JP4867569B2 - 熱交換器および冷凍空調装置 - Google Patents

Description

本発明は、低温流体と高温流体とを熱交換させて高温流体から低温流体に熱を伝える熱交換器に関するものである。また、この熱交換器を用いた冷凍空調装置に関するものである。

従来の熱交換器は、低温流体が流れる複数の貫通穴を有する扁平状の第１扁平管と、高温流体が流れる複数の貫通穴を有する扁平状の第２扁平管と、第１扁平管の両端に接続された第１ヘッダーと、第２扁平管の両端に接続された第２ヘッダーとを備え、第１の扁平管と第２の扁平管とを長手方向（流体の流れ方向）が並行になるようにして、それぞれの扁平な面同士を接触積層させることにより、高い熱交換性能を得ている（例えば、特許文献１参照。）。

特開２００２−３４０４８５号公報（第４〜５頁、図１）

上記のような従来の熱交換器を用いた冷凍空調装置は、圧縮機、放熱器、流量制御手段、蒸発器を冷媒配管で接続しＨＦＣ（ハイドロフルオロカーボン）系冷媒、炭化水素、二酸化酸素などの冷媒が循環するように構成されており、冷凍空調装置の効率を上げるためには、熱交換器の熱交換性能を上げることが重要となる。

このような熱交換器にあって高い熱交換性能を得るには、第１扁平管及び第２扁平管の長さ（流体の流れ方向の長さ）または幅（流体の流れ方向に垂直な方向の長さ）を大きくして第１扁平管と第２扁平管との接触面積を増加させる必要がある。しかしながら、第１扁平管及び第２扁平管の長さを大きくすると、圧力損失が上昇し流体を熱交換器に送り駆動させるための駆動装置の動力増加を招く。一方、幅を大きくすると並列流路数が増えるため、第１ヘッダー及び第２ヘッダーで各流路（各貫通穴）に流体を分配する際に流量の偏りが発生するという問題があった。特に、流体が気相と液相の混在した気液二相状態の場合には、ヘッダー内で発生する不均一な気液分布などに起因して、各流路への気液比率に偏りが発生しやすく、有効に熱交換できる流体の流量に過不足が生じ、温度効率が著しく低下して、熱交換性能が低下する問題があった。また、この熱交換性能の低下を補うために熱交換器を必要以上に大きくしなければならないという問題があった。

この発明は、上記のような問題点を解決するためになされたものであり、コンパクトで高性能な熱交換器および冷凍空調装置を得ることを目的としている。

この発明の熱交換器は、高温流体が流れる貫通穴を複数有する扁平状の第１扁平管と、フロン冷媒、ＨＣ系冷媒またはアンモニアの低温流体が流れる貫通穴を複数有する扁平状の第２扁平管と、第１扁平管の両端にそれぞれ接続された管状の第１入口ヘッダー及び第１出口ヘッダーと、第２扁平管の両端にそれぞれ接続された管状の第２入口ヘッダー及び第２出口ヘッダーとを備え、第１扁平管と第２扁平管とは、扁平な面で互いに接触するように積層配置され、第２扁平管の各貫通穴に流れる低温流体は、第２入口ヘッダーから各貫通穴に分配される気液二相状態の流体であり、気液二相状態の流体が流れる第２扁平管の入口ヘッダーの内直径は、第２扁平管の第２出口ヘッダーの内直径より小さいものである。

また、この発明の熱交換器は、高温流体が流れる貫通穴を複数有する扁平状の第１扁平管と、フロン冷媒、ＨＣ系冷媒またはアンモニアの低温流体が流れる貫通穴を複数有する扁平状の第２扁平管と、第１扁平管の両端にそれぞれ接続された管状の第１入口ヘッダー及び第１出口ヘッダーと、第２扁平管の両端にそれぞれ接続された管状の第２入口ヘッダー及び第２出口ヘッダーとを備え、第１扁平管と上記第２扁平管とが、扁平な面で互いに接触するように積層配置され、第２扁平管の各貫通穴に流れる低温流体は、第２入口ヘッダーから各貫通穴に分配される気液二相状態の流体であり、第２入口ヘッダーの内直径および第２出口ヘッダーの内直径より小さい内直径の流路を、第２入口ヘッダーの上流側直前と第２出口ヘッダーの下流側直前のうち、第２入口ヘッダーの上流側直前にのみ設けたものである。

この発明の冷凍空調装置は、放熱器または放熱器と減圧装置との間に設けた第２放熱器として、上記熱交換器を用いたものである。

この発明によれば、コンパクトで高性能な熱交換器を提供することができる。また、この発明によれば、コンパクトで高性能な冷凍空調装置を提供することができる。

実施の形態１．
図１は本発明の実施の形態１による熱交換器を示す図であり、図１（ａ）は正面図、図１（ｂ）は図１（ａ）のｂ−ｂ線での断面図、図１（ｃ）は図１（ａ）のｃ−ｃ線での断面図である。図において、同一の符号を付したものは、同一またはこれに相当するものであり、このことは、明細書の全文において共通することである。

図１において、第１扁平管１及び第２扁平管２は、それぞれ高温流体及び低温流体が流れる複数の貫通穴を有しており、扁平な面で互いに接触するように、かつそれぞれの扁平管１，２内を流れる流体の流れ方向（Ｌ１方向、Ｌ２方向）が直交するように積層され、ロウ付け等で接合されている。第１扁平管１の長手方向（Ｌ１方向）の両端は、それぞれ管状の第１入口ヘッダー３の側面及び管状の第１出口ヘッダー４の側面に接続されており、第１扁平管１は並列流路を構成する。第２扁平管２の長手方向（Ｌ２方向）の両端は、それぞれ管状の第２入口ヘッダー５及び管状の第２出口ヘッダー６と接続されており、第２扁平管２も並列流路を構成する。また、第１入口ヘッダー３、第１出口ヘッダー４、第２入口ヘッダー５及び第２出口ヘッダー６は、それぞれの管軸方向と扁平管１，２の扁平な面とが並行になるように配置されている。さらに、低温流体が気液二相状態となって流れる第２入口ヘッダー５の内直径Ｄは、他のヘッダーの内直径より小さく形成されている。

図１において、ＦＨは高温流体の流れを示し、ＦＣは低温流体の流れを示す。高温流体は第１入口ヘッダー３、第１扁平管１、第１出口ヘッダー４の順に流れ、低温流体は第２入口ヘッダー５、第２扁平管２、第２出口ヘッダー６の順に流れ、第１扁平管１と第２扁平管２との接触部を介して両流体が熱交換される。

なお、本実施の形態では、熱交換器１０は、それぞれ１本の第１扁平管１及び第２扁平管２により構成されるものとしたが、各扁平管１，２の数は本実施の形態の数に限らない。複数の第１の扁平管１と複数の第２の扁平管２とを扁平面に沿って交互に並べ、並列流路を構成するようにしてもよい。また、本実施の形態では、第１扁平管１と第２扁平管２とは、それぞれの管内を流れる流体の流れ方向（Ｌ１方向とＬ２方向）が直交となるように接触させているが、並行となるにように接触させてもよい。この際、扁平面に沿って並んだ複数の扁平管を折り返して積層してもよい。

本実施の形態に示す熱交換器１０においては、気液二相流体が流れる第２入口ヘッダー５の内直径は他のヘッダー３，４，６の内直径よりも小さいので、ガス流速を大きくすることができ、ガス流速の増加により管内での気液のミキシングが促進され、気液が均一化する。このため、気液比率が均等になり各貫通穴へ低温流体を分配することでき、流体の温度効率を最大化、さらには圧力損失を最小化することができ、熱交換器１０の熱交換性能を向上することができる。したがって、本実施の形態に示す熱交換器１０においては、コンパクトで高性能な熱交換器を得ることができる。
なお、他のヘッダー３、４、６の内直径については、気液二相流体が流入しない限り、気液のミキシングによる分配特性の向上効果が得られないため、圧力損失の増加を招かないように第２入口ヘッダー５の内直径より大きくすることが望ましい。

一般に、気液二相流体の気液の流れ状態は、主に流体のガス速度及び物性値（特に気液の密度）に強く影響される。このため、第２入口ヘッダー５の管内直径Ｄを変化させるかわりに、第２入口ヘッダー５内のガス流速を変化させることによって、ガス流速（すなわち、管内直径Ｄ）が伝熱特性（すなわち、気液二相流体の分配特性）に与える影響を実験で調べた。実験では、第１偏平管１に、高温流体として温水を流し、第２扁平管２に、低温流体として気液二相状態の低温フロン冷媒を流して、各流体の出入口温度から、数１および数２の式を用いて伝熱特性ＫＡ（Ｗ／Ｋ）を測定した。

ここで、Ｍ_ｈ：高温流体の質量流量（ｋｇ／ｈ）、Ｃｐ_ｈ:高温流体の定圧比熱（Ｊ／ｋｇＫ）、Ｔ_ｈｉ：高温流体の入口温度、Ｔ_ｈｏ：高温流体の出口温度、Ｔ_ＣＯ：低温流体の出口温度、Ｔ_Ｃｉ：低温流体の入口温度である。

第２入口ヘッダー５の内直径Ｄは６ｍｍとし、第１偏平管１および第２扁平管２は、それぞれ幅方向１列に並んだ孔径１ｍｍの貫通穴を６０個有し、第１偏平管１と第２扁平管２とは図１に示す熱交換器１０とは異なり、管内を流れる流体の流れ方向が対向するように貼り合わされている。高温流体の質量流量Ｍ_ｈは６００ｋｇ/ｈ、低温流体の質量流量Ｍ_cは５０〜１５０ｋｇ/ｈ、低温流体の気液の全質量流量に対するガスの質量流量の割合、すなわち乾き度Ｘは０．０５〜０．５の範囲で伝熱特性ＫＡ（Ｗ／Ｋ）を測定した。この乾き度の範囲は、一般の冷凍空調装置に用いる熱交換器１０の入口乾き度としては一般的な使用範囲である。また、第２入口ヘッダー５を水平に配置した場合と垂直に配置した場合とについて、伝熱特性ＫＡ（Ｗ／Ｋ）を測定した。

図２は、ガス流速と伝熱特性（相対値）との関係を示す図である。ただし、横軸には、数３および数４の式に示すように、流体密度が気液の流動様式に及ぼす影響を表すパラメータに用いられるλを用いて流体密度の影響を考慮した修正ガス質量速度Ｇ_ｇ/λで示した。縦軸の気液の伝熱特性（相対値）は、第２入口ヘッダー５の各貫通穴へ気液比率が均等になるように低温流体を分配させた条件における伝熱特性を１として相対値で表した。

ここで、Ｇ_ｇ：ガスの質量速度（ｋｇ／ｍ^２ｈ）、Ｍ_ｇ：ガスの質量流量（ｋｇ／ｈ）、Ｄ：内直径（ｍ）、Ｘ：乾き度、ρ_ｇ：ガスの密度（ｋｇ／ｍ^３）、ρ_ｌ：液体の密度（ｋｇ／ｍ^３）である。

図２に示すように、第２入口ヘッダー５の配置が水平、垂直にかかわらず、Ｇ_ｇ/λが大きくなるほど、伝熱特性は第２入口ヘッダー５において気液比率が等しく分配される性能（伝熱性能[相対値]＝１）に近づき、特に、Ｇ_ｇ/λが約４４０００以上になると、伝熱特性はほぼ一定値に漸近する。以上の結果から、少なくともＧ_ｇ/λが約４４０００以上であれば、気液比率が等しく各貫通穴に分配されることがわかった。Ｇ_ｇ/λ≧４４０００という条件を内直径Ｄの式として整理すると、数５の式に示す範囲内であれば、気液比率が等しく各貫通穴に分配されることがわかった。

気液のミキシングによる分配特性の向上効果をより確実に得るには、第２入口ヘッダー５の内直径Ｄを十分小さくすることが望ましい。しかしながら、内直径Ｄを小さくしすぎると、圧力損失が増大することは言うまでもない。ここで、許容できる圧力損失は、熱交換器１０が用いられる冷凍空調装置の回路構成や動作条件により異なるが、一般的に、流体の圧力の数％程度、具体的には、０．１〜１ｋｇｆ/ｃｍ^２程度である。なお、第２入口ヘッダー５内の気液二相流体の圧力損失ΔＰは、種々の推算式（例えばＬｏｃｋｈａｒｔ-Ｍａｒｔｉｎｅｌｌｉの相関式）を用いて、第２入口ヘッダー５の内直径Ｄ、長さＬ、ガスの質量流量Ｍ_ｇ等から求めることができる。

なお、第２入口ヘッダー５内では下流側ほど低温流体の流量が低下するため、第２入口ヘッダー５の内直径Ｄを管軸方向に入口から離れるに従って徐々に小さくすれば、最適な気液のミキシング効果が得られ、より一層、各貫通穴への気液比率が等しくなるように分配させることができる。この場合には、第２入口ヘッダーの入口の内直径Ｄを他のヘッダー３，４，６の内直径よりも小さくすればよく、好ましくは第２入口ヘッダー５の入口の内直径Ｄを数５の式の範囲内とすればよい。

なお、気液二相流体が流れる第２入口ヘッダー５に対して、内直径Ｄを他のヘッダー３，４，６の内直径より小さくする代わりに、内部に詰め物を挿入することも考えられる。しかし、この方法は、組立てが複雑になること、安定して第２入口ヘッダー５と詰め物との間のすきまを確保しにくいなど製造上の問題に加え、詰め物が冷媒回路内に流出して流路閉塞を起こすなど信頼性を低下させる問題があり、望ましくない。さらに、第２入口ヘッダー５と詰め物とにより形成される流路は、単純な管状流路に比べ、流路断面積あたりの流体の濡れ面積が大きく、また流体が第２入口ヘッダー５から各貫通穴へ分配されるまでのパス長が長くなるため、圧力損失が大きくなりやすい。また、流路形状が複雑であることに加え、流体の表面張力の影響も受けやすいことから、期待できる気液のミキシング効果が得ることが難しいと考えられ、したがって、第２入口ヘッダー５に詰め物をする方法は有利でない。

図３は、本発明の実施の形態１による熱交換器を備えた冷凍空調装置を示す系統図である。

図３において、冷凍空調装置は、第１圧縮機２０、第１放熱器２１、第１減圧装置２２、第１冷却器２３が順に配管で接続された第１冷媒回路を有し、第１冷媒回路は、高温流体である第１冷媒が循環し、蒸気圧縮式冷凍サイクルで動作するようにするように構成されている。また、第１冷媒回路の第１放熱器２１と第１減圧装置２２との間に図１に示した熱交換器１０が配置されており、熱交換器１０の第１入口ヘッダー３は第１放熱器２１と接続され、第１出口ヘッダー４は第１減圧装置２２と接続されている。また、この冷凍空調装置は、熱交換器１０、第２圧縮機４０、第２放熱器４１、第２減圧装置４２が順に配管で接続された第２冷媒回路を有し、熱交換器１０の第２出口ヘッダー６は第２圧縮機４０と接続され、第２入口ヘッダー５は第２減圧装置４２と接続されている。第２冷媒回路は、低温流体である第２冷媒が循環し、蒸気圧縮式冷凍サイクルで動作するように構成されている。第１冷媒、第２冷媒ともに二酸化炭素、ＨＦＣ系冷媒、ＨＣ系冷媒、アンモニアなどの冷媒が用いられるが、本実施の形態では、第１冷媒に二酸化炭素が用いられている。

圧縮機２０の冷媒配管内における低温低圧の蒸気である第１冷媒は、第１圧縮機２０によって圧縮され、高温高圧の超臨界流体となって吐出される。高温高圧の超臨界流体となった第１冷媒は第１放熱器２１に送られ、第１放熱器２１で空気などと熱交換して温度が低下し、高圧の超臨界流体になる。高圧の超臨界流体となった第１冷媒は熱交換器１０によって冷却されて温度が低下した後、第１減圧装置２２に流入して減圧され、低温低圧の気液二相流状態に変化し第１冷却器２３に送られる。低温低圧の気液二相流状態となった第１冷媒は第１冷却器２３で空気などと熱交換して蒸発し、圧縮機２０に戻る。

一方、低圧の蒸気である第２冷媒は、第２圧縮機４０によって圧縮され、高温高圧の蒸気となって吐出される。高温高圧の蒸気となった第２冷媒は、第２放熱器４１に送られ、第２放熱器４１で空気などと熱交換して温度が低下し、高圧の液体になる。高圧の液体となった第２冷媒は、第２減圧装置４２で減圧され、低温の気液二相流状態に変化し、熱交換器１０に送られる。低温の気液二相流状態となった第２冷媒は、熱交換器１０で加熱され蒸気となり、第２圧縮機４０に戻る。

図４は、二酸化炭素の圧力−エンタルピー線図である。図４において、Ａ点は第１放熱器２１入口の二酸化炭素の状態、Ｂ点は第１放熱器２１出口の二酸化炭素の状態、Ｃ点は第１減圧装置２２入口の二酸化炭素の状態を示す。

図３に示す冷凍空調装置においては、Ｂ点とＣ点との間のエンタルピー差を大きくすることによって大幅に効率を向上できる。しかしながら、外気温度が高い場合には、Ｂ点の温度である第１放熱器２１の出口温度を十分に下げることができない。本実施の形態に示す冷凍空調装置においては、図１に示す熱交換器１０を第１放熱器２１の出口に設けることによって、第２減圧装置４２の出口からの冷媒液を含んだ低温の第２冷媒（低温流体）が、第１放熱器２１の出口から減圧装置２２の入口へと流れる第１冷媒（高温流体）を効率良く冷却することができる。このため、第１減圧装置２２入口の第１冷媒の温度を十分下げることができ、冷凍空調装置の効率を大幅に向上することができる。
なお、第１冷媒回路を流れる第１冷媒として、ＨＦＣ系冷媒、ＨＣ系冷媒またはアンモニアを用いた場合においても、第１放熱器２１出口温度を下げることで冷凍空調装置の効率が向上する。第１冷媒回路の第１冷媒が二酸化炭素であって、臨界点以上で放熱する場合に、冷凍空調装置の効率が特に向上する。

また、図３に示す冷凍空調装置では、第２冷媒回路において、第２圧縮機４０に流入する（熱交換器１０から流出する）第２冷媒の飽和温度（気液平衡温度）が高いほど、第２圧縮機４０の効率が高くなり、所要動力も小さくできる。本実施の形態のように、熱交換器１０によって第１冷媒回路の第１放熱器２１出口を冷却する場合には、特に外気温度が高く第１放熱器２１出口における第１冷媒の温度が比較的高いと、熱交換器１０において第１冷媒（高温流体）と第２冷媒（低温流体）との温度差を十分大きくとれる。このため、第２冷媒の温度を高めに維持することができ、第２圧縮機４０の高い効率を確保することできる。

さらに、一般に、第２冷媒の飽和圧力（気液平衡圧力）変化に対する飽和温度変化の割合は、飽和温度が高いほど緩やかである。第１冷媒回路の第１放熱器２１出口を冷却する場合には、上記の理由から第２冷媒の温度は比較的高めの条件にできる。したがって、第２入口ヘッダー５の内直径Ｄを十分小さくして熱交換器１０の圧力損失を多少増加させても、圧力損失に伴う第２圧縮機４０に流入する流体の飽和温度の低下は小さい。このため、第２圧縮機４０の効率低下をほとんど招くことなく、気液のミキシングによる分配特性の向上効果がより確実に得られる。

以上のように、本発明の実施の形態１に示す熱交換器においては、熱交換器の第１扁平管及び第２扁平管をそれぞれ流れる低温流体及び高温流体の少なくとも一方が気液二相状態の流体であり、気液二相状態の流体が流れる入口ヘッダーの内直径は他のヘッダーよりも小さい。このため、気液二相状態の流体が流れる入口ヘッダー内ガス流速を大きくすることができ、ガス流速の増加によって管内での気液のミキシングが促進され、気液が均一化する。したがって、気液比率が均等になるように各貫通穴へ流体を分配することができ、流体の温度効率を最大化、さらには圧力損失を最小化することができ、熱交換器の熱交換性能を向上させることができ、コンパクトで高性能な熱交換器を得ることができる。
また、本発明の実施の形態１に示す冷凍空調装置においては、上記熱交換器を用いているので、熱交換器がコンパクトになるとともに、封入する使用冷媒量の増加も抑制できるので、コンパクトで高性能であって環境性の高い冷凍空調装置を得ることができる。

なお、本実施の形態においては、第２入口ヘッダー５を流れる低温流体が気液二相状態となる場合について説明した。第１入口ヘッダー３を流れる高温流体が気液二相状態となる場合には、第１入口ヘッダー３の内直径を他のヘッダー４，５，６の内直径より小さくすることによって、同様の効果を得ることができる。

図５は、本発明の実施の形態１による他の冷凍空調装置を示す系統図である。

図５に示すように、図３に示す冷凍空調装置の構成から第１放熱器２１を省略し、圧縮機２０から吐出された高温高圧の蒸気である第１冷媒を全て図１に示す熱交換器１０で冷却する、いわゆる二次ループ形冷凍空調装置としてもよい。この場合、図５に示すように、熱交換器１０を第１放熱器２１として用いる。図５に示す冷凍空調装置では、熱交換器１０において、必要熱交換量が大きくなり冷凍空調装置全体に占める容積割合が第１放熱器２１を設けた場合よりも大きくなるので、熱交換器１０がコンパクトとなることによって冷凍空調装置全体がコンパクトとなる効果が一層高まる。

実施の形態２．
図６は、本発明の実施の形態２による熱交換器を示す図であり、図６（ａ）は正面図、図６（ｂ）は図６（ａ）のｂ−ｂ線での断面図である。

図６に示す熱交換器１１は、気液二相流体が流れる第２入口ヘッダー５の内直径は、他のヘッダー３，４，６の内直径と等しく、第２入口ヘッダー５の上流に、各ヘッダー３，４，５，６の内直径より小さな内直径ｄをもつ細管流路１０１を設けたものである。その他の構成および機能は、図１に示す熱交換器１０と同様である。

この発明の実施の形態２に示す熱交換器１１においては、内直径の小さな部分が細管流路１０１のみに限られているため圧力損失の増加が抑制され、気液を効率よくミキシングし、各貫通穴への気液比率が等しくなるように分配させることができる。さらに、細管流路１０１の内直径ｄを実施の形態１の熱交換器１０と同様に数６の式の条件にすれば、より均等になるように分配させることができる。

また、この発明の実施の形態２に示す熱交換器１１においては、製造の簡素化が図れるとともに、既存の熱交換器にも設計変更することなく適用することできる。なお、細管流路１０１は、気液二相流体が流れる第２入口ヘッダー５の直前に設けるのが効果的である。

さらに、この発明の実施の形態２に示す熱交換器１１を図１に示す熱交換器１０に代わって図３または図５に示す冷凍空調装置に適用することによって、コンパクトで高性能であって環境性の高い冷凍空調装置を得ることができる。

実施の形態３．
図７は、本発明の実施の形態３による冷凍空調装置の系統図である。

図７において、冷凍空調装置は、第１圧縮機２０、第１放熱器２１、第１減圧装置２２、第１冷却器２３が順に接続された冷媒回路と、一端が第１放熱器２１と第１減圧装置２２との間に接続され、他端が第１圧縮機２０における冷媒の圧縮工程の途中に設けられたインジェクションポート５３に接続されたバイパス配管５２とを備えている。冷媒回路には、第１放熱器２１と第１減圧装置２２との間に図１に示す熱交換器１０が配置されており、熱交換器１０の第１入口ヘッダー３と放熱器２１とが接続され、第１出口ヘッダー４と第１減圧装置２２とが接続されている。一方、バイパス配管５２には、途中にバイパス減圧装置５１と図１に示す熱交換器１０とが配置されており、熱交換器１０の第２入口ヘッダー５とバイパス減圧装置５１とが接続され、第２出口ヘッダー６とインジェクションポート５３とが接続されている。バイパス減圧装置５１で減圧された冷媒（低温流体）は、低温の気液二相流状態に変化し、熱交換器１０で第１放熱器２１から流出した冷媒（高温流体）と熱交換し、第１圧縮機２０のインジェクションポート５３に送られる。なお、本実施の形態３に示す冷凍空調装置においては、ＨＦＣ系冷媒、ＨＣ冷媒、アンモニア、二酸化炭素などの冷媒が用いられる。

本発明の実施の形態３に示す熱交換器１０においては、第２入口ヘッダー５の内直径Ｄは、他のヘッダー３，４，６の内直径よりも小さいので、第２入口ヘッダー５内を流れるガス流速を大きくすることができ、第２入口ヘッダー５内での気液のミキシングが促進され、気液が均一化する。このため、気液比率が均等になるように各貫通穴へ低温流体を分配することでき、流体の温度効率を最大化、さらには圧力損失を最小化することができ、熱交換器１０の性能が増加し、つまりは、第１放熱器２１の出口の冷媒温度を効率よく下げることができる。

また、本発明の実施の形態３に示す冷凍空調装置においては、熱交換器１０で、バイパス減圧装置５１の出口から流出した冷媒液を含んだ低温の冷媒（低温流体）が、放熱器５１の出口から第１減圧装置２２の入口へと流れる冷媒（高温流体）を効率良く冷却するので、図３に示した冷凍空調装置と同様、第１減圧装置２２入口の冷媒温度を十分下げることができる。したがって、実施の形態１に示す冷凍空調装置と同様に、コンパクトで高性能であって環境性の高い冷凍空調装置を得ることができる。

さらに、本発明の実施の形態３に示す冷凍空調装置においては、熱交換器１０からインジェクションポート５３に流入する低温流体の飽和温度（気液平衡温度）が高いほど、第１圧縮機２０の効率が高くなり、所要動力も小さくできる。図７に示すように、第１放熱器２１の出口を冷却すると、特に外気温度が高く第１放熱器２１出口における高温流体の温度が比較的高い場合は、熱交換器１０において、高温流体との温度差を十分大きくとれる。このため、インジェクションポート５３に流入する低温流体の温度を高めに維持でき、第１圧縮機２０の高い効率を確保することできる。

また、一般に、低温流体の飽和圧力（気液平衡圧力）変化に対する飽和温度変化の割合は、飽和温度が高いほど緩やかである。冷媒回路の第１放熱器２１出口を冷却する場合には、上記の理由から低温流体の温度は比較的高めの条件となる。このため、第２入口ヘッダー５の内直径Ｄを十分小さくして熱交換器１０の圧力損失を多少増加させても、圧力損失に伴うインジェクションポート５３に流入する流体の飽和温度の低下は小さい。このため、第１圧縮機２０の効率低下をほとんど招くことなく、気液のミキシングによる分配特性の向上効果がより確実に得られる。

図７に示すように、第１放熱器２１出口を冷却する場合には、特に外気温度が高く第１放熱器２１出口における高温流体の温度が高いと、熱交換器１０において、高温流体と低温流体との温度差を十分とれる。このため、熱交換性能を低下させずに、低温流体の温度を上げることができ、第１圧縮機２０の効率を上げることできる。
なお、この発明の実施の形態３に示す冷凍空調装置においては、図１に示す熱交換器１０に替わって図６に示す熱交換器１１を用いた場合も同様の効果を得ることができる。

本発明の実施の形態１による熱交換器を示す図である。 本発明の実施の形態１による熱交換器の伝熱特性を示す図である。 本発明の実施の形態１による冷凍空調装置を示す系統図である。 本発明の実施の形態１による冷凍空調装置の動作を説明するための二酸化炭素の圧力−エンタルピー線図である。 本発明の実施の形態１による他の冷凍空調装置を示す系統図である。 本発明の実施の形態２による熱交換器を示す図である。 本発明の実施の形態３による冷凍空調装置を示す系統図である。

符号の説明

１ 第１扁平管、２ 第２扁平管、３ 第１入口ヘッダー、４ 第１出口ヘッダー、５ 第２入口ヘッダー、６ 第２出口ヘッダー、１０ 熱交換器、１１ 熱交換器、２０ 第１圧縮機、 ２１ 第１放熱器、２２ 第１減圧装置、２３ 第１冷却器、４０ 第２圧縮機、４１ 第２放熱器、４２ 第２減圧装置、５１ バイパス減圧装置、５２ バイパス配管、５３ インジェクションポート、１０１ 細管流路。

Claims (6)

1. 高温流体が流れる貫通穴を複数有する扁平状の第１扁平管と、
   フロン冷媒、ＨＣ系冷媒またはアンモニアの低温流体が流れる貫通穴を複数有する扁平状の第２扁平管と、
   上記第１扁平管の両端にそれぞれ接続された管状の第１入口ヘッダー及び第１出口ヘッダーと、
   上記第２扁平管の両端にそれぞれ接続された管状の第２入口ヘッダー及び第２出口ヘッダーとを備え、
   上記第１扁平管と上記第２扁平管とは、扁平な面で互いに接触するように積層配置され、
   上記第２扁平管の各貫通穴に流れる上記低温流体は、上記第２入口ヘッダーから各貫通穴に分配される気液二相状態の流体であり、
   上記気液二相状態の流体が流れる上記第２扁平管の上記入口ヘッダーの内直径は、上記第２扁平管の上記第２出口ヘッダーの内直径より小さいことを特徴とする熱交換器。
2. 上記気液二相状態の流体が流れる入口ヘッダーの内直径をＤ（ｍ）、上記気液二相状態の流体のうちガスの密度をρ_ｇ（ｋｇ／ｍ^３）、上記気液二相状態の流体のうち液体の密度をρ_ｌ（ｋｇ／ｍ^３）、上記気液二相状態の流体のうちガスの質量流量をＭ_ｇ（ｋｇ／ｈ）とすると、
   上記気液二相状態の流体が流れる入口ヘッダーの内直径Ｄ（ｍ）は、（１）式の範囲にあることを特徴とする請求項１記載の熱交換器。
   

   
3. 高温流体が流れる貫通穴を複数有する扁平状の第１扁平管と、
   フロン冷媒、ＨＣ系冷媒またはアンモニアの低温流体が流れる貫通穴を複数有する扁平状の第２扁平管と、
   上記第１扁平管の両端にそれぞれ接続された管状の第１入口ヘッダー及び第１出口ヘッダーと、
   上記第２扁平管の両端にそれぞれ接続された管状の第２入口ヘッダー及び第２出口ヘッダーとを備え、
   上記第１扁平管と上記第２扁平管とが、扁平な面で互いに接触するように積層配置され、
   上記第２扁平管の各貫通穴に流れる上記低温流体は、上記第２入口ヘッダーから各貫通穴に分配される気液二相状態の流体であり、
   上記第２入口ヘッダーの内直径および上記第２出口ヘッダーの内直径より小さい内直径の流路を、上記第２入口ヘッダーの上流側直前と上記第２出口ヘッダーの下流側直前のうち、上記第２入口ヘッダーの上流側直前にのみ設けたことを特徴とする熱交換器。
4. 上記第２入口ヘッダーの上流側直前に設けた上記流路の内直径をｄ（ｍ）、上記気液二相状態の流体のうちガスの密度をρ_ｇ（ｋｇ／ｍ^３）、上記気液二相状態の流体のうち液体の密度をρ_ｌ（ｋｇ／ｍ^３）、上記気液二相状態の流体のうちガスの質量流量をＭ_ｇ（ｋｇ／ｈ）とすると、
   上記流路の内直径ｄ（ｍ）は、（２）式の範囲にあることを特徴とする請求項３記載の熱交換器。
   

   
5. 圧縮機、放熱器、減圧装置、冷却器が順に接続された冷媒回路を有する冷凍空調装置において、
   上記放熱器と上記減圧装置との間に請求項１〜４のいずれかに記載の熱交換器を備えたことを特徴とする冷凍空調装置。
6. 圧縮機、放熱器、減圧装置、冷却器が順に接続された冷媒回路を有する冷凍空調装置において、
   上記放熱器を請求項１〜４のいずれかに記載の熱交換器とすることを特徴とする冷凍空調装置。

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