1 is a schematic cross-sectional view of an indoor unit of an air-conditioning apparatus according to
また、ケーシング2の開口部には内部支持体5が取り付けられている。この内部支持体5の中央部には、フィルターを兼ね備えた吸込み口6が設けられており、吸込み口6の外側に吹出し口7が設けられている。内部支持体5の中央部には、吸込み口6の上部にベルマウス8が取り付けられている。このベルマウス8は、吸込み口6と送風機3の間に位置することになる。
An
送風機3を周方向から取り囲むように熱交換器20が設けられている。この熱交換器20は、熱交換器20とケーシング2との間、熱交換器20と内部支持体5との間をそれぞれシール材9で密閉されている。
内部支持体5は、熱交換器20の設置箇所の下側に、熱交換器20が蒸発器として機能する場合に発生するドレン水を集める溝を有している。
A
The
ここで、熱交換器20の説明にあたり、図1の座標を次のように定義する。空気流れと平行な伝熱管23及び伝熱管33の並び方向、すなわち図1における紙面水平方向を列方向とする。伝熱管23及び伝熱管33の長さ方向、すなわち図1における紙面直交方向を積幅方向とする。又、列方向と積幅方向に垂直な伝熱管23及び伝熱管33の並び方向、すなわち図1における紙面垂直方向を段方向とする。ただし、列方向と積幅方向が紙面で定義された図1の座標軸と常に一致している訳ではなく、送風機3を周方向から取り囲むような熱交換器20の形状に応じて変化する。例えば本実施例1における熱交換器3においては、図1における送風機3の前部及び後部に位置する熱交換器20(図示せず)の場合は、図1で定義した列方向が積幅方向に相当し、図1で定義した列方向が積幅方向に相当する。
Here, in describing the
熱交換器20は、主熱交換器21と副熱交換器31で構成されている。主熱交換器21は、伝熱管及び伝熱管に垂直に設置されるフィンから構成される熱交換モジュールの集合体からなる、いわゆるフィンチューブ型熱交換器である。フィン22の長手方向を段方向、フィン22の幅方向を列方向に配置し、これらフィン22を積幅方向に互いに間隔を空けて、送風機吐出口3bから送り出される空気流れに平行方向に配列すると共に、これらのフィン22に対して内部を冷媒が流通する伝熱管23を積幅方向に貫通させて構成されている。副熱交換器31も同様に、伝熱管及び伝熱管に垂直に設置されるフィンから構成される熱交換モジュールの集合体からなる、フィンチューブ型熱交換器である。フィン32の長手方向を段方向、フィン32の幅方向を列方向に配置し、これらフィン32を積幅方向に互いに間隔を空けて、送風機吐出口3bから送り出される空気流れに平行方向に配列すると共に、これらのフィン32に対して内部を冷媒が流通する伝熱管33を積幅方向に貫通させて構成されている。
The
主熱交換器21と副熱交換器31は、送風機3に近い側から副熱交換器31、主熱交換器21の順で設けられている。つまり、送風機3から送り出される空気流れの上流側から、副熱交換器31、主熱交換器21の順で設けられている。
副熱交換器31は、送風機吐出口3bの段方向下端近傍から、内部支持体5の間で設けられている。
The
The
図2は上記の熱交換器20の端部における斜視図を示すものである。2つの主熱交換器21の端部は、それぞれサイドプレート25a,25bで固定されている。副熱交換器31の端部は、サイドプレート25cで固定されている。各サイドプレート25a,25b、及び25cはプレート26により結合されている。サイドプレート25a,25bをケーシング2に取り付けることで、熱交換器20の両端はケーシング2に固定される。
FIG. 2 is a perspective view of the end portion of the
図3は上記の熱交換器20の中央部における斜視図を示すものである。主熱交換器21及び副熱交換器31は、プレート27によって挟み込まれるように保持され、ケーシング2に固定されている。
FIG. 3 shows a perspective view of the central portion of the
図4は、上記の伝熱管23と伝熱管33の断面図である。主熱交換器21の伝熱管23と副熱交換器31の伝熱管33は、それぞれ管直径D1、D2の円管である。
伝熱管23の内壁には、管内突起24が設けられている。この管内突起24は、伝熱管23の長さ方向に所定のねじり角でらせん状に設けられ、管内に溝を形成する。
同様に、伝熱管33の内壁には、管内突起34が設けられている。この管内突起34は、伝熱管33の長さ方向に所定のねじり角でらせん状に設けられ、管内に溝を形成する。
FIG. 4 is a cross-sectional view of the
An in-
Similarly, an in-
図5は、この発明を実施するための実施の形態1における主熱交換器21と副熱交換器31の部分拡大図である。図4と図5を用いて、主熱交換器21と副熱交換器31の各諸元を比較すると次のような関係が成り立つ。
(管直径D1)≦(管直径D2)。
(突起高さh1)≦(突起高さh2)。
(管内突起24の数)≦(管内突起34の数)。
(伝熱管23の配列間隔Dp1)≦(伝熱管33の配列間隔Dp2)。
(管内突起24のねじり角)≦(管内突起34のねじり角)。
FIG. 5 is a partially enlarged view of
(Tube diameter D1) ≦ (Tube diameter D2).
(Projection height h1) ≦ (projection height h2).
(Number of in-tube protrusions 24) ≦ (number of in-tube protrusions 34).
(Sequence interval Dp1 of heat transfer tubes 23) ≦ (Sequence interval Dp2 of heat transfer tubes 33).
(Torsion angle of the in-tube protrusion 24) ≦ (Torsion angle of the in-tube protrusion 34).
一般に、管直径が大きいほうが、熱伝達する管内表面積が大きくなり、伝熱効率が高い。また、伝熱管内壁の溝を構成する、管内突起の高さ、数、ねじり角が大きいほど、伝熱管内壁は複雑な形状となる。従って、伝熱管の内壁近傍での冷媒流れは乱れやすくなり、また管内表面積が大きくなるため、伝熱効率が高くなる。
つまり、本発明の実施形態1においては、伝熱管33の伝熱効率は、伝熱管23の伝熱効率と同一であるか、もしくは伝熱管23の伝熱効率よりも高くなる。
In general, the larger the tube diameter, the larger the surface area in the tube for heat transfer, and the higher the heat transfer efficiency. Moreover, the larger the height, number, and twist angle of the in-tube protrusions that make up the groove in the inner wall of the heat transfer tube, the more complicated the inner wall of the heat transfer tube. Therefore, the refrigerant flow in the vicinity of the inner wall of the heat transfer tube is likely to be disturbed, and the surface area in the tube is increased, so that the heat transfer efficiency is increased.
That is, in
また、主熱交換器21の伝熱管23と副熱交換器31の伝熱管33は、以下の関係を持って配置される。
副熱交換器31の伝熱管33と隣接する主熱交換器21の伝熱管23は千鳥配列を構成する。主熱交換器21における伝熱管23の配列間隔Dp1は、副熱交換器31における伝熱管33の配列間隔Dp2よりも小さいため厳密な千鳥配列にはならないが、副熱交換器31の段数が一部しかないため千鳥配列を実現できる。
The
The
主熱交換器21のフィン22と副熱交換器31のフィン32の各諸元を比較すると次のような関係が成り立つ。
(フィン22の板厚Ft1)≧(フィン32の板厚Ft2)。
(フィン22の板幅Lp1)≦(フィン32の板幅Lp2)。
(フィン22の配列間隔Fp1)≦(フィン32の配列間隔Fp2)。
When the specifications of the
(Plate thickness Ft1 of the fin 22) ≧ (plate thickness Ft2 of the fin 32).
(Plate width Lp1 of fin 22) ≦ (plate width Lp2 of fin 32).
(
図6は、この発明を実施するための実施の形態1におけるフィン22及びフィン32の形状を示す。主熱交換器21のフィン22には、管外伝熱促進用の起伏部が設けられている。副熱交換器31のフィン32は、フィン22と比べ起伏部の数、高さ、面積が小さい形状となっている。つまり、主熱交換器21のフィン22と比べ、副熱交換器31のフィン32の方が表面形状が単純で空気流れをあまり乱さない。
FIG. 6 shows the shapes of the
次に、図1を用いて室内機1内部の空気流れについて説明する。
ファンモータ4が駆動し送風機3が回転すると、室内の空気が吸込口6より室内機1に取り込まれる。この空気は、ベルマウス8を通して送風機吸入口3aに取り入れられる。送風機吸入口3aから送風機3内に取り入れられた空気は送風機吐出口3bより外周側へ吹出される。その後、熱交換器20を通過する際に、加熱、冷却、除湿などが行われ、吹出し口7から室内10へ送り出される。
Next, the air flow inside the
When the
ここで、空気流れを3つに区分して説明する。送風機吐出口3bから遠心方向に送り出され、副熱交換器31の上部を通り、主熱交換器21に直接入る空気流れを空気流れ11とする。空気流れ11から斜め下向きに流れる空気流れのうち、副熱交換器31に入るものを空気流れ12とする。空気流れ11から斜め下向きに流れる空気流れのうち、副熱交換器31の下部を通り、主熱交換器21に直接入る空気流れを空気流れ13とする。主熱交換器21は、主熱交換器21とケーシング2との間及び主熱交換器21と内部支持体5との間をそれぞれシール材9で密閉されているため、送風機吐出口3bから送り出された空気は、空気流れ11,12,13のいずれかの経路を通り、室内10へ送り出される。
Here, the air flow is divided into three for explanation. The air flow sent out from the
空気流れ11は最も風量の多い空気流れである。送風機3から送り出された空気は、空気流れ11として送風機吐出口3bから遠心方向に流れる。ここで、送風機3、ベルマウス8及び副熱交換器31に囲まれた領域14の空気は流速が遅く、空気流れ11は進行方向逆向きにせん断力を受けて自由せん断層が形成される。その結果、空気流れ11の乱れが大きくなる。この部分で渦損失が生じ、垂直方向下向きの速度成分が増加しようとする。しかし、この空気流れ11における垂直方向下向きの速度成分に対し、副熱交換器31が風路抵抗となり、空気流れ11の垂直方向の速度成分が低減され、渦損失を抑制することができる。
The
送風機3から送り出された空気は、主熱交換器21が風路抵抗となり、すべての空気が空気流れ11として主熱交換器21を通過することはできず、一部は空気流れ12として流れようとする。
空気流れ12は副熱交換器31を通過する。このとき、副熱交換器31が風路抵抗となり、風量低下、風量を確保するためのファン入力の増大、及び空気流れ12の乱れによる騒音の増大が懸念される。しかし、前述のように主熱交換器21と副熱交換器31の諸元は、(突起高さh1)≦(突起高さh2)、(伝熱管23の配列間隔Dp1)≦(伝熱管33の配列間隔Dp2)、(フィン22の板厚Ft1)≧(フィン32の板厚Ft2)、(フィン22の配列間隔Fp1)≦(フィン32の配列間隔Fp2)であり、また、副熱交換器31のフィン32は主熱交換器21のフィン22と比べ、表面形状が単純で空気流れをあまり乱さない。よって、空気流れ12の風路抵抗に影響の大きい諸元は、主熱交換器21よりも副熱交換器31の方が小さく、風路抵抗を低減させる構成となっている。従って、副熱交換器31が風路抵抗となり、風量低下、風量を確保するためのファン入力の増大、及び空気流れ12の乱れによる騒音の増大を極力低減させる構造となっている。
The air sent out from the
The
一方、熱交換器20での伝熱効率に注目すると、(伝熱管23の管直径D1)≦(伝熱管33の管直径D2)、(フィン22の板幅Lp1)≦(フィン32の板幅Lp2)であり、主熱交換器に比べ副熱交換器31は伝熱面積が大きい。また、副熱交換器31の伝熱管33と隣接する主熱交換器21の伝熱管23は千鳥配列を構成しており、さらに、(フィン22の配列間隔Fp1)≦(フィン32の配列間隔Fp2)のため、フィン22とフィン32は不連続な配列となっているので、主熱交換器21に入る段階での空気流れに乱れを生じさせ、熱交換器20での伝熱が促進される。
On the other hand, paying attention to the heat transfer efficiency in the
空気流れ12として副熱交換器31及び主熱交換器21を通過できなかった空気は、空気流れ13として流れようとする。風量の最も少ない空気流れ13の位置に副熱交換器31が位置しないため、空気流れ13の風路が確保されている。よって、風量低下、風量を確保するためのファン入力の増大、及び空気流れ13の乱れによる騒音の増大への影響は少ない。
The air that could not pass through the
図7及び図8は上記の熱交換器20の端部の配管接続状態を示すものである。これらの図を用いて、本発明の実施形態1における冷媒の流通経路を説明する。
一方が図示しない室外機のガス管に接続されているガス管41は、他端がヘッダー42に接続されている。このヘッダー42は、複数の経路に分岐して、主熱交換器21の伝熱管23に接続されている。伝熱管23の他端は、絞り機構であるキャピラリーチューブ43を介し分配器44に接続されている。この分配器44で複数の経路が集約され一つになり、副熱交換器31の伝熱管33に接続される。伝熱管33の他端は、液管45に接続されている。液管45は図示しない室外機の液管に接続されている。
温度センサ46は、複数ある伝熱管23の一つに、伝熱管23の経路長さの中央部付近に設けられる。温度センサ47は分配器44と伝熱管33の間に設けられる。
7 and 8 show a pipe connection state at the end of the
One end of a
The
熱交換器20が凝縮器として機能する場合、つまり室内機1が暖房運転する場合は、図示していない室外機より高温高圧のガス冷媒がガス管41に流入しヘッダー42で分岐して主熱交換器21の伝熱管23に入る。伝熱管23を通過中に、冷媒は空気との熱交換により放熱しながら凝縮していく。放熱が進むに従い、冷媒は過熱ガスからガスと液冷媒の二相状態へと変化し、さらに、ガスの比率が高い高乾き度の二相状態から、液冷媒の比率の高い低乾き度の二相状態へと変化する。伝熱管23を出た冷媒は低乾き度の二相状態、もしくはさらに放熱した液冷媒の過冷却状態である。主熱交換器21を出た冷媒はキャピラリーチューブ43を通り分配器44へ流れるが、液冷媒の比率の高い低乾き度の二相状態もしくは液冷媒の過冷却状態であるため、冷媒の流速は遅く、キャピラリーチューブ43を通過することによる圧力損失は小さい。その後、冷媒は分配器44で集められ、副熱交換器31の伝熱管33に入る。伝熱管33を通過中に、空気との熱交換により放熱しながら、冷媒は高い過冷却状態となる。その後、伝熱管33を出て液管45に入り、図示しない室外機に至る。
When the
次に熱交換器20が蒸発器として機能する場合、つまり室内機1が冷房運転またはドライ運転する場合は、熱交換器20が凝縮器として機能する場合と冷媒の流れが逆である。図示していない室外機より低圧低乾き度の二相状態の冷媒が液管45に流入し、副熱交換器31の伝熱管33に入る。伝熱管33を通過中に、冷媒は空気との熱交換により吸熱しながら蒸発するが、伝熱管33での熱交換量は小さいので、冷媒は若干乾き度が大きくなった低乾き度の二相状態のままである。副熱交換器31を出た冷媒は、分配器44で分岐され、キャピラリーチューブ43を通過する。キャピラリーチューブ43を通過するときの圧力損失により、分岐の冷媒循環量調整が行われ、主熱交換器21の伝熱管23に入る。伝熱管23を通過中に、冷媒は空気との熱交換により吸熱しながら蒸発し、伝熱管23を出るときには高乾き度の二相状態か、低過熱ガスとなる。伝熱管23を通過後、分岐されていた冷媒はヘッダー42で集められ、ガス管41を通って図示していない室外機に至る。
Next, when the
図9は、本実施の形態1に係る空気調和装置における熱交換器が凝縮器として機能する場合の単純化したサイクル図を示す。熱交換器20が凝縮器として機能する場合、つまり室内機1が暖房運転する場合のサイクルは以下のようになる。圧縮機51で圧縮されたガス状態の冷媒は、四方弁52を通り凝縮器である熱交換器20に入る。凝縮器である熱交換器20は、送風機3から送り出された空気との熱交換により放熱する。熱交換器20で熱交換を行った冷媒は過冷却状態の液冷媒となり、膨張弁54に入る。膨張弁で膨張して低温低圧の冷媒は低乾き度の二相状態となり、蒸発器である室外熱交換器55に入る。室外熱交換器55で室外の空気と熱交換により吸熱した冷媒は蒸発してガス状態となり、圧縮機51に入る。
FIG. 9 shows a simplified cycle diagram when the heat exchanger in the air-conditioning apparatus according to
熱交換器20が蒸発器として機能する場合、つまり室内機1が冷房運転またはドライ運転する場合のサイクルは以下のようになる。圧縮機51で圧縮されたガス状態の冷媒は、四方弁52を通り凝縮器である室外熱交換器55に入る。凝縮器である室外熱交換器55は、室外の空気との熱交換により放熱する。室外熱交換器55で熱交換を行った冷媒は過冷却状態の液冷媒となり、膨張弁54に入る。膨張弁で膨張して低温低圧の冷媒は低乾き度の二相状態となり、蒸発器である熱交換器20に入る。熱交換器20では、送風機3から送り出された空気との熱交換により吸熱する。吸熱した冷媒は蒸発してガス状態となり、圧縮機51に入る。
When the
図10は上記の熱交換器20が凝縮器として機能する場合、つまり室内機1が暖房運転する場合の制御フローチャートである。
熱交換器20の伝熱効率を最適に発揮するには、熱交換器20の冷媒分布状態を決定する必要があるが、ここでは圧縮機51の運転周波数及び膨張弁54の開度を制御することで冷媒の分布状態を決定する。ステップS0で空気調和装置の運転が起動されると、ステップS1において、圧縮機51の運転周波数及び膨張弁54の開度を固定値である初期設定値に設定する。ステップS2で空気調和装置が一定時間経過するかを判断した後、ステップS3において、主熱交換器21の伝熱管23の中間位置温度及び出口温度を、それぞれ温度センサ46,47が測定する。温度センサ46の測定位置では、伝熱管23には二相状態の冷媒が流れており、温度センサ46の測定する温度は凝縮温度となる。温度センサ46の測定する凝縮温度及び温度センサ47の測定する伝熱管23の出口温度から、過冷却度を以下の式で求める。
(過冷却度)=(凝縮温度)−(伝熱管23出口温度)
FIG. 10 is a control flowchart when the
In order to optimize the heat transfer efficiency of the
(Supercooling degree) = (Condensation temperature) − (
ステップS4では、室内設定温度に対応して定まっている目標凝縮温度と、ステップS3で温度センサ46が測定した凝縮温度を比較する。凝縮温度が目標凝縮温度より大きければステップS5に進み圧縮機51の運転周波数を減少させ、凝縮温度が目標凝縮温度より小さければステップS6に進み圧縮機51の運転周波数を増加させる。ステップS7では、ステップS3で測定した過冷却度と目標過冷却度、(例えば2〜5℃)とを比較する。過冷却度が目標より大きければステップS8に進み膨張弁54の開度を減少させる。過冷却度が目標より小さければステップS9に進み膨張弁54の開度を増加させる。ステップ10で空気調和装置が一定時間経過するかを判断した後、ステップS3に戻る。送風機3の回転数はエンドユーザーが任意に選択する。
In step S4, the target condensation temperature determined corresponding to the indoor set temperature is compared with the condensation temperature measured by the
この制御フローチャートに従って冷媒状態を制御することで、図11に示すように冷媒を分布させることができる。AからDまでが伝熱管23の内部である。AからBで過熱ガスがしだいに冷却されて温度が低下する。BからDでは冷媒が二相状態であり、温度一定である。DからEまでが伝熱管33の内部であり、冷媒が過冷却されて温度が低下する。このときの局所的な伝熱性能を図12に示す。冷媒物性上から過冷却状態より二相状態の方が管内熱伝達率が高い。副熱交換器31に過冷却冷媒を集約することで、副熱交換器31が無い場合と比較して、伝熱性能がよい二相部が熱交換器20全体に占める割合が大きい。このため、熱交換器20の性能が高く図11で示す凝縮温度が低いため、圧縮機51への入力が低減されて空気調和装置の性能が改善される。伝熱管33内を通過する冷媒は過冷却状態の液冷媒であるため管内熱伝達効率が低くなる。しかし、副熱交換器31の分岐数は主熱交換器21の分岐数より小さいので流速を増加させる働きがあり、さらに副熱交換器31の伝熱管33内の溝により冷媒流れを乱す働きがあるため、伝熱管33の熱伝達効率を改善する効果がある。副熱交換器31の伝熱管33内を通過する冷媒は過冷却状態のため、主熱交換器21に比べ伝熱効率は落ちるが、副熱交換器31を空気流れ上流側に設置するため、送風機3から送り出された空気よりも温度の高い空気を主熱交換器21に送ることができ、熱交換器20として伝熱効率の向上を図ることができる。キャピラリーチューブは主熱交換器21と副熱交換器31の間に設置されているが、暖房時は主熱交換器21の伝熱管23出口で冷媒は過冷却状態になるため、圧損を小さくする効果がある。
By controlling the refrigerant state according to this control flowchart, the refrigerant can be distributed as shown in FIG. A to D are the inside of the
図13は上記の熱交換器20が蒸発器として機能する場合、つまり室内機1が冷房運転またはドライ運転する場合の制御フローチャートである。この図を用いて制御動作について室内機1の周辺の制御に限定して説明する。ここでも熱交換器20が凝縮器として機能する場合と同様に圧縮機51の運転周波数及び膨張弁54の開度を制御することで冷媒の分布状態を決定する。ステップS0で空気調和装置の運転が起動されると、ステップS1において、圧縮機51の運転周波数及び膨張弁54の開度を固定値である初期設定値に設定する。ステップS2で空気調和装置が一定時間経過するかを判断した後、ステップS3において、主熱交換器21の伝熱管23の中間位置温度を温度センサ46が測定する。また、図示しない温度センサ48で、例えば圧縮機51吐出ガス温度を測定する。一般的に蒸発器は出口で高乾き度か、低過熱度であるほど伝熱効率がよいが、出口状態を直接検知できない。従って、例えば圧縮機51吐出ガス温度を図示しない温度センサ48で測定して膨張弁開度の制御を実施する。温度センサ46の測定位置では、伝熱管23には二相状態の冷媒が流れており、温度センサ46の測定する温度は蒸発温度となる。温度センサ46の測定する蒸発温度及び温度センサ48の測定する圧縮機51吐出ガス温度から、過熱度を以下の式で求める。
(過熱度)=(蒸発温度)−(圧縮機51吐出ガス温度)
FIG. 13 is a control flowchart when the
(Degree of superheat) = (evaporation temperature) − (compressor 51 discharge gas temperature)
ステップS4では、室内設定温度に対応して定まっている目標蒸発温度と、ステップS3で温度センサ46が測定した蒸発温度を比較する。蒸発温度が目標蒸発温度より大きければステップS5に進み圧縮機51の運転周波数を増加させ、蒸発温度が目標蒸発温度より小さければステップS6に進み圧縮機51の運転周波数を減少させる。ステップS7では、ステップS3で測定した過熱度と目標過熱度、(例えば2〜5℃)とを比較する。過熱度が目標より大きければステップS8に進み膨張弁54の開度を増加させる。過冷却度が目標より小さければステップS9に進み膨張弁54の開度を減少させる。ステップ10で空気調和装置が一定時間経過するかを判断した後、ステップS3に戻る。送風機3の回転数はエンドユーザーが任意に選択する。
In step S4, the target evaporation temperature determined corresponding to the indoor set temperature is compared with the evaporation temperature measured by the
この制御フローチャートは、従来の実施例と同じ制御方法であるが、キャピラリーチューブ43での過大な圧力損失が懸念される。主熱交換器21の分岐数より副熱交換器31の分岐数が小さいため流速増加して圧力損失が大きくなるが、副熱交換器31の伝熱管33の管直径D2が大きいので、伝熱管33内の冷媒流速は低減する。従って、冷媒循環量調整に必要とする圧力損失以上の圧力損失を低減する効果がある。
This control flowchart is the same control method as in the conventional embodiment, but there is a concern about excessive pressure loss in the
このように構成された室内機1においては、空気流れ11垂直方向下向きの速度成分に対し、副熱交換器31が風路抵抗となり、空気流れ11の垂直方向の速度成分が低減され、渦損失を抑制することができる。このため、騒音や送風機入力の増加を抑制する効果がある。この低減された空気流れ11の垂直方向下向きの速度成分と、空気流れ11として主熱交換器21を通過しきれなかった空気流れ12が副熱交換器31を通過するため、熱交換器20の伝熱効率を向上させることができる。従って、騒音や送風機入力の増加の抑制と熱交換器20の伝熱効率の向上の双方を図ることができる。
In the
また実際の製品生産では、本実施の形態と、副熱交換器31がない従来の実施例とを生産することが考えられるが、キャピラリーチューブ、温度センサの位置及び主熱交換器の冷媒経路が共通であり、多機種生産上で共通化を図ることが出来、生産性・工程管理改善の効果がある。コストや生産性の上で改善効果がある。
In actual product production, it may be possible to produce this embodiment and the conventional example without the
上記実施の形態1の説明は、本発明を説明するものであって、特許請求の範囲に記載の発明を限定し、あるいは範囲を減縮するものではない。また、本発明の各部構成は上記実施の形態1に限らず、特許請求の範囲に記載の技術的範囲内で種々の変形が可能であることは勿論である。
例えば、本実施形態1では室内機1の熱交換器20に言及しているが、室外熱交換器でも構わない。室内機でも4方向カセット、二方向カセット、一方向カセット、天吊、床置きなど、どの形態であっても構わない。
また、熱交換器20が凝縮器として機能する場合、つまり室内機1が暖房運転する場合に、温度センサ47で伝熱管23の出口温度を測定しているが、副熱交換器31の出口温度を測定し過冷却度を求め、室内機1を制御してもよい。このときの主熱交換器21の伝熱管出口での冷媒状態が二相状態であれば請求項範囲を満たす。
また、副熱交換器31は、送風機吐出口3bの段方向下端近傍から、内部支持体5の間で設けられているが、副熱交換器31の段方向の一部モジュール数が送風機吐出口3bと対向してもよい。このときの副熱交換器31が空気流れ11の垂直方向下向きの速度成分に対して風路抵抗となり、空気流れ11の垂直方向の速度成分が低減され、渦損失を抑制することができれば請求項範囲を満たす。
The description of the first embodiment is for explaining the present invention, and does not limit the invention described in the claims or reduce the scope. Moreover, each part structure of this invention is not restricted to the said
For example, although
In addition, when the
Further, the
実施の形態2.
実施の形態1では、主熱交換器21と副熱交換器31の各諸元である伝熱管の管直径D、管内突起24の突起高さh、管内突起の数、伝熱管の配列間隔Dp、管内突起のねじり角、フィンの板厚Ft、フィンの板幅Lp、フィンの配列間隔Fp、及び図示されていないフィンの管外伝熱促進用の起伏部形状を異なるものにしてきた。これにより、風量低下、風量を確保するためのファン入力の増大、空気流れ12の乱れによる騒音の増大及びキャピラリーチューブ43での圧力損失の低減を低減させ、熱交換量の増大を図ってきたが、主熱交換器21と副熱交換器31の各諸元を同一としても本発明は実施できる。その例を実施の形態2として以下に説明する。
なお、本実施形態2において、特に記述しない項目については実施の形態1と同様とし、同一機能については同一の符号を用いて述べることとする。
In the first embodiment, the tube diameter D of the heat transfer tubes, which are the specifications of the
In the second embodiment, items not particularly described are the same as those in the first embodiment, and the same functions are described using the same reference numerals.
図14は、実施の形態2における主熱交換器21と副熱交換器31の部分拡大図である。主熱交換器21と副熱交換器31のフィンの配列間隔Fp、フィン板厚Ft、伝熱管の配列間隔Dp、フィンの板幅Lpが同じである。図示しないが、主熱交換器のフィン22と副熱交換器のフィン32は、フィン形状の起伏部の数、高さ、面積のいずれも同じであるか、あるいはどちらも起伏部がない形状となっている。また、主熱交換器21の伝熱管23と副熱交換器31の伝熱管33は同じ仕様である。同じである分、性能改善の効果は低減するが部品を共通化でき、コストや製造管理の上で改善効果がある。
FIG. 14 is a partially enlarged view of the
実施の形態3.
また、以下に示すように熱交換器20を構成することでも、本発明を実施できる。図15は実施の形態3における熱交換器20端部の配管接続図である。
主熱交換器21の伝熱管23は扁平管であり、長軸が送風機吐出口3bから送り出される空気流れと平行方向に設けられており、副熱交換器31の伝熱管33は円管である。伝熱管23の円管相当直径D1aと伝熱管33の管直径D2の諸元は以下になる。
(伝熱管23の円管相当直径D1a)>(伝熱管33の管直径D2)
液管45と分配器44の間には、伝熱管33と逆止弁49が並列に接続されている。逆止弁49の順方向は、液管45から分配器44へ冷媒が流れる方向である。
Moreover, this invention can be implemented also by comprising the
The
(Equivalent diameter D1a of the circular tube of the heat transfer tube 23)> (Tube diameter D2 of the heat transfer tube 33)
A
熱交換器20が凝縮器として機能する場合、つまり室内機1が暖房運転する場合は、分配器44から伝熱管33へ冷媒が流れる。逆止弁49に対しては逆方向流れであり、逆止弁49内に冷媒は流れない。実施の形態1で凝縮器として機能する場合と同じである。
熱交換器20が蒸発器として機能する場合、つまり室内機1が冷房運転またはドライ運転する場合は、液管45から分配器44へ冷媒が流れる。逆止弁49に対しては順方向であり、逆止弁49内に冷媒が流れ、並列している伝熱管33内には冷媒が流れない。
When the
When the
このように構成された室内機1においては、主熱交換器21の伝熱管23は扁平管であるため、熱伝達効率が円管の場合よりも大きく伝熱効率の向上を図ることができる。また、風路圧損が小さいため、ファン入力の低減及び騒音の低減を図ることが出来る。
一般に、扁平形状の伝熱管を使用した熱交換器を凝縮器として用いる場合、冷媒が過冷却状態になると熱伝達効率は極端に低下する。しかし、本実施形態3では、主熱交換器21の伝熱管23内を流れる冷媒は過冷却状態の範囲が少ないため、高い熱伝達効率を保つことができる。冷媒が過冷却部である副熱交換器31の伝熱管33は円管であり、管直径D2が小さいので、伝熱管33内の冷媒は流速が上がり、管内熱伝達効率を増加させるので伝熱効率の向上を図ることが出来る。また、冷媒量を低減することでコスト低減の効果がある。
熱交換器20が蒸発器として機能する場合、冷媒は伝熱管33を流れずに逆止弁を通過するため、伝熱管33での圧力損失を回避し、性能を維持する効果がある。
In the
In general, when a heat exchanger using a flat heat transfer tube is used as a condenser, the heat transfer efficiency is extremely lowered when the refrigerant is in a supercooled state. However, in this
When the
実施の形態4.
実施の形態1では、送風機として、例えばターボファンのような円周方向に空気を送り出す送風機を設けての実施形態を述べたが、例えばシロッコファンのような、1方向に送風する送風機を設けても本発明を実施することができる。その例を実施の形態4として以下に説明する。
図16は実施の形態2における室内機内部を上面から見た断面模式図である。図17は図16のA−A線断面模式図である。また、図18は図16のB−B線断面模式図である。なお、本実施形態4において、特に記述しない項目については実施の形態1と同様である。
In
FIG. 16 is a schematic cross-sectional view of the interior of the indoor unit in
天井埋込式室内機60は、天井に埋め込まれて設置され、空気調和すべき室内とはダクト等で接続されている。ケーシング61は箱状の構造体である。ケーシング61内部は仕切板62によって仕切られている。仕切板62で仕切られたケーシング61の一方の下面には2つの送風機63(例えばシロッコファン)が取り付けられている。これら送風機63は、互いの間に設置されたファンモータ64と接続されている。送風機63は、ファンモータ64の回転により、ファンモータ64接続側の対面に設けられた送風機吸入口63aから空気を吸い込み、仕切板62方向に対し水平に開口した送風機吐出口63bから、仕切板62で仕切られたケーシング61の他方へ空気を送り出す。
The ceiling-embedded
仕切板62によって仕切られたケーシング61の他方には、熱交換器65が、送風機吐出口63bに対し傾斜して取り付けられている。熱交換器65は下側に主熱交換器65aを配置し、上側に副熱交換器65bを配置する構成となっており、副熱交換器65bが主熱交換器65aよりも空気流れ上流側に位置する。副熱交換器65bは、送風機吐出口63b外側から若干内側の位置からケーシング61の間に設けられている。副熱交換器65bの設けられていない主熱交換器65aの範囲は、ケーシング61と主熱交換器65aとの間をプレート68で目張りされている。また、ケーシング61の側面には、送風機63側にフィルターを兼ね備えた吸込み口66が、熱交換器65側に吹出し口67がそれぞれ設けられている。
A
ファンモータ64が駆動し送風機63が回転すると、室内の空気が吸込口66より室内機60に取り込まれる。この空気は、送風機吸入口63aに取り入れられる。送風機吸入口63aから送風機63内に取り入れられた空気は送風機吐出口63bより水平方向へ吹出される。その後、熱交換器20を通過する際に、加熱、冷却、除湿などが行われ、吹出し口7から室内10へ送り出される。
When the
このように構成された室内機60においては、送風機63から送り出された空気は、熱交換器65に向かって水平方向に流れる。ここで、送風機吐出口63bの外側、つまり副熱交換器65bの設けられている領域の空気は流速が遅く、空気流れは進行方向逆向きにせん断力を受けて自由せん断層が形成される。その結果、この部分で渦損失が生じることとなる。しかし、副熱交換器31が風路抵抗となり、渦損失を抑制することができる。このため、騒音や送風機入力の増加を抑制することができる。また、主熱交換器21を通過しきれなかった空気流れが副熱交換器65bを通過するため、熱交換器65の伝熱効率を向上させることができる。従って、騒音や送風機入力の増加の抑制と熱交換器65の伝熱効率の向上の双方を図ることができる。
In the
実施の形態5.
実施の形態4の室内機60に、実施の形態1と同様の熱交換器20を送風機吐出口63bに対し傾斜して取り付けることでも本発明を実施することができる。図19は本実施形態5の室内機61の横断面模式図である。副熱交換器31は、送風機吐出口63b下部よりも若干上の高さから主熱交換器21の下面の間に設けられている。送風機吐出口63bの下側、つまり副熱交換器31の設けられている領域の空気は流速が遅く、空気流れは進行方向逆向きにせん断力を受けて自由せん断層が形成される。その結果、この部分で渦損失が生じることとなる。しかし、副熱交換器31が風路抵抗となり、渦損失を抑制し、騒音や送風機入力の増加を抑制することができる。
The present invention can also be implemented by attaching the
1 室内機、2 ケーシング、3 送風機、3a 送風機吸入口、3b 送風機吐出口、4 ファンモータ、5 内部支持体、6 吸込み口、7 吹出し口、8 ベルマウス、9 シール材、10 室内、11 空気流れ、12 空気流れ、13 空気流れ、14 領域、20 熱交換器、21 主熱交換器、22 フィン、23 伝熱管、24 伝熱管23内壁の管内突起、25a サイドプレート、25b サイドプレート、25c サイドプレート、26 プレート、27 プレート、31 副熱交換器、32 フィン、33 伝熱管、34 伝熱管33内壁の管内突起、41 ガス管、42 ヘッダー、43 キャピラリーチューブ、44 分配器、45 液管、46 温度センサ、47 温度センサ、48 温度センサ、49 逆止弁、51 圧縮機、52 四方弁、54 膨張弁、55 室外熱交換器、60 室内機、61 ケーシング、62 仕切板、63 送風機、63a 送風機吸入口、63b 送風機吐出口、64 ファンモータ、65 熱交換器、65a 主熱交換器、65b 副熱交換器、66 吸込み口、67 吹出し口、68 プレート、D1 伝熱管23の管直径、D1a 伝熱管23の円管相当直径、D2 伝熱管33の管直径、Dp 伝熱管の配列間隔、Dp1 伝熱管23の配列間隔、Dp2 伝熱管33の配列間隔、Fp フィンの配列間隔、Fp1 フィン22の配列間隔、Fp2 フィン32の配列間隔、Ft フィンの板厚、Ft1 フィン22の板厚、Ft2 フィン32の板厚、h1 突起24の管内突起高さ、h2 突起34の管内突起高さ、Lp フィンの板幅、Lp1 フィン22の板幅、Lp2 フィン32の板幅。 1 Indoor Unit, 2 Casing, 3 Blower, 3a Blower Inlet, 3b Blower Outlet, 4 Fan Motor, 5 Internal Support, 6 Suction Port, 7 Outlet, 8 Bellmouth, 9 Sealing Material, 10 Indoor, 11 Air Flow, 12 Air flow, 13 Air flow, 14 Region, 20 Heat exchanger, 21 Main heat exchanger, 22 Fin, 23 Heat transfer tube, 24 In-tube protrusion on inner wall of heat transfer tube 23, 25a side plate, 25b side plate, 25c side Plate, 26 Plate, 27 Plate, 31 Sub-heat exchanger, 32 Fin, 33 Heat transfer tube, 34 In-tube protrusion on inner wall of heat transfer tube 33, 41 Gas tube, 42 Header, 43 Capillary tube, 44 Distributor, 45 Liquid tube, 46 Temperature sensor, 47 Temperature sensor, 48 Temperature sensor, 49 Check valve, 51 Compressor, 52 4 Directional valve, 54 Expansion valve, 55 Outdoor heat exchanger, 60 Indoor unit, 61 Casing, 62 Partition plate, 63 Blower, 63a Blower inlet, 63b Blower outlet, 64 Fan motor, 65 Heat exchanger, 65a Main heat exchange , 65b sub heat exchanger, 66 inlet, 67 outlet, 68 plate, tube diameter of D1 heat transfer tube 23, equivalent diameter of D1a heat transfer tube 23, tube diameter of D2 heat transfer tube 33, arrangement of Dp heat transfer tubes Interval, Dp1 heat transfer tube 23 arrangement interval, Dp2 heat transfer tube 33 arrangement interval, Fp fin arrangement interval, Fp1 fin 22 arrangement interval, Fp2 fin 32 arrangement interval, Ft fin plate thickness, Ft1 fin 22 plate thickness , Ft2 fin 32 plate thickness, h1 protrusion 24 in-tube protrusion height, h2 protrusion 34 in-tube protrusion height, Lp fin plate width, Lp1 fin 22 in the plate width, Lp2 plate width of the fin 32.
Claims (12)
前記吸込み口から空気を吸引し、前記吹出し口から空気を排出させる送風機と、
該送風機の吐出口から前記ケーシング内に吐出される空気が流通する位置に配置された熱交換器とを備えた空気調和装置であって、
前記熱交換器は、主熱交換器及び副熱交換器からなり、
前記主熱交換器は、前記送風機の前記吐出口から吐出された空気が互いの間を通るように所定の間隔を空けて配列された複数の第1フィンと、該第1フィンの配列方向に該第1フィンを貫通して設けられた複数の第1伝熱管と、を備え、
前記副熱交換器は、前記送風機の前記吐出口から吐出された空気が互いの間を通るように所定の間隔を空けて配列された複数の第2フィンと、該第2フィンの配列方向に該第2フィンを貫通して設けられた複数の第2伝熱管と、を備え、
側面視において、
前記送風機は、前記吐出口から水平方向に空気を吐出する送風機であり、
前記主熱交換器は、その一部が前記送風機の前記吐出口と対向し、前記送風機の前記吐出口から吐出された空気が前記ケーシングの前記吹出し口から排出されるまでの風路を覆うように設けられ、
前記副熱交換器は、前記主熱交換器よりも送風機側となる位置に設けられ、かつ、前記送風機の前記吐出口の下端近傍から下方にかけて配置され、
前記送風機の前記吐出口から吐出された空気に対して前記副熱交換器が風路抵抗となり、渦損失を抑制することを特徴とする空気調和装置。 A casing formed with an air inlet and outlet;
A blower that sucks air from the suction port and discharges air from the blowout port;
An air conditioning apparatus provided with the discharge port of the air blowing unit and a heat exchanger air is positioned to flow discharged in the casing,
The heat exchanger consists of a main heat exchanger and a sub heat exchanger,
The main heat exchanger includes a plurality of first fins arranged at a predetermined interval so that air discharged from the discharge port of the blower passes between each other, and an arrangement direction of the first fins A plurality of first heat transfer tubes provided through the first fin,
The sub heat exchanger includes a plurality of second fins arranged at a predetermined interval so that air discharged from the discharge port of the blower passes between each other, and an arrangement direction of the second fins A plurality of second heat transfer tubes provided through the second fins,
In side view,
The blower is a blower that discharges air in a horizontal direction from the discharge port,
A part of the main heat exchanger is opposed to the discharge port of the blower so as to cover an air path until the air discharged from the discharge port of the blower is discharged from the blow-out port of the casing. Provided in
The auxiliary heat exchanger is provided at a position closer to the blower than the main heat exchanger, and is arranged from the vicinity of the lower end of the discharge port of the blower to the lower side,
The air conditioner characterized in that the auxiliary heat exchanger serves as an air path resistance to air discharged from the discharge port of the blower and suppresses vortex loss.
前記吸込み口から空気を吸引し、前記吹出し口から空気を排出させる送風機と、
該送風機の吐出口から前記ケーシング内に吐出される空気が流通する位置に配置された熱交換器とを備えた空気調和装置であって、
前記熱交換器は、主熱交換器及び副熱交換器からなり、
前記主熱交換器は、前記送風機の前記吐出口から吐出された空気が互いの間を通るように所定の間隔を空けて配列された複数の第1フィンと、該第1フィンの配列方向に該第1フィンを貫通して設けられた複数の第1伝熱管と、を備え、
前記副熱交換器は、前記送風機の前記吐出口から吐出された空気が互いの間を通るように所定の間隔を空けて配列された複数の第2フィンと、該第2フィンの配列方向に該第2フィンを貫通して設けられた複数の第2伝熱管と、を備え、
平面視において、
前記送風機は、前記吐出口から一方向に空気を吐出する送風機であり、
前記主熱交換器は、その一部が前記送風機の前記吐出口と対向し、前記送風機の前記吐出口から吐出された空気が前記ケーシングの前記吹出し口から排出されるまでの風路を覆うように設けられ、
前記副熱交換器は、前記主熱交換器よりも送風機側となる位置に設けられ、かつ、前記送風機の前記吐出口の外側端部近傍から外側にかけて配置され、
前記送風機の前記吐出口から吐出された空気に対して前記副熱交換器が風路抵抗となり、渦損失を抑制することを特徴とする空気調和装置。 A casing formed with an air inlet and outlet;
A blower that sucks air from the suction port and discharges air from the blowout port;
An air conditioning apparatus provided with the discharge port of the air blowing unit and a heat exchanger air is positioned to flow discharged in the casing,
The heat exchanger consists of a main heat exchanger and a sub heat exchanger,
The main heat exchanger includes a plurality of first fins arranged at a predetermined interval so that air discharged from the discharge port of the blower passes between each other, and an arrangement direction of the first fins A plurality of first heat transfer tubes provided through the first fin,
The sub heat exchanger includes a plurality of second fins arranged at a predetermined interval so that air discharged from the discharge port of the blower passes between each other, and an arrangement direction of the second fins A plurality of second heat transfer tubes provided through the second fins,
In plan view,
The blower is a blower that discharges air in one direction from the discharge port,
A part of the main heat exchanger is opposed to the discharge port of the blower so as to cover an air path until the air discharged from the discharge port of the blower is discharged from the blow-out port of the casing. Provided in
The sub heat exchanger is provided at a position closer to the blower than the main heat exchanger, and is arranged from the vicinity of the outer end of the discharge port of the blower to the outside,
The air conditioner characterized in that the auxiliary heat exchanger serves as an air path resistance to air discharged from the discharge port of the blower and suppresses vortex loss.
前記第1フィンの板幅と前記第2フィンの板幅、
前記第1フィンの配列間隔と前記第2フィンの配列間隔、
前記第1フィンの表面形状と前記第2フィンの表面形状、
前記第1伝熱管の仕様と前記第2伝熱管の仕様、
及び、前記第1伝熱管の配列間隔と前記第2伝熱管の配列間隔が同一であることを特徴とする請求項1〜請求項4のいずれかに記載の空気調和装置。 The thickness of the first fin and the thickness of the second fin,
A plate width of the first fin and a plate width of the second fin;
An arrangement interval of the first fins and an arrangement interval of the second fins,
The surface shape of the first fin and the surface shape of the second fin;
The specification of the first heat transfer tube and the specification of the second heat transfer tube,
The air conditioning apparatus according to any one of claims 1 to 4, wherein an arrangement interval of the first heat transfer tubes and an arrangement interval of the second heat transfer tubes are the same.
冷媒が前記主熱交換器の前記第1伝熱管内を流通した後、前記副熱交換器の前記第2伝熱管内を流通するか、
冷媒が前記副熱交換器の前記第2伝熱管内を流通した後、前記主熱交換器の前記第1伝熱管内を流通するか、のいずれかの冷媒流通経路からなることを特徴とする請求項1〜請求項5のいずれかに記載の空気調和装置。 The main heat exchanger and the sub heat exchanger are configured separately.
After the refrigerant has flowed through the first heat transfer tube of the main heat exchanger, or flowing through the second heat transfer tube of the secondary heat exchanger,
After the refrigerant has flowed through the second heat transfer tube of the secondary heat exchanger, either flowing through the first heat transfer tube of the main heat exchanger, characterized in that it consists of one of the refrigerant flow path The air conditioning apparatus in any one of Claims 1-5 .
冷媒が前記主熱交換器の前記第1伝熱管内を流通した後に、前記副熱交換器の前記第2伝熱管内を流通する冷媒流通経路をたどり、
前記主熱交換器の前記第1伝熱管内における冷媒が、過熱ガス又はガスと液冷媒との二相状態で占められることを特徴とする請求項6に記載の空気調和装置。 In the case where the heat exchanger functions as a condenser,
After the refrigerant has flowed through the first heat transfer tube of the main heat exchanger, it follows a refrigerant flow path that flows through the second heat transfer tube of the secondary heat exchanger,
The air conditioner according to claim 6 , wherein the refrigerant in the first heat transfer tube of the main heat exchanger is occupied in a two-phase state of superheated gas or gas and liquid refrigerant.
前記主熱交換器と前記副熱交換器との間の冷媒経路に温度センサを設置することを特徴とする請求項7に記載の空気調和装置。 In the case where the heat exchanger functions as a condenser,
Air conditioner according to claim 7, wherein placing the temperature sensor in the refrigerant path between the auxiliary heat exchanger and the main heat exchanger.
前記副熱交換器の冷媒経路は、一つ又は前記主熱交換器の冷媒経路数よりも少ない数で並列に複数配置されることを特徴とする請求項6〜請求項8のいずれかに記載の空気調和装置。 A plurality of refrigerant paths of the main heat exchanger are arranged in parallel,
Refrigerant path of the secondary heat exchanger, according to any one of claims 6 to claim 8, wherein a plurality of arranged in parallel in one or fewer than refrigerant passage speed of the main heat exchanger Air conditioner.
前記主熱交換器の冷媒経路と同数である箇所に、同数の絞り機構を設けたことを特徴とする請求項6〜請求項9のいずれかに記載の空気調和装置。 In the refrigerant path for connecting the refrigerant passage of the auxiliary heat exchanger and the refrigerant passage of the main heat exchanger,
The main at a position which is same as the refrigerant passage of the heat exchanger, the air conditioning apparatus according to any one of claims 6 to claim 9, characterized in that a same number of the diaphragm mechanism.
冷媒が前記副熱交換器の前記第2伝熱管内を流通した後に、前記主熱交換器の前記第1伝熱管内を流通する冷媒流通経路をたどる場合において、
前記副熱交換器の前記第2伝熱管と、逆止弁を有する冷媒経路とを併設し、
前記熱交換器が蒸発器として機能する場合には、
冷媒は、前記副熱交換器を流通せず、前記逆止弁を流通することを特徴とする請求項6〜請求項11のいずれかに記載の空気調和装置。 The heat exchanger functions as an evaporator,
After the refrigerant has flowed through the second heat transfer tube of the secondary heat exchanger, when tracing the refrigerant flow path that flows through the first heat transfer tube of the main heat exchanger,
It said second heat transfer tube of the secondary heat exchanger, features a refrigerant passage having a check valve,
When the heat exchanger functions as an evaporator,
The refrigerant does not flow to the secondary heat exchanger, an air conditioning apparatus according to any one of claims 6 to claim 11, characterized in that flowing through the check valve.
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