JP5627635B2 - 空気調和機 - Google Patents

Description

本発明は、伝熱管を有する熱交換器を用いた空気調和機に関する。

従来、一定間隔で配置されてその間を気体（空気）が流れるフィンと、管内面に溝を有し各フィンへ直角に挿入されて内部に冷媒が流れる伝熱管と、から構成されるフィンチューブ型の熱交換器を用いたヒートポンプ式の空気調和機が知られている。

空気調和機は、一般に、冷媒を蒸発させ、その際の気化熱により空気及び水等を冷却する蒸発器と、蒸発器から排出された冷媒を圧縮し、高温にして凝縮器に供給する圧縮機と、冷媒の熱により空気及び水等を加熱する凝縮器と、凝縮器から排出された冷媒を膨張させ、低温にして蒸発器に供給する膨張弁と、冷凍サイクル内の冷媒の流れる方向を切り替えることで、暖房運転、冷房運転の切り替えを行う四方弁とを備えている。そして、伝熱管は、凝縮器や蒸発器に組み込まれ、その内部に冷凍機油を含有する冷媒が流されるようになっている。

近年、熱交換器の高性能化のため、室内熱交換器には断面が扁平な扁平管を用い、室外熱交換器には円管内面にらせん溝形状を用いた伝熱管を使用するものが提案されている（特許文献１参照）。また、室内熱交換器には円管内面に平行でないクロス溝形状を用い、室外熱交換器には円管内面にらせん溝形状を用いた伝熱管を使用するものが提案されている（特許文献２参照）。このような室内機に搭載される熱交換器と室外機に搭載される熱交換器とに異なる種類の内面溝形状を有する伝熱管を用いると空気調和機の性能を向上することができる。

特開平８−２４７５７６号公報（図２） 特開平１１−２６４６３０号公報（図１）

ところで、前述のような空気調和機では、室外側熱交換器のパス数を室内側熱交換器のパス数より大きくすることで、暖房運転時における室外側熱交換器の管内圧力損失を低減するようにしている。また、熱交換器の高性能化を目的として、伝熱管を細径化することが考えられる。
しかしながら、伝熱管を細径化することにより、管内熱伝達率が増大するのに対して圧力損失が増大するため、これらを最適化することが必要になる。また、細径伝熱管は、伝熱性能的には有利であるが、伝熱管の製作費用が増大するという問題点があった。そして近年は、期間エネルギー消費効率（ＡＰＦ）に大きく寄与する暖房運転時の効率の向上が望まれている。また、寒冷地での暖房低温性能の向上も望まれている。

本発明は以上の点に鑑み、室外側熱交換器の管内圧力損失を増加させずに、室内側熱交換器の熱交換能力を増大させることのできる空気調和機を得るものである。

本発明に係る空気調和機は、圧縮機と、室外機に搭載された室外側熱交換器と、膨張手段と、室内機に搭載された室内側熱交換器と、を順次配管で接続し冷媒を循環させる冷媒回路を備え、前記室外側熱交換器及び前記室内側熱交換器は、所定の間隔で配置されその間を気流が流れる複数のフィンと、前記フィンに挿通され内部を冷媒が流れる伝熱管と、を有し、前記室外側熱交換器の伝熱管は、断面が扁平形状を有し、扁平形状の長尺の向きが気流の流通方向を向くように配置された扁平管であり、前記扁平形状の長尺の長さが１４ｍｍ以上２２ｍｍ以下に構成され、前記室内側熱交換器の伝熱管を流れる冷媒の流速と、前記室外側熱交換器の伝熱管を流れる冷媒の流速との比が、２．３より大きく、１１．６より小さくなるように構成されたものである。

本発明は、室外側熱交換器の管内圧力損失を増加させずに、低圧側の圧力を増大させることができ、空気調和機の効率を向上することができる。

本発明の実施の形態１に係る空気調和機の構成を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る室外側熱交換器を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る室外側熱交換器の扁平管の長尺の影響を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る室内側熱交換器の冷媒流速と室外側熱交換器の冷媒流速との比を示す図である。 本発明の実施の形態２に係る空気調和機の構成を示す図である。 本発明の実施の形態３に係る室内側熱交換器を示す図である。

実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１に係る空気調和機の構成を示す図である。
図１に示すように、空気調和機は、圧縮機５と、四方弁８と、室外機に搭載された室外側熱交換器３と、膨張手段である膨張弁７と、室内機に搭載された室内側熱交換器２とが順次冷媒配管で接続され、冷媒を循環させる冷凍サイクル（冷媒回路）を備えている。
四方弁８は、冷凍サイクル内の冷媒の流れる方向を切り替えることで、暖房運転、冷房運転の切り替えを行う。なお、冷房専用または暖房専用の空気調和機とする場合には四方弁８を省略しても良い。室外側熱交換器３は、冷房運転時には、冷媒の熱により空気等を加熱する凝縮器として機能し、暖房運転時には、冷媒を蒸発させその際の気化熱により空気等を冷却する蒸発器として機能する。室内側熱交換器２は、冷房運転時には冷媒の蒸発器として機能し、暖房運転時には冷媒の凝縮器として機能する。圧縮機５は、蒸発器から排出された冷媒を圧縮し、高温にして凝縮器に供給する。膨張弁７は、凝縮器から排出された冷媒を膨張させ、低温にして蒸発器に供給する。冷媒としては、ＨＣ単一冷媒、又はＨＣを含む混合冷媒、Ｒ３２、Ｒ４１０Ａ、Ｒ４０７Ｃ、二酸化炭素のいずれかが用いられる。室内側熱交換器２や室外側熱交換器３の伝熱管を細径化すると、伝熱管の管内圧力損失が増加してしまう。管内圧力損失が小さいＨＣ単一冷媒、又はＨＣを含む混合冷媒、Ｒ３２、Ｒ４１０Ａ、Ｒ４０７Ｃ、二酸化炭素のいずれかを用いると圧力損失を増加させずに、蒸発の管内伝熱性能を高めることができ、そのため、高効率の熱交換器を提供できる。

室外側熱交換器３及び室内側熱交換器２は、冷凍装置、空気調和装置等の蒸発器、凝縮器として広く利用されているフィンチューブ式の熱交換器である。室外側熱交換器３及び室内側熱交換器２は、複数のフィンと伝熱管とで構成している。所定の間隔で複数並べたフィンに対して、各フィンに設けた貫通穴を貫通するように、伝熱管が設けられている。伝熱管は冷凍サイクルにおける冷媒回路の一部となり、管内部を冷媒が流れる。伝熱管内部を流れる冷媒と外部を流れる空気との熱をフィンを介して伝えることで空気との接触面となる伝熱面積が拡がり、冷媒と空気との間の熱交換を効率よく行える。

次に、室外側熱交換器３の構成の詳細を図２により説明する。
図２は、本発明の実施の形態１に係る室外側熱交換器を示す図である。なお、図２は室外側熱交換器３を側面側からみた断面の一部を示している。
図２において、フィン１０は、例えば板状形状を有し、所定の間隔で複数積層されて、その間を流体が流通する。
室外側熱交換器３の伝熱管は、断面が扁平形状を有し、扁平形状の長尺の長さＬ_outが、１４ｍｍ以上２２ｍｍ以下の扁平管２０を用いている。
扁平管２０は、扁平形状の長軸の向きが流体の流通方向（紙面左右方向）を向き、扁平形状の短軸の方向（紙面上下方向）に間隔を空けて複数配置されている。この扁平管２０の両端部にはヘッダがそれぞれ接続され、複数の扁平管２０に冷媒がそれぞれ分配される。また、扁平管２０の内部には、複数の冷媒流路２１が形成されている。
なお、図２に示す例では、扁平管２０を２列設けた場合を示すが、本発明はこれに限らず、１列でも良いし、３列以上設けても良い。

ここで、室外側熱交換器３の着霜耐力と曲げ耐力について説明する。
図３は、本発明の実施の形態１に係る室外側熱交換器の扁平管の長尺の影響を示す図である。図３において、実線は熱交換器の曲げ耐力を示し、点線は熱交換器の着霜耐力を示す。
室外側熱交換器３が蒸発器として機能する場合、扁平管２０内には低温の冷媒（例えば０℃以下）が流通する。このとき、フィン１０の間及び扁平管２０の周囲を通過する空気中の水分（水蒸気）が凝縮して霜として付着（着霜）する。低温の冷媒が流れる扁平管２０の周囲には霜が着霜しやすく、着霜量が多くなるとフィン１０間を通過する空気の流れが妨げられて通風抵抗が増加し、着霜耐力が低下する。
図３に示すように、室外側熱交換器３の扁平管２０の長尺の長さを短くすると、着霜耐力が低下する。これは、扁平管２０の長尺の長さが短いと着霜する範囲も狭くなり、着霜に伴う通風抵抗が増加するためである。また、扁平管２０の長尺の長さが短いとフィン１０の幅（流体の流通方向の長さ）も短くなるため、着霜する範囲も狭くなり、着霜に伴う通風抵抗が増加するためである。

一方、室外側熱交換器３の扁平管２０の長尺の長さを長くすると、着霜耐力は上昇するが、熱交換器の曲げ耐力が低下する。これは、扁平管２０の長尺の長さが長いと、扁平管２０とフィン１０との接触面積が増え、曲げ加工等によりフィン剥がれが生じ易くなるためである。また、扁平管２０の長尺の長さが長いとフィン１０の幅（流体の流通方向の長さ）も長くなるため、フィン１０に変形が生じ易くなるためである。

以上のようなことから、室外側熱交換器３の着霜耐力及び曲げ耐力の低下が顕著とならない範囲として、本実施の形態における扁平管２０の長尺を、１４ｍｍ以上２２ｍｍ以下としている。つまり、扁平管２０の長尺を、１４ｍｍ以上２２ｍｍ以下とするのは、室外側熱交換器３の扁平管２０の長尺の長さを１４ｍｍ以下にすると、着霜耐力が低下し、空気調和機の効率の低下が顕著になるからである。また、室外側熱交換器３の扁平管２０の長尺の長さを２２ｍｍ以上にすると、熱交換器の曲げ耐力の低下が顕著になるからである。

以上のように室外側熱交換器３の扁平管２０の長尺の長さを設定することにより、室外側熱交換器３の着霜耐力と曲げ耐力をより向上させることができ、高効率の室外側熱交換器３を得ることができる。

次に、室内側熱交換器２の伝熱管を流れる冷媒の流速（冷媒流速；Ｇｒ_indoor）と、室外側熱交換器３の伝熱管を流れる冷媒の流速（冷媒流速；Ｇｒ_outdoor）との比（Ｇｒ_indoor／Ｇｒ_outdoor）について説明する。
図４は、本発明の実施の形態１に係る室内側熱交換器の冷媒流速と室外側熱交換器の冷媒流速との比を示す図である。
図４に示すように、室内側熱交換器２の冷媒流速と室外側熱交換器３の冷媒流速との比が大きくなると、室外性能と室内性能が低下し、空気調和機の効率の低下が顕著になる。一方、室内側熱交換器２の冷媒流速と室外側熱交換器３の冷媒流速との比が小さくなると、室外熱交換器の管内圧力損失が大きくなり、空気調和機の効率の低下が顕著になる。

以上のようなことから、本実施の形態においては、室内側熱交換器２の冷媒流速と室外側熱交換器３の冷媒流速との比（Ｇｒ_indoor／Ｇｒ_outdoor）が、２．３より大きく、１１．６より小さくなるように、室外側熱交換器３及び室内側熱交換器２の伝熱管の断面積及びパス数を設定している。
これは、室内側熱交換器２の冷媒流速と室外側熱交換器３の冷媒流速との比（Ｇｒ_indoor／Ｇｒ_outdoor）を２．３以下にすると、室外性能と室内性能が低下し、空気調和機の効率の低下が顕著になるからである。また、室内側熱交換器２の冷媒流速と室外側熱交換器３の冷媒流速との比（Ｇｒ_indoor／Ｇｒ_outdoor）を１１．６以上にすると、室外熱交換器の管内圧力損失が大きくなり、空気調和機の効率の低下が顕著になるからである。

以上のように室内側熱交換器２の冷媒流速と室外側熱交換器３の冷媒流速との比（Ｇｒ_indoor／Ｇｒ_outdoor）を設定することにより、室外側熱交換器３の管内圧力損失を増加させずに、室内側熱交換器２の熱交換能力を増大させることができ、高効率の室外側熱交換器３を得ることができる。

これにより、冷房および暖房の何れの運転においても、高効率の空気調和機を得ることができる。
そして、本実施の形態の熱交換器は、圧縮機、凝縮器、絞り装置、蒸発器を順次配管で接続し、作動流体として冷媒を用いる冷凍サイクルにおいて、蒸発器または凝縮器として使用され、成績係数（ＣＯＰ）の向上に寄与する。また、冷媒と空気との熱交換効率が向上する。したがって、期間エネルギー消費効率（ＡＰＦ）の改善が期待できる。

なお、熱交換器の圧力損失を低減させるには、パス数を増加させることも考えられる。しかし、パス数の増加では熱交換器の製造コストが増加する。そのため、室外側熱交換器３の扁平管２０として長尺の長さが1４ｍｍ以上２２ｍｍ以下の扁平管を用いることによる効果のほうがより大きい効果が期待できる。

実施の形態２．
図５は、本発明の実施の形態２に係る空気調和機の構成を示す図である。
図５に示すように、本実施の形態２においては、室内側熱交換器２を複数備えている。ここでは、３台の室内側熱交換器２−１〜２−３を備える例について説明する。
なお、その他の構成は、上記実施の形態１と同様であり、同一部分には同一の符号を付する。

本実施の形態においては、複数の室内側熱交換器２−１〜２−３の冷媒流速をそれぞれ合算した値（Ｇｒ０_indoor）と、室外側熱交換器３の冷媒流速（Ｇｒ_outdoor）との比（Ｇｒ０_indoor／Ｇｒ_outdoor）が、２．３より大きく、１１．６より小さくなるように、室外側熱交換器３及び室内側熱交換器２の伝熱管の断面積及びパス数を設定している。

ここで複数の室内側熱交換器２−１〜２−３の冷媒流速をそれぞれ合算した値（Ｇｒ０_indoor）は、以下のようになる。
Ｇｒ０_indoor＝Σ（Ｇｒｎ_indoor） （ｎ＝１、２、…台数）
なお、Ｇｒｎ_indoorは、ｎ台目の室内側熱交換器２の冷媒流速である。
また、複数の室内側熱交換器２の冷媒流速が同じ場合には、Ｇｒ０_indoor＝Ｇｒ_indoor × 室内側熱交換器２の台数、となる。

以上のように複数の室内側熱交換器２を設ける場合においても、上記実施の形態１と同様に、室外側熱交換器３の管内圧力損失を増加させずに、室内側熱交換器２の熱交換能力を増大させることができ、高効率の室外側熱交換器３を得ることができる。

なお、室外側熱交換器３を複数備える構成としても良い。この場合は、複数の室内側熱交換器２の冷媒流速をそれぞれ合算した値（Ｇｒ０_indoor）と、複数の室外側熱交換器３の冷媒流速（Ｇｒ０_outdoor）との比（Ｇｒ０_indoor／Ｇｒ０_outdoor）が、２．３より大きく、１１．６より小さくなるように、室外側熱交換器３及び室内側熱交換器２の伝熱管の断面積及びパス数を設定する。このような構成によっても、同様の効果を奏することができる。

実施の形態３．
図６は、本発明の実施の形態３に係る室内側熱交換器を示す図である。なお、図６は室内側熱交換器２を側面側からみた断面の一部を示している。
図６において、フィン１０は、例えば板状形状を有し、所定の間隔で複数積層されて、その間を流体が流通する。
室内側熱交換器２の伝熱管は、断面が円形形状を有する円管３０を用いている。
円管３０は、気流の流れ方向と直交する向き（紙面上下方向）に間隔を空けて複数配置されている。この円管３０の両端部にはヘッダがそれぞれ接続され、複数の円管３０に冷媒がそれぞれ分配される。なお、図６に示す例では、円管３０を３列設けた場合を示すが、本発明はこれに限らず、任意の列を設けるようにしても良い。
なお、その他の構成は、上記実施の形態１または２と同様であり、室外側熱交換器３の伝熱管は扁平管２０を用いている。

室内側熱交換器２の円管３０の直径Ｄ_in（内径）は、４ｍｍ以上６．３５ｍｍ以下である。
これは、室内側熱交換器２の円管３０の直径を４ｍｍ以下にすると、室内側の管内圧力損失が大きくなり、空気調和機の効率の低下が顕著になるからである。また、室内側熱交換器２の円管３０の直径を６．３５ｍｍ以上にすると、室内側の管内冷媒流速が遅くなり、空気調和機の効率の低下が顕著になるからである。

以上のように室内側熱交換器２の円管３０の直径を設定することにより、室内側熱交換器２の伝熱性能をより向上させることができ、高効率の室外側熱交換器３を得ることができる。

また、室外側熱交換器３の扁平管２０の水力直径は、２ｍｍ以上４ｍｍ以下である。
これは、室外側熱交換器３の扁平管２０の水力直径を２ｍｍ以下にすると、室外側の管内圧力損失が大きくなり、空気調和機の効率の低下が顕著になるからである。また、室外側熱交換器３の扁平管２０の水力直径を４ｍｍ以上にすると、室外側の管内冷媒流速が遅くなり、空気調和機の効率の低下が顕著になるからである。
なお、扁平管２０の水力直径とは、扁平管２０の複数の冷媒流路２１の断面と等価な円管の直径である。

以上のように室外側熱交換器３の扁平管２０の水力直径を設定することにより、室内側熱交換器２の伝熱性能をより向上させることができ、高効率の室外側熱交換器３を得ることができる。

実施の形態４．
本実施の形態４における室内側熱交換器２の伝熱管は、断面が扁平形状を有する扁平管２０を用いている。
なお、その他の構成は、上記実施の形態１または２と同様であり、室外側熱交換器３の伝熱管も扁平管２０を用いている。

室内側熱交換器２の扁平管２０の水力直径は、０．５ｍｍ以上２ｍｍ未満であり、室外側熱交換器３の扁平管２０の水力直径は、２ｍｍ以上４ｍｍ以下である。
これは、室内側熱交換器２の扁平管２０の水力直径を０．５ｍｍ以下にすると、室内側熱交換器２の管内圧力損失が大きくなり、空気調和機の効率の低下が顕著になるからである。また、室内側熱交換器２の扁平管２０の水力直径を２ｍｍ以上にすると、室内側熱交換器２の管内冷媒流速が遅くなり、空気調和機の効率の低下が顕著になるからである。

以上のように室内側熱交換器２の扁平管２０の水力直径を設定することにより、室内側熱交換器２の伝熱性能をより向上させることができ、高効率の室外側熱交換器３を得ることができる。

本発明は、空気調和機に限定することなく、例えば、冷凍装置、ヒートポンプ装置等、冷媒回路を構成し、蒸発器、凝縮器となる熱交換器を有する他の冷凍サイクル装置にも適用することができる。

２ 室内側熱交換器、３ 室外側熱交換器、５ 圧縮機、７ 膨張弁、８ 四方弁、１０ フィン、２０ 扁平管、２１ 冷媒流路、３０ 円管。

Claims (8)

1. 圧縮機と、室外機に搭載された室外側熱交換器と、膨張手段と、室内機に搭載された室内側熱交換器と、を順次配管で接続し冷媒を循環させる冷媒回路を備え、
   前記室外側熱交換器及び前記室内側熱交換器は、
   所定の間隔で配置されその間を気流が流れる複数のフィンと、
   前記フィンに挿通され内部を冷媒が流れる伝熱管と、を有し、
   前記室外側熱交換器の伝熱管は、断面が扁平形状を有し、扁平形状の長尺の向きが気流の流通方向を向くように配置された扁平管であり、前記扁平形状の長尺の長さが１４ｍｍ以上２２ｍｍ以下に構成され、
   前記室内側熱交換器の伝熱管を流れる冷媒の流速と、前記室外側熱交換器の伝熱管を流れる冷媒の流速との比が、２．３より大きく、１１．６より小さくなるように構成された
   ことを特徴とする空気調和機。
2. 前記室内側熱交換器の伝熱管を流れる冷媒の流速と、前記室外側熱交換器の伝熱管を流れる冷媒の流速との比が、２．３より大きく、１１．６より小さくなるように、前記室外側熱交換器及び前記室内側熱交換器の伝熱管の断面積及びパス数を設定した
   ことを特徴とする請求項１記載の空気調和機。
3. 前記室内側熱交換器を複数備え、
   前記各室内側熱交換器の伝熱管を流れる冷媒の流速をそれぞれ合算した値と、前記室外側熱交換器の伝熱管を流れる冷媒の流速との比が、２．３より大きく、１１．６より小さくなるように構成された
   ことを特徴とする請求項１または２記載の空気調和機。
4. 前記室内側熱交換器の伝熱管は、断面が円形形状を有する円管である
   ことを特徴とする請求項１〜３の何れか一項に記載の空気調和機。
5. 前記室内側熱交換器の前記円管は、直径が４ｍｍ以上６．３５ｍｍ以下であり、
   前記室外側熱交換器の前記扁平管は、水力直径が２ｍｍ以上４ｍｍ以下である
   ことを特徴とする請求項４記載の空気調和機。
6. 前記室内側熱交換器の伝熱管は、断面が扁平形状を有する扁平管である
   ことを特徴とする請求項１〜３の何れか一項に記載の空気調和機。
7. 前記室内側熱交換器の前記扁平管は、水力直径が０．５ｍｍ以上２ｍｍ未満であり、
   前記室外側熱交換器の前記扁平管は、水力直径が２ｍｍ以上４ｍｍ以下である
   ことを特徴とする請求項６に記載の空気調和機。
8. 冷媒として、ＨＣ単一冷媒、またはＨＣを含む混合冷媒、Ｒ３２、Ｒ４１０Ａ、Ｒ４０７Ｃ、二酸化炭素のいずれかを用いた
   ことを特徴とする請求項１〜７の何れか一項に記載の空気調和機。

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