JP5608478B2 - 熱交換器及びそれを用いた空気調和機 - Google Patents

Description

本発明は熱交換器及びそれを用いた空気調和装置に関する。

従来の空気調和装置においては、熱交換器における熱交換効率を向上させるため、熱交換器を構成する伝熱管の風上の管径を風下の管径に対して細径化する（管径を小さくする）ことで、凝縮器として利用する場合の管内側熱伝達率を向上させている（例えば、特許文献１参照）。

また、空気側熱伝達率の向上や伝熱面積の増大のため、熱交換器を構成する板状フィンに山形形状や切り起し等を形成するものがある。しかしながら、熱交換器を蒸発器として利用する場合、着霜により板状フィンにおける空気流路が閉塞し、熱交換器の性能が著しく低下する。このように、板状フィンに形成された山形形状や切り起し等により、山形形状や切り起し等を形成しない場合よりも通風抵抗が増加して、蒸発温度が低下し、熱交換器への着霜を促進してしまう。

このため、熱交換器を構成する板状フィンの各列に山部を形成するとともに、両端部の山部を中央の山部の高さよりも低く構成することで、山部による伝熱性能の向上効果を得つつ、且つ、着霜の要因である通風抵抗の増大を抑制している（例えば、特許文献２参照）。

しかしながら、特許文献１，２に記載の熱交換器では、熱交換器を構成するフィン及び伝熱管双方を考慮した構成でないため、必ずしも熱交換器の性能が最大限に引き出されていない。

特開平１１−２５７８００号公報 特開２００８−１２８５６９号公報

本発明は、通風抵抗の増大を抑制しつつ、熱交換器の凝縮性能及び蒸発性能を向上させた高効率の熱交換器、及びこの熱交換器を用いた空気調和機を提供することを課題とする。

本発明の熱交換器は、板厚方向に複数並べられた板状フィンと、板状フィンを貫通して板状フィンの長手方向に複数段設けられた伝熱管と、をそれぞれ有する第１熱交換器、第２熱交換器及び下部熱交換器を備え、伝熱管内部に冷媒を流動させ、板状フィンの板厚方向に対して垂直方向に送風することにより空気と冷媒とを熱交換させる熱交換器であって、第２熱交換器は熱交換器の風下列に位置し、第１熱交換器は第２熱交換器よりも風上側に位置し、下部熱交換器は第１熱交換器及び第２熱交換器よりも下方に位置し、熱交換器が凝縮器として機能するとき、熱交換器における冷媒の入口部は第２熱交換器に位置し、冷媒は第２熱交換器、第１熱交換器、下部熱交換器の順に流れ、第１熱交換器及び第２熱交換器の板状フィンはそれぞれ長手方向に山形形状を備え、第２熱交換器の板状フィンに形成された山形形状の高さよりも、第１熱交換器の板状フィンに形成された山形形状の高さが低く形成され、第２熱交換器の板状フィンに形成された山形形状の高さは、熱交換器の他の板状フィンに形成された山形形状の高さよりも高く形成され、第２熱交換器の伝熱管の管径よりも、第１熱交換器の伝熱管の管径が小さく形成される。

本発明によれば、通風抵抗の増大を抑制しつつ、熱交換器の凝縮性能及び蒸発性能を向上させた高効率の熱交換器、及びこの熱交換器を用いた空気調和機を提供することができる。

空気調和装置を構成する各構成要素とそれらの接続関係を表す構成図。 熱交換器の基本構成を示す斜視図。 熱交換器の板状フィンの形状を示す側面図。 熱交換器の板状フィンの形状を示す断面図。 熱交換器の冷媒経路を示す図。 冷凍サイクル全体の経路図、暖房運転時の室外熱交換器の冷媒経路部分における冷媒乾き度、局所交換熱量、及び冷媒側圧力の関係を示す図。 冷凍サイクル全体の経路図、冷房運転時の室外熱交換器の冷媒経路部分における冷媒乾き度、及び局所交換熱量の関係を示す図。 熱交換器の板状フィンの形状を示す側面図。 熱交換器の板状フィンの形状を示す断面図。 熱交換器の板状フィンの形状を示す側面図。 熱交換器の板状フィンの形状を示す断面図。

以下、本発明に係る第１の実施例について図面を用いて説明する。まず、本実施例の熱交換器の構成，機能及び動作について図１−７を用いて説明する。図１は本実施例における空気調和装置を構成する各構成要素とそれらの接続関係を表す構成図である。図２は図１に記載の熱交換器の基本構成を示す斜視図である。図３は図２に記載の熱交換器の板状フィンの形状を示す側面図である。図４は図２に記載の熱交換器の板状フィンの形状を示す断面図である。図５は図２に記載の熱交換器の冷媒経路の一例を示す図である。

空気調和装置は、図１に示すように、圧縮機１，流路切換手段（四方弁）２，室外熱交換器３，冷暖房用の絞り装置（流量制御弁）４、及び室内熱交換器５を冷媒配管を介して環状に接続して、冷房及び暖房が可能な冷凍サイクルを構成する。室外熱交換器３にはプロペラファン等の室外送風手段６が設けられ、室外熱交換器３に空気を流通させることで冷媒と熱交換する。また、室内熱交換器５には貫流ファン等の室内送風手段７が設けられ、室内熱交換器５に空気を流通させることで冷媒と熱交換する。

図２に示すように、室外熱交換器３及び室内熱交換器５は、板厚方向に一定間隔で平行に複数並べられた板状フィン８と、板状フィン８を貫通して板状フィン８の長手方向に複数段設けられた伝熱管９とを備え、これらを空気流れ方向１００に複数列備える（図２においては、空気流れ方向１００に対して２段とする。これらは一体として室外熱交換器３又は室内熱交換器５を構成するが、本実施例においては、便宜上、風上側を第１熱交換器Ａ、風下側を第２熱交換器Ｂとする。）。このように構成された室外熱交換器３及び室内熱交換器５において、それぞれ、伝熱管９内部に冷媒を流動させ、板状フィン８の板厚方向に対して垂直方向に送風することにより空気と冷媒とを熱交換させる。ここで、本実施例においては、図２の上下方向（図３の上下方向）を板状フィン８の長手方向、図２の奥行き方向（図３の左右方向）を板状フィン８の幅方向、図２の左右方向（図３の紙面垂直方向）を板状フィン８の板厚方向とする。板状フィン８はアルミニウム合金製の薄板（例えば、厚さ０.１mm）であり、伝熱管９は銅管である。

図３に示すように、室外熱交換器３の板状フィン８は、幅方向に所定の列ピッチＳ２（例えばＳ２＝１７mm）で伝熱管９の貫通孔が２列設けられている。貫通孔の中心は板状フィン８の左右端面から等距離に位置する。また、板状フィン８の長手方向には、所定の段ピッチＳ１又はＳ１′（例えばＳ１＝Ｓ１′＝２０mm）で伝熱管９の貫通孔が複数段設けられる。隣り合う列の貫通孔は互いに千鳥配列となるように配置される。空気流れ方向１００下流側である第２熱交換器Ｂの伝熱管９の貫通孔の直径Ｄ１よりも、空気流れ方向１００上流側である第１熱交換器の伝熱管９の貫通孔の直径Ｄ２を小径に設定する（例えばＤ１＝８mm、Ｄ２＝７mm）。第２熱交換器Ｂの径Ｄ１よりも第１熱交換器の径Ｄ２を小径に設定する理由については後述する。

図４は、図３のＸ−Ｘ断面を示している。板状フィン８には、各列に対し、列方向（長手方向）に山形形状（本実施形態では１０Ａ〜１０Ｄ及び１１Ａ〜１１Ｄの各列４つの山形形状）が形成される。

空気流れ方向上流側列である第１熱交換器Ａの山形形状１０Ａ〜１０Ｄの高さｈ₁₀は、下流側列である第２熱交換器Ｂの山形形状１１Ａ〜１１Ｄの高さｈ₁₁より低く形成する（たとえば、ｈ１０＝０.５mm、ｈ１１＝０.８mm）。第１熱交換器Ａの山形形状の高さｈ₁₀を第２熱交換器Ｂの山形形状の高さｈ₁₁より低く形成する理由については後述する。

図５は熱交換器の冷媒経路の構成を示す図である。冷媒経路は、上部より１２Ａ〜１２Ｄまでの４経路と、１３Ａ，１３Ｂの２経路で構成される。上部の４経路は風上列で１つの経路から４つに分岐する。最上部の２経路１２Ａ，１２Ｂは風下列で合流して下部経路１３Ａに接続する。中部の２経路１２Ｃ，１２Ｄは風下列で合流して下部経路１３Ｂに接続する。下部経路１３Ａと１３Ｂは風下列で１経路に合流する。図５に示すように、熱交換器が蒸発器として機能するときは、伝熱管のパス数が冷媒の流れ方向下流側ほど増大し、熱交換器が凝縮器として機能するときは、伝熱管のパス数が冷媒の流れ方向下流側ほど減少する。また、熱交換器が凝縮器として機能するときの熱交換器における冷媒の全ての入口部（熱交換器が蒸発器として機能するときの熱交換器における冷媒の出口部）が、風下側列の熱交換器（第２熱交換器Ｂ）に位置する。

次に、本実施例における空気調和装置の冷凍サイクルの動作について説明する。図１において、暖房運転時は流路切換手段（四方弁）２を冷媒が実線方向に流れるように切換える。このとき、冷媒は、図１の実線矢印方向（図１の時計廻り方向）に進み、圧縮機１，流路切換手段（四方弁）２，室内熱交換器５，流量制御弁４，室外熱交換器３の順に流れる。流量制御弁４は空調負荷に応じた適度な開度に調整され、凝縮器として機能する室内熱交換器５で凝縮して液化した冷媒は流量制御弁４で気液二相流となって、室外熱交換器３へ流入する。その後、冷媒は、蒸発器として機能する室外熱交換器３で蒸発した後、圧縮機１へ戻る。

このような空気調和機の冷凍サイクルにおいて、室外熱交換器３での現象について説明する。室外熱交換器３には図１に示す室外送風手段６により、空気が送風される。具体的には、図３に示すように、空気流れ方向１００の向きに、熱交換器へ空気が流入し、第１熱交換器Ａから第２熱交換器を通過するように空気が送風され、伝熱管内部を流れる冷媒と空気が熱交換する。

ここで、第１熱交換器Ａ及び第２熱交換器Ｂのそれぞれの板状フィン８には複数の山形形状が形成され、これら山形形状により空気の流れが乱され伝熱が促進される。しかしながら、山形形状が高いほど局所熱伝達率は高くなり伝熱性能は向上するが、通風抵抗が増大して室外送風手段６の動力が増大する。また、同じ段ピッチにおいて、伝熱管の径が小径であるほど通風抵抗が低減して空気側の伝熱面積が増加するが、伝熱管内の伝熱面積は減少する。このように、板状フィン８に形成される山形形状の高さ及び板状フィンを貫通する伝熱管の径の大きさには、一般的に伝熱性能と通風抵抗の間で二律背反の関係が存在する。

ここで、室外熱交換器３においては、風上列（第１熱交換器Ａ）は空気と冷媒の温度差を確保しやすいので、比較的熱伝達率が高く、空気側の熱伝達率の向上より通風抵抗の低減を優先させる方が有利である。一方、風下列（第２熱交換器Ｂ）は、風上列に比べ、風上列で熱交換した空気が流入するため、空気と冷媒の温度差を確保しにくいので、空気側の熱伝達率を優先させる方が有利である。そこで、本実施例においては、風下列（第１熱交換器Ａ）では、空気側熱伝達率向上を優先して山形形状高さを高く、且つ、伝熱管径を大きくし、風上列（第２熱交換器Ｂ）では、通風抵抗低減を優先して風下列に対して山形形状高さを低くし、且つ、伝熱管径を小さくする。

ここまでは、熱交換器における空気側での現象について説明したが、冷媒側の現象について以下に説明する。図６は、図１の室外熱交換器３について、冷凍サイクル全体の経路図、室外熱交換器３の冷媒経路部分における冷媒乾き度χ分布，局所交換熱量ｑ分布、及び冷媒側圧力分布Ｐｅの関係を示す。冷媒の経路は一例として図５に記載の冷媒経路構成とした。乾き度χは、冷媒ガス質量流量を冷媒全質量流量で除した値であり、乾き度χ≡冷媒ガス質量流量／冷媒全質量流量である（χ＝１：完全冷媒ガス、χ＝０：完全冷媒液）。また、局所交換熱量ｑは、熱交換器の一定部分（例えば冷媒配管１段分）で空気と冷媒が熱交換したときの交換熱量である。

図６において、実線は、風下列（第２熱交換器Ｂ）の山形形状の高さを高く、且つ、伝熱管径を大きくし、風下列に対して風上列（第１熱交換器Ａ）の山形形状の高さを低く、且つ、伝熱管径を小さくした場合である。破線は、フィンの高さが一様（一様に低い）であり、且つ、伝熱管径が一様の場合である。冷媒は実線矢印の方向へ流れる。冷媒経路部分における乾き度χは、グラフ右から左へと変化している。

本実施例のような冷媒経路では、室外熱交換器３が蒸発器として機能するときは、各冷媒経路で冷媒の流れは空気と平行流となり、風上から風下へ向かって冷媒側の温度が低下するため、空気と冷媒の温度差を最大限確保することができる。

流量制御弁４を通過した冷媒は、気液二相状態で室外熱交換器３へ流入する。このとき、熱交換器入口では低い乾き度であり、空気と熱交換するにしたがって乾き度が高くなる。４分岐した冷媒経路１２Ａ〜１２Ｄの出口では、冷媒は乾き度χ＝１で完全にガスとなる。

一方、実線，破線とも、入口の冷媒経路１３Ａ，１３Ｂの風上側で局所交換熱量ｑが最も大きい。これは、空気側で冷媒と空気の温度差が大きいことと、冷媒側では下流側の４経路に対して入口の冷媒経路１３Ａ，１３Ｂの風上側では２経路となり、さらに風下列に対して伝熱管径が細径で断面積が少ないため、下流側に対して冷媒流速が２倍以上となり、冷媒の熱伝達率が高くなるためである。

冷媒経路１３Ａ，１３Ｂの出口では、実線，破線ともに、風下列で空気と冷媒の温度差が取れなくなるため、交換熱量が低下する。しかし、破線に対して、実線の交換熱量低下は少ない。これは、実線では、風下列の空気側熱伝達率が高いため、少ない空気と冷媒の温度差でも効率よく熱交換するためである。同様に、１２Ａ〜１２Ｄの４経路においても、冷媒がガス化するにしたがって交換熱量は低下する。しかし、実線では風下列の空気側熱伝達率が高く熱交換の効率が高いため、交換熱量の低下が少ない。

また、冷媒圧力分布は、実線，破線ともに、１３Ａ，１３Ｂの２経路に比べ４経路の１２Ａ〜１２Ｄで圧力の低下が緩やかになり、単相域よりも二相域で圧力損失が増大しているものの、経路増加により１経路あたりの流量が減少して圧力損失が低下する。さらに、実線では２経路の風下列側及び４経路の風下列側で伝熱管径が大きくなり、圧力損失が大きい二相域において、経路断面積が増加することで圧力損失を低減でき、圧力の低下が緩やかになる。この際、経路断面積増加による冷媒流速低下での冷媒側熱伝達率の低下は、板状フィン側８の空気側熱伝達率が高いため、相殺される。このように、蒸発中の冷媒の圧力損失による圧力低下が緩和されることで、同じ交換熱量で蒸発圧力が上昇し、凝縮側との圧力比を減らすことができるため圧縮動力が減少する。

さらに、空気側で着霜が生じる条件においても、風下列に対して風上列の通風抵抗が少なく、着霜は風下列から開始する。このため、風上列から着霜が開始する場合に比べ、板状フィン８間の流路閉塞までの時間が長くなり、着霜条件においても運転時間を長くでき、高効率で快適な空調を実現できる。

次に、図１の空気調和装置において、冷房運転時、流路切換手段（四方弁）２を冷媒が図１の破線矢印方向に流れるように切換える。このとき、冷媒は、図１の破線矢印方向（図１の反時計廻り方向）に、圧縮機１，流路切換手段（四方弁）２，凝縮器として機能する室外熱交換器３，流量制御弁４，蒸発器として機能する室内熱交換器５の順に流れる。流量制御弁４は空調負荷に応じた適度な開度に調整され、室外熱交換器３で凝縮して液化した冷媒は、流量制御弁４で減圧膨張して蒸発器の室内熱交換器５で蒸発して、圧縮機１へ戻る。

このような空気調和機の冷凍サイクルにおいて、室外熱交換器３での現象について説明する。室外熱交換器３には図１に示す室外送風手段６により、空気が送風される。図３においては、空気流れ方向１００の向きに熱交換器へ流入する。具体的には、図３に示すように、空気流れ方向１００の向きに、熱交換器へ空気が流入し、第１熱交換器Ａから第２熱交換器を通過するように空気が送風されることにより、伝熱管内部を流れる冷媒と空気が熱交換する。ここで、板状フィン８における空気側のみの現象については暖房運転時と同様のため説明を省略し、冷媒側を含めた現象について以下に説明する。

図７に、図１の室外熱交換器３について、冷凍サイクル全体の経路図、室外熱交換器３の冷媒経路部分における冷媒乾き度χ分布、及び局所交換熱量ｑ分布の関係を示す。冷媒の経路は一例として図５に記載の冷媒経路構成とした。

図７において、実線は、風下列（第２熱交換器Ｂ）の山形形状高さを高く、且つ、伝熱管径を大きくし、風下列に対して風上列（第１熱交換器Ａ）の山形形状高さを低く、且つ、伝熱管径を小さくした場合である。破線は、フィンの高さが一様（一様に低い）であり、伝熱管径が一様の場合である。冷媒は破線矢印の方向へ流れる。冷媒経路部分における乾き度χは、グラフ左から右へと変化している。

本実施例のような冷媒経路では、室外熱交換器３が凝縮として機能するときは、各冷媒経路で冷媒の流れは空気と対向流であり、風上から風下へ向かって冷媒側の温度が低下するため、空気と冷媒の温度差を最大限確保することができる。

流路切換手段（四方弁）２を通過した冷媒は、高温高圧のガス冷媒として室外熱交換器３へ流入する。このとき、熱交換器入口では乾き度χ＝１の完全ガスであり、空気と熱交換するにしたがって乾き度が低くなる。２分岐した冷媒経路１３Ａ，１３Ｂ入口付近から出口まで冷媒は乾き度χ＝０で完全に液となる。このように、ガス域〜二相域を４分岐に対し、液域を２分岐に減少させている。これは、二相域に比べ液域では冷媒側熱伝達率が低く、流路断面積を減少させて流速を上げることで冷媒側熱伝達率を向上させるためである。

一方、局所交換熱量ｑ分布について、熱交換器入口では、冷媒経路が４経路で冷媒流速が遅く、乾き度が高いため交換熱量が低くなる。しかし、破線に対して、実線の交換熱量の低下は少ない。これは、実線では、風下列の空気側熱伝達率が高く、少ない空気と冷媒の温度差でも効率よく熱交換するためである。このとき、冷媒経路入口でのガス分（乾き度χ＝１）が破線に比べ早く二相（乾き度χ＜１）に変化し、冷媒側熱伝達率の高い二相の領域が拡大する。続く１３Ａ，１３Ｂの２経路においては、冷媒は液化し、交換熱量は低下する。しかし、実線では風下列の空気側熱伝達率が高く、熱交換の効率が高く、さらに、風上列の伝熱管径が細径のため液で流れる冷媒の流速が増加し、交換熱量の低下が少ない。

本実施例ではフィンの高さが一様に低く、伝熱管径が一様の場合と比較したが、フィンの高さを一様に高くし、空気側の熱伝達率を最優先させた場合、交換熱量は増加するが、同じ風量を出すために、ファン動力が増大してしまい全体の効率が低下する。

上述したように、本実施例の熱交換器は、板厚方向に複数並べられた板状フィンと、板状フィンを貫通して板状フィンの長手方向に複数段設けられた伝熱管と、をそれぞれ有する第１熱交換器及び第２熱交換器を備え、伝熱管内部に冷媒を流動させ、板状フィンの板厚方向に対して垂直方向に送風することにより空気と冷媒とを熱交換させる熱交換器であって、第１熱交換器は第２熱交換器よりも風上側に位置し、第１熱交換器及び第２熱交換器の板状フィンはそれぞれ長手方向に山形形状を備え、第２熱交換器の板状フィンに形成された山形形状の高さよりも、第１熱交換器の板状フィンに形成された山形形状の高さが低く形成され、第２熱交換器の伝熱管の管径よりも、第１熱交換器の伝熱管の管径が小さく形成される。従って、通風抵抗の増大を抑制しつつ、熱交換器の凝縮性能及び蒸発性能を向上させた高効率の熱交換器を提供することができる。

また、特に、熱交換器が蒸発器として機能するときは、伝熱管のパス数が冷媒の流れ方向下流側ほど増大し、且つ、冷媒の流れ方向と空気の流れ方向が平行流となり、熱交換器が凝縮器として機能するときは、伝熱管のパス数が冷媒の流れ方向下流側ほど減少し、且つ、冷媒の流れ方向と空気の流れ方向が対向流とする。このような熱交換器においては、上述したように、熱交換器が凝縮器及び蒸発器の何れで機能するにおいても、通風抵抗の増大を抑制しつつ、熱交換性能を向上させることができる。

尚、本実施例の熱交換器は、凝縮，蒸発ともに熱交換の効率が高く、蒸発時の圧力損失も低減できることから、蒸発圧力が高い、高密度の冷媒（例えばＨＦＣ４１０ａ等）だけでなく、蒸発圧力が低い、低密度の冷媒（例えば、ＨＦＣ１３４ａ，ＨＦＯ１２３４ｙｆ等）を用いても効率のよい運転が可能である。本実施例では、４経路と２経路の組合せの場合について説明したが、特に、蒸発圧力が低い、低密度の冷媒（例えば、ＨＦＣ１３４ａ，ＨＦＯ１２３４ｙｆ等）を用いる場合は、より圧力損失を低減させつつ凝縮性能を維持するため、例えば、８経路と４経路の組合せとすることもできる。

また、本実施例では、主に、室外熱交換器を本発明の対象としたが、本発明を室内熱交換器に適用しても同様の効果を得ることができる。

尚、本実施においては、第１熱交換器及び第２熱交換器の山形形状の高さとは、第１熱交換器及び第２熱交換器それぞれにおける山形形状の平均値の高さである。従って、例えば、山形形状による通風抵抗の影響については、第１熱交換器全体の通風抵抗が第２熱交換器全体の通風抵抗よりも小さくなる。

次に、本発明に係る第２の実施例について図８及び図９を用いて説明する。本実施例において、（１）空気調和装置を構成する各構成要素とそれらの接続関係を示す基本構成、（２）熱交換器の基本構成、（３）熱交換器の冷媒経路等については、第１の実施例と同様であるので、その説明を省略する。

図８は本実施例の熱交換器の板状フィンの形状を示す側面図、図９は本実施例の熱交換器の板状フィンの形状を示す断面図である。本実施例において、室外熱交換器３の板状フィン８′は、図８に示すようにフィン幅方向に所定の列ピッチＳ２（例えばＳ２＝１７mm）で伝熱管９の貫通孔が２列設けられる。貫通孔の中心は板状フィン８′のフィン幅方向の中心に位置する。また、上下方向には所定の段ピッチＳ１又はＳ１′（例えばＳ１＝Ｓ１′＝２０mm）で、伝熱管９の貫通孔が板状フィン８′の長手方向に複数段設けられる。隣り合う列の貫通孔は互いに千鳥配列となるように配置される。空気流れ方向１００下流側（第２熱交換器Ｂ）の伝熱管９の貫通孔の径Ｄ１よりも上流側（第１熱交換器Ａ）の伝熱管９の貫通孔の径Ｄ２が小径に設定される（例えばＤ１＝８mm，Ｄ２＝７mm）。

図９は、図８のＹ−Ｙ断面を示している。板状フィン８′には、各列に対し、列方向に複数の山形形状（本実施形態では２０Ａ〜２０Ｄおよび２１Ａ〜２１Ｄの各列４つ）が形成される。同じ列（第１熱交換器Ａ又は第２熱交換器Ｂ）内での山形形状の高さは、各列で両端部に設けられる山形形状２０Ａ，２０Ｄ及び２１Ａ，２１Ｄよりも、伝熱管９の貫通孔に近い山形形状２０Ｂ，２０Ｃ及び２１Ｂ，２１Ｃが高く形成される。さらに、空気流れ方向１００上流側（第１熱交換器Ａ）列の何れの山形形状高さも、下流側（第２熱交換器Ｂ）列の最も低い山形形状２１Ａ，２１Ｄの高さより低く形成することができる（たとえば、ｈ２０Ａ＝ｈ２０Ｄ＝０.３mm、ｈ２０Ｂ＝ｈ２０Ｃ＝０.５mm、ｈ２１Ａ＝ｈ２１Ｄ＝０.６mm、ｈ２１Ｂ＝ｈ２１Ｃ＝０.８mm）。このような構成により、伝熱管に近く熱交換効率の高い山形形状の高さを高くして熱交換効率を向上させるとともに、伝熱管から遠く熱交換効率の低い山形形状の高さを低くして通風抵抗を低減させることにより、第１熱交換器及び第２熱交換器のそれぞれにおいて、より通風抵抗を低減しつつ高効率の熱交換器を構成することができる。

以上説明したように、本実施例における熱交換器では、第１熱交換器及び第２熱交換器の板状フィンはそれぞれ長手方向に複数の山形形状を備え、複数の山形形状のうちフィンの幅方向の両端部に位置する両端部山形形状の高さが、両端部山形形状よりも伝熱管側に位置する中心部山形形状の高さよりも低く形成されるので、第１熱交換器及び第２熱交換器のそれぞれにおいて、より通風抵抗を低減しつつ高効率の熱交換器を構成することができる。

次に、本発明に係る第３の実施例について図１０及び図１１を用いて説明する。本実施例において、（１）空気調和装置を構成する各構成要素とそれらの接続関係を示す基本構成、（２）熱交換器の基本構成、（３）熱交換器の冷媒経路等については、第１の実施例と同様であるので、その説明を省略する。

図１０は本実施例の熱交換器の板状フィンの形状を示す側面図、図１１は本実施例の熱交換器の板状フィンの形状を示す断面図である。本実施例において、室外熱交換器３の板状フィン８″は、図１０に示すようにフィン幅方向に所定の列ピッチＳ２（例えばＳ２＝１７mm）で伝熱管９の貫通孔が２列設けられる。

貫通孔は、板状フィン８″のフィン幅方向中心よりも風下側に位置する（つまり、貫通孔から風下側端部までの長さが、貫通孔から風上側端部までの長さよりも長くなるように貫通孔が位置する。例えばＷ１＝１０mm＞Ｗ２＝７mm）。また、上下方向には所定の段ピッチＳ１又はＳ１′（例えばＳ１＝Ｓ１′＝２０mm）で伝熱管９の貫通孔が板状フィン８″の長手方向に複数段設けられる。風下列に対して風上列の通風抵抗が少ないことに加え、同一列内において、伝熱管から板状フィン８″の風上側の端部までの距離が風下側の端部までの距離よりも離れているので、着霜による板状フィン８″での流路閉塞までの時間を長くすることができる。

第１の実施例と同様に、隣り合う列の貫通孔は互いに千鳥配列となるように配置される。空気流れ方向１００下流側（第２熱交換器Ｂ）の伝熱管９の貫通孔の径Ｄ１よりも上流側（第１熱交換器Ａ）の伝熱管９の貫通孔の径Ｄ２が小さい（例えばＤ１＝８mm、Ｄ２＝７mm）。

図１１は、図１０のＺ−Ｚ断面を示している。板状フィン８″には、各列に対し、列方向に複数の山形形状（本実施形態では２０Ａ〜２０Ｃ及び２１Ａ〜２１Ｃの各列３つ）が形成される。同じ列（第１熱交換器Ａ又は第２熱交換器Ｂ）内での山形形状の高さは、各列で空気流れ方向１００上流側の端部に設けられる山形形状２０Ａ及び２１Ａよりも、伝熱管９の貫通孔に近い山形形状２０Ｂ，２０Ｃ及び２１Ｂ，２１Ｃが高く形成される。さらに、空気流れ方向上流側列の山形形状高さを、下流側のよりも最も高い山形形状２１Ａの高さより低く形成することができる（たとえば、ｈ２０Ａ＝０.３mm、ｈ２０Ｂ＝ｈ２０Ｃ＝０.５mm、ｈ２１Ａ＝０.６mm、ｈ２１Ｂ＝ｈ２１Ｃ＝０.８mm）。このような構成により、第２の実施例と同様に、伝熱管に近く熱交換効率の高い山形形状（２０Ｂ，２０Ｃ及び２１Ｂ，２１Ｃ）の高さを高くして熱交換効率を向上させるとともに、伝熱管から遠く熱交換効率の低い山形形状（２０Ａ及び２１Ａ）の高さを低くして通風抵抗を低減させることにより、第１熱交換器及び第２熱交換器のそれぞれにおいて、より通風抵抗を低減しつつ高効率の熱交換器を提供することができる。

以上説明したように、本実施例における熱交換器では、第１熱交換器及び第２熱交換器の板状フィンを貫通する伝熱管は、板状フィンのフィン幅方向中心よりも風下側に位置するので、着霜による板状フィン８″での流路閉塞までの時間を長くすることができる。また、第１熱交換器及び第２熱交換器の板状フィンはそれぞれ長手方向に複数の山形形状を備え、複数の山形形状のうちフィンの風上側端部に位置する風上側山形形状の高さが、この風上側山形形状以外の他の山形形状の高さよりも低く形成されるので、第１熱交換器及び第２熱交換器のそれぞれにおいて、より通風抵抗を低減しつつ高効率の熱交換器を提供することができる。

尚、本実施例においては、風下列（第２熱交換器Ｂ）及び風上列（第１熱交換器Ａ）それぞれの板状フィン８″の貫通孔の位置を風下側に移動させたが、風上列の板状フィン８″の貫通孔のみ中心位置を風下側に移動させてもよい。

１ 圧縮機
２ 流路切換手段（四方弁）
３ 室外熱交換器
４ 冷暖房用の絞り装置（流量制御弁）
５ 室内熱交換器
６ 室外送風手段
７ 室内送風手段
８，８′，８″ 板状フィン
９ 伝熱管
１０Ａ〜１０Ｄ，１１Ａ〜１１Ｄ，２０Ａ〜２０Ｄ，２１Ａ〜２１Ｄ，３０Ａ〜３０Ｃ，３１Ａ〜３１Ｃ 山形形状
１２Ａ〜１２Ｄ，１３Ａ，１３Ｂ 冷媒経路
１００ 空気流れ方向
Ａ 第１熱交換器
Ｂ 第２熱交換器

Claims (5)

1. 板厚方向に複数並べられた板状フィンと、前記板状フィンを貫通して前記板状フィンの長手方向に複数段設けられた伝熱管と、をそれぞれ有する第１熱交換器、第２熱交換器及び下部熱交換器を一体として構成し、前記伝熱管内部に冷媒を流動させ、前記板状フィンの板厚方向に対して垂直方向に送風することにより空気と前記冷媒とを熱交換させる熱交換器であって、
   前記第２熱交換器は前記熱交換器の風下列に位置し、
   前記第１熱交換器は前記第２熱交換器よりも風上側に位置し、
   前記下部熱交換器は前記第１熱交換器及び前記第２熱交換器よりも下方に位置し、
   前記熱交換器が凝縮器として機能するとき、前記熱交換器における前記冷媒の入口部は前記第２熱交換器に位置し、前記冷媒は前記第２熱交換器、前記第１熱交換器、前記下部熱交換器の順に流れ、
   前記第１熱交換器及び前記第２熱交換器の前記板状フィンはそれぞれ長手方向に山形形状を備え、前記第２熱交換器の前記板状フィンに形成された前記山形形状の高さよりも、前記第１熱交換器の前記板状フィンに形成された前記山形形状の高さが低く形成され、
   前記第２熱交換器の前記板状フィンに形成された前記山形形状の高さは、前記熱交換器の他の前記板状フィンに形成された前記山形形状の高さよりも高く形成され、
   前記第２熱交換器の前記伝熱管の管径よりも、前記第１熱交換器の前記伝熱管の管径が小さく形成された熱交換器。
2. 請求項１において、前記板状フィンを貫通する伝熱管は、前記板状フィンのフィン幅方向中心よりも風下側に位置する熱交換器。
3. 請求項１又は２において、前記第１熱交換器及び前記第２熱交換器の前記板状フィンはそれぞれ長手方向に複数の山形形状を備え、
   前記複数の山形形状のうち、前記フィンの風上側端部に位置する風上側山形形状の高さが、前記風上側山形形状以外の他の前記山形形状の高さよりも低く形成された熱交換器。
4. 請求項１乃至３の何れかにおいて、前記熱交換器が蒸発器として機能するときは、前記伝熱管のパス数が前記冷媒の流れ方向下流側ほど増大し、且つ、前記第１熱交換器及び前記第２熱交換器における前記冷媒の流れ方向と空気の流れ方向が平行流となり、
   前記熱交換器が凝縮器として機能するときは、前記伝熱管のパス数が前記冷媒の流れ方向下流側ほど減少し、且つ、前記第１熱交換器及び前記第２熱交換器における前記冷媒の流れ方向と空気の流れ方向が対向流となる熱交換器。
5. 圧縮機，流路切替手段，室外熱交換器，冷暖房運転用の絞り装置、及び室内熱交換器が冷媒配管により接続された冷凍サイクル装置を備え、
   前記室外熱交換器は請求項１乃至４の何れかに記載の熱交換器である空気調和機。

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