JP6141514B2 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、冷凍サイクル装置に関するものである。

特許文献１には、Ｒ３２系冷媒を流通させる内面溝付伝熱管を備えたクロスフィンチューブ式熱交換器が開示されている。同文献では、内面溝付伝熱管の管外径、内面溝１個あたりの溝断面積、内面溝の溝深さ、溝形成部位における底肉厚、管軸に対する内面溝のリード角、内面フィンの頂角、内面溝の条数等の数値範囲が、ろう付け性や伝熱性能を考慮して設定されている。

特許第４７６１７１９号公報

近年、冷凍サイクル装置の冷媒として、空調用途では比較的低圧冷媒であるＨＦＯ−１２３４ｙｆの性能改善などを目的に比較的臨界点の低い高圧冷媒を用いることが検討されている。このため、Ｒ３２系冷媒の使用を前提とした特許文献１の数値範囲は、臨界点の低い高圧冷媒が用いられる場合には熱交換器の伝熱性能を向上させるのに必ずしも適したものではなく、冷凍サイクル装置のエネルギー効率を向上させることができない場合があるという問題点があった。

本発明は、上述のような問題点を解決するためになされたものであり、比較的臨界点の低い高圧冷媒を用いる場合において、エネルギー効率を向上させることができる冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。

本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機、負荷側熱交換器、膨張装置及び熱源側熱交換器が設けられ冷媒を循環させる冷媒回路を備え、前記冷媒として、臨界点７０℃未満の冷媒、又は臨界点７０℃未満の冷媒を含む混合冷媒が用いられ、前記負荷側熱交換器及び前記熱源側熱交換器には、管軸方向に対して斜めに延伸する内面溝と、前記内面溝間に形成された内面フィンとを有する内面溝付管がそれぞれ用いられており、前記負荷側熱交換器及び前記熱源側熱交換器における前記内面フィンの頂角をそれぞれθ１及びθ２としたとき、第１の関係を満たすものであり、前記第１の関係はθ１＜θ２である。

本発明によれば、比較的臨界点の低い高圧冷媒を用いる場合において、熱交換器の伝熱性能を向上させることができるため、冷凍サイクル装置のエネルギー効率を向上させることができる。

本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の概略の全体構成を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の熱交換器に用いられる伝熱管２２の部分的な断面構成を示す断面図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の熱交換器に用いられる伝熱管２２の構成を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置において、凝縮器として機能する熱交換器における伝熱管２２の内面の状態を示す断面図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置において、内面フィン２４の高さＨに対するピッチＰの比率Ｐ／Ｈと、比較的臨界点の低い冷媒を用いた場合の蒸発熱伝達率との関係を示すグラフである。 本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置の熱交換器に用いられる伝熱管２２の部分的な断面構成を示す断面図である。 本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置の熱交換器の概略構成を示す斜視図である。

実施の形態１．
本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置について説明する。本実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、例えば、空気調和装置等に用いられるものである。図１は、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置の概略の全体構成を示す図である。図１では、冷房運転時の冷媒の流れ方向を実線矢印で示しており、暖房運転時の冷媒の流れ方向を破線矢印で示しており、空気の流れ方向を白抜き太矢印で示している。なお、図１を含む以下の図面では、各構成部材の寸法の関係や形状等が実際のものとは異なる場合がある。

図１に示すように、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、冷媒を循環させる冷媒回路１０を有している。冷媒回路１０には、圧縮機１１、四方弁１２、熱源側熱交換器１３、膨張弁１４（膨張装置の一例）、及び負荷側熱交換器１５が設けられている。圧縮機１１、四方弁１２、熱源側熱交換器１３、膨張弁１４及び負荷側熱交換器１５は、冷媒配管を介して接続されている。

四方弁１２の流路は、冷房運転時には実線で示すように接続され、暖房運転時には破線で示すように接続される。これにより、冷房運転時には、圧縮機１１、熱源側熱交換器１３、膨張弁１４及び負荷側熱交換器１５の順に冷媒が流れる。一方、暖房運転時には、圧縮機１１、負荷側熱交換器１５、膨張弁１４及び熱源側熱交換器１３の順に冷媒が流れる。熱源側熱交換器１３は、冷房運転時には凝縮器（放熱器）として機能し、暖房運転時には蒸発器として機能する。負荷側熱交換器１５は、冷房運転時には蒸発器として機能し、暖房運転時には凝縮器（放熱器）として機能する。

冷房運転時には、圧縮機１１から吐出された冷媒は、四方弁１２を通過して熱源側熱交換器１３に流入する。熱源側熱交換器１３に流入した冷媒は、室外ファン１６により送風される室外空気への放熱によって凝縮、液化し、熱源側熱交換器１３から流出する。熱源側熱交換器１３から流出した冷媒は、膨張弁１４で減圧され、負荷側熱交換器１５に流入する。負荷側熱交換器１５に流入した冷媒は、室内ファン１７により送風される室内空気からの吸熱によって蒸発し、負荷側熱交換器１５から流出する。負荷側熱交換器１５から流出した冷媒は、再び四方弁１２を通過して圧縮機１１に吸入される。

暖房運転時には、圧縮機１１から吐出された冷媒は、四方弁１２を通過して負荷側熱交換器１５に流入する。負荷側熱交換器１５に流入した冷媒は、室内ファン１７により送風される室内空気への放熱によって凝縮、液化し、負荷側熱交換器１５から流出する。負荷側熱交換器１５から流出した冷媒は、膨張弁１４で減圧され、熱源側熱交換器１３に流入する。熱源側熱交換器１３に流入した冷媒は、室外ファン１６により送風される室外空気からの吸熱によって蒸発し、熱源側熱交換器１３から流出する。熱源側熱交換器１３から流出した冷媒は、再び四方弁１２を通過して圧縮機１１に吸入される。

冷媒としては、ＧＷＰが低く臨界点の低い（例えば、臨界点が７０℃未満の）ＨＦＯ系の冷媒又は混合冷媒が用いられる。混合冷媒の場合、混合される冷媒として、例えばＲ３２、ＨＦＯ−１２３４ｙｆ等を用いることができる。

熱源側熱交換器１３及び負荷側熱交換器１５は、例えば、後述する図７に示すようなクロスフィン型の熱交換器である。クロスフィン型の熱交換器は、互いに積層された複数の伝熱フィン２１と、互いに並列して設けられ、かつ各伝熱フィン２１を貫通する複数の伝熱管２２と、を備えている。伝熱管２２には、伝熱を促進するための内面溝と、内面溝間に形成された内面フィンと、を内面（内周面）に有する内面溝付管が用いられている。本例の伝熱管２２は、引抜加工又は転造加工等を用いて作製される。内面溝は、伝熱管２２の管軸方向に対して斜めに延伸しており、例えば螺旋状に形成されている。伝熱管２２内には、例えば複数条の内面溝が設けられている。伝熱管２２は、例えば円管状の外形を有している。

図２は、伝熱管２２の部分的な断面構成を示す断面図である。図２に示すように、互いに隣り合う内面溝２３間に形成された内面フィン２４は、例えば、幅に対して高さが高い三角形状の断面形状を有している。図２において、Ｈは内面フィン２４の高さを表しており、θは内面フィン２４の頂角を表しており、Ｐは内面フィン２４のピッチ（例えば、内面フィン２４の先端部（頂部）間のピッチ）を表している。高さＨ、頂角θ、ピッチＰとしては、例えば、伝熱管２２内の複数箇所で測定したそれぞれの値の平均値を用いることができる。内面溝２３の底面と伝熱管２２の外周面との間の距離は、伝熱管２２の底肉厚を示している。内面フィン２４の高さＨは例えば０．１〜０．５ｍｍであり、内面フィン２４の頂角θは例えば５〜５０°であり、内面フィン２４のピッチＰは例えば０．１〜０．５ｍｍである。

図３は、伝熱管２２の構成を示す図である。図３（ａ）は、図３（ｂ）に示す伝熱管２２を管軸に平行な破線部分で切断して展開した展開図である。図３（ａ）、（ｂ）において、白抜き太矢印は冷媒の流れ方向を示している。図３（ａ）に示すように、内面溝２３は、一点鎖線で示す管軸方向に対して斜めでかつ一方向に延伸している。すなわち、内面溝２３は、伝熱管２２の内面において螺旋状に形成されている。αは、螺旋状の内面溝２３の延伸方向と管軸方向とがなす角度（内面溝２３のリード角）である。内面溝２３のリード角αは例えば１０〜５０°である。なお、本例の伝熱管２２では、展開図において全ての内面溝２３が一方向に延伸しているが、内面溝２３は、展開図においてＶ字状又はＷ字状等に形成されていてもよい。

臨界点が比較的低い冷媒（例えば、臨界点が７０℃未満の冷媒）を用いる場合、凝縮器として機能する熱交換器では、冷媒が臨界点に近い領域で動作するため、ガス単相領域や液単相領域の占める割合が大きくなる。これにより、凝縮器としての伝熱性能は低下する。したがって、臨界点が比較的低い冷媒を用いる場合には、特に凝縮器として機能する熱交換器の性能を向上させる必要がある。

図４は、凝縮器として機能する熱交換器における伝熱管２２の内面の状態を示す断面図である。図４では、隣り合う２つの内面フィン２４とその間の内面溝２３とを示している。図４に示すように、凝縮器として機能する場合、伝熱管２２の内面フィン２４の先端部で凝縮した液が内面フィン２４の側面（傾斜面）を流下し、内面溝２３の底部に蓄積されて液膜２５となる。このため、少なくとも内面フィン２４の頂角θ及び高さＨは、現象を支配するパラメータとなる。

内面フィン２４の頂角θが小さいほど側面の傾斜が急峻になるため、内面フィン２４の先端部で凝縮した液の排出性が高まり、性能が向上する。したがって、性能向上のためには、頂角θは小さい方がよい。ただし、頂角θがあまり小さすぎると、熱交換器を組み立てる際の拡管時に内面溝２３が潰れてしまい、結果として伝熱フィン２１と伝熱管２２との密着性が低下する場合がある。このため、適正な頂角θが存在する。

また、内面フィン２４の高さＨが高いほど、内面フィン２４の先端部を蒸気コア部へ突出させることができ、内面フィン２４の先端部が凝縮液に埋まってしまうことを回避できる。したがって、性能向上のためには、高さＨは高い方がよい。ただし、高さＨがあまり高すぎると、伝熱管２２の流路断面積が小さくなり、圧力損失が増大して熱交換器の性能が低下する場合がある。

さらに、内面溝２３のリード角αが大きいほど、伝熱管２２内を流通する冷媒の攪拌が促進されるため、性能が向上する。したがって、性能向上のためには、リード角αは大きい方がよい。ただし、リード角が大きすぎると、圧力損失が増大して熱交換器の性能が低下する場合がある。

上記のように、熱交換器の性能を向上させるためには、基本的には内面フィン２４の頂角θは小さいほどよく、内面フィン２４の高さＨは高いほどよく、内面溝２３のリード角αは大きいほどよい。しかしながら、熱交換器の性能を優先してこれらのパラメータを設定すると、熱交換器の製造コストが増加してしまう場合がある。例えば、リード角αを大きく設定すると、伝熱管２２の引抜加工を行う際の引抜き速度が低下するため、伝熱管２２及び熱交換器の単位時間当たりの生産量が減少し、熱交換器の製造コストが増加してしまう。したがって、伝熱管２２の引抜き速度を増加させ、熱交換器の製造コストを低減するためには、内面溝２３のリード角αは小さいほどよい。また、頂角θを小さく設定し、又は高さＨを高く設定しても、同様に引抜き速度が低下するため、伝熱管２２及び熱交換器の単位時間当たりの生産量が減少し、熱交換器の製造コストが増加してしまう。したがって、伝熱管２２の引抜き速度を増加させ、熱交換器の製造コストを低減するためには、内面フィン２４の頂角θは大きいほどよく、内面フィン２４の高さＨは低いほどよい。

一方で、負荷側熱交換器１５と熱源側熱交換器１３とでは、要求される仕様が異なる。ルームエアコン（ＲＡＣ）又はパッケージエアコン（ＰＡＣ）の場合、通年エネルギー消費効率（ＡＰＦ）への寄与度は、負荷側熱交換器１５（暖房運転時に凝縮器として機能する熱交換器）の方が熱源側熱交換器１３よりも大きい。したがって、本実施の形態では、ＡＰＦへの寄与度の大きい負荷側熱交換器１５については性能の向上をより優先して伝熱管２２の各パラメータ（頂角θ、高さＨ、リード角α）を設定し、ＡＰＦへの寄与度の小さい熱源側熱交換器１３については製造コストの低減をより優先して伝熱管２２の各パラメータを設定している。これにより、冷凍サイクル装置のエネルギー効率（例えば、ＡＰＦ）を向上させることができるとともに、冷凍サイクル装置の製造コストを低減することができるため、冷凍サイクル装置としてのコストパフォーマンスを向上させることができる。

具体例としては、負荷側熱交換器１５の内面溝２３のリード角をα１とし、熱源側熱交換器１３の内面溝２３のリード角をα２としたとき、
α１＞α２ ・・・（１）
の関係（第１の関係）を満たすようにする。これにより、負荷側熱交換器１５の性能を向上させることができるとともに、熱源側熱交換器１３の製造コストを低減することができる。したがって、エネルギー効率を向上させることができるとともに、製造コストを低減することができる。実際の製造管理面を考慮すると、α１とα２との間に１０％程度の差がないとバラツキを含めた量産管理が困難となる場合があるため、
（α１−α２）／α１＞０．１０ ・・・（１−２）
の関係を満たすことがより好ましい。

また、別の例としては、負荷側熱交換器１５の内面フィン２４の高さをＨ１とし、熱源側熱交換器１３の内面フィン２４の高さをＨ２としたとき、
Ｈ１＞Ｈ２ ・・・（２）
の関係（第２の関係）を満たすようにする。これにより、負荷側熱交換器１５の性能を向上させることができるとともに、熱源側熱交換器１３の製造コストを低減することができる。したがって、エネルギー効率を向上させることができるとともに、製造コストを低減することができる。実際の製造管理面を考慮すると、Ｈ１とＨ２との間に１０％程度の差がないとバラツキを含めた量産管理が困難となる場合があるため、
（Ｈ１−Ｈ２）／Ｈ１＞０．１０ ・・・（２−２）
の関係を満たすことがより好ましい。

さらに、別の例としては、負荷側熱交換器１５の内面フィン２４の頂角をθ１とし、熱源側熱交換器１３の内面フィン２４の頂角をθ２としたとき、
θ１＜θ２ ・・・（３）
の関係（第３の関係）を満たすようにする。これにより、負荷側熱交換器１５の性能を向上させることができるとともに、熱源側熱交換器１３の製造コストを低減することができる。したがって、エネルギー効率を向上させることができるとともに、製造コストを低減することができる。実際の製造管理面を考慮すると、θ１とθ２との間に２０％程度の差がないとバラツキを含めた量産管理が困難となる場合があるため、
（θ１−θ２）／θ１＜−０．２０ ・・・（３−２）
の関係を満たすことがより好ましい。

本実施の形態では、上記の３つの式（１）、（２）、（３）のうち少なくとも２つ（より好ましくは３つ全て）の関係を満たすようにする。あるいは、上記の３つの式（１−２）、（２−２）、（３−２）のうち少なくとも２つ（より好ましくは３つ全て）の関係を満たすようにする。これにより、エネルギー効率への寄与度の大きい負荷側熱交換器１５の性能を向上させることができるため、冷凍サイクル装置のエネルギー効率を向上させることができる。また、熱源側熱交換器１３の製造コストを低減することができるため、冷凍サイクル装置の製造コストを低減することができる。

次に、熱交換器が蒸発器として機能する場合について説明する。通常のＨＦＣ系冷媒よりも臨界温度が低い冷媒を用いる場合、通常のＨＦＣ系冷媒と比較して表面張力が小さくなりやすい。通常のＨＦＣ系冷媒を用いる場合には、内面溝２３内の液膜にメニスカスが形成されることにより内面フィン２４の側面に沿って薄い液膜が形成され、液冷媒の蒸発が促進される。これに対し、臨界点の低い冷媒を用いる場合には、内面溝２３内の液膜にメニスカスが形成されにくいため、通常のＨＦＣ系冷媒を用いた場合よりもピッチＰを小さくした方が、液膜の濡れ面積が増加して性能が高まる。ただし、ピッチＰを小さくしすぎると、蒸発時に薄い液膜が形成されなくなることに加え、凝縮時にも伝熱性能の高い内面フィン２４の先端部が液膜から露出しなくなるため、熱交換器の性能が低下する。したがって、ピッチＰには下限値も存在する。

本実施の形態では、ピッチＰの大小を内面フィン２４の高さＨに対するピッチＰの比率Ｐ／Ｈで評価する。図５は、内面フィン２４の高さＨに対するピッチＰの比率Ｐ／Ｈと、比較的臨界点の低い冷媒を用いた場合の蒸発熱伝達率との関係を示すグラフである。グラフの横軸は比率Ｐ／Ｈを表し、縦軸は蒸発熱伝達率を表している。図５に示すように、０．５＜Ｐ／Ｈ＜３．５となる範囲では、それ以外と比較して高い蒸発熱伝達率が得られる。したがって、内面フィン２４の比率Ｐ／Ｈを０．５＜Ｐ／Ｈ＜３．５に設定することにより、比較的臨界点の低い冷媒に好適な伝熱管２２が得られる。これにより、比較的臨界点の低い冷媒を用いる場合において、熱交換器の伝熱性能を向上させることができるため、冷凍サイクル装置のエネルギー効率を向上させることができる。

実施の形態２．
本発明の実施の形態２に係る冷凍サイクル装置について説明する。図６は、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置の熱交換器（熱源側熱交換器１３及び負荷側熱交換器１５の少なくとも一方）に用いられる伝熱管２２の部分的な断面構成を示す断面図である。なお、実施の形態１と同一の機能及び作用を有する構成要素については、同一の符号を付してその説明を省略する。

図６に示すように、伝熱管２２の内面フィン２４の少なくとも一方（本例では、両方）の側面では、外側に凸となるように内面フィン２４の高さ方向の少なくとも一部で傾斜角度が変化している。本例では、内面フィン２４の根元部２４ａにおける表面２６ａと、内面フィン２４の先端部２４ｂにおける表面２６ｂと、が当該内面フィン２４側でなす角度βは１８０°未満である。また、本例では、伝熱管２２の径方向を基準として、表面２６ａと表面２６ｂとが互いに逆方向に傾斜している。すなわち、根元部２４ａの表面２６ａは伝熱管２２の外周側を向くように傾斜しており、先端部２４ｂの表面２６ｂは伝熱管２２の内周側を向くように傾斜している。また、本例の内面フィン２４は、根元部２４ａに括れ（くびれ）を有しており、根元部２４ａでの幅よりも太い部分を内面フィン２４の高さ方向の少なくとも一部に有している。

内面フィン２４が上記のように構成されていることにより、内面溝２３の底部には、比較的幅広のスラッジ収納空間２７が形成される。スラッジが発生しやすいＨＦＯ系の冷媒は、一般的に安定性が低いため、冷媒回路中に混入する空気や冷凍機油中の成分物質と反応してスラッジを生成する。本実施の形態では、冷凍サイクル装置内にスラッジが発生した場合、発生したスラッジを内面溝２３の底部に設けられたスラッジ収納空間２７に収納することができるため、内面フィン２４の先端部２４ｂにスラッジが堆積してしまうことを防ぐことができる。したがって、本実施の形態によれば、スラッジが発生しやすいＨＦＯ系の冷媒を用いた冷凍サイクル装置（例えば、空気調和装置）を長期間使用しても、熱交換器において常に高い伝熱性能を維持することができるため、冷凍サイクル装置のエネルギー効率を向上させることができる。

実施の形態３．
本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置について説明する。図７は、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置の熱交換器（熱源側熱交換器１３及び負荷側熱交換器１５の少なくとも一方）の概略構成を示す斜視図である。図７では、この熱交換器が凝縮器として機能する際の冷媒の流れ方向を実線矢印で示しており、空気の流れ方向を白抜き太矢印で示している。

図７に示すように、本実施の形態に係る熱交換器は、互いに積層された複数の伝熱フィン２１と、互いに並列して設けられ、かつ各伝熱フィン２１を貫通する複数の伝熱管２２（内面溝付管）と、を備えている。図７では、空気の流れ方向に交差する平面内で１列に配列する１２本の伝熱管２２を例示している。以下、１２本の伝熱管２２のそれぞれを上から順に伝熱管２２ａ、２２ｂ、・・・、２２ｌという場合がある。上から１本目の伝熱管２２ａの図中奥側の端部と、その直下に位置する上から２本目の伝熱管２２ｂの図中奥側の端部とは、不図示のＵ字管によって接続されている。同様に、上から奇数本目の伝熱管２２ｃ、２２ｅ、２２ｇ、２２ｉ、２２ｋの図中奥側の端部と、その直下に位置する上から偶数本目の伝熱管２２ｄ、２２ｆ、２２ｈ、２２ｊ、２２ｌの図中奥側の端部とは、それぞれＵ字管によって接続されている。なお、上下に隣接する２本の伝熱管は、１本の伝熱管２２をヘアピン状に屈曲させることにより構成されていてもよい。

以下、凝縮器として機能する際の冷媒の流れ方向を前提として、熱交換器の流路について説明する。冷媒の入口となる入口部３１には二分岐部３２が接続されている。これにより、入口部３１に流入した冷媒の流路は、２つの流路に分岐される。二分岐部３２で分岐された２つの流路には、二分岐部３３、３４がそれぞれ接続されている。二分岐部３３、３４でそれぞれ分岐された合計４つの流路は、熱交換器の伝熱管２２ａ、２２ｃ、２２ｅ、２２ｇの図中手前側の端部に接続されている。すなわち、凝縮器として機能する際の冷媒の流れにおいて、この熱交換器の入口側の流路数（入口部３１に接続される流路数）は４つである。

伝熱管２２ａを通る流路は、奥側の端部で折り返し、下段の伝熱管２２ｂを通って手前側の端部に戻ってくる。同様に、伝熱管２２ｃ、２２ｅ、２２ｇを通る３つの流路は、奥側の端部で折り返し、下段の伝熱管２２ｄ、２２ｆ、２２ｈを通って手前側の端部に戻ってくる。

伝熱管２２ｂの手前側の端部と、伝熱管２２ｄの手前側の端部とには、二分岐部３５が接続されている。これにより、伝熱管２２ｂ、２２ｄを通る２つの流路は、１つの流路に合流する。二分岐部３５で合流した１つの流路は、伝熱管２２ｋの手前側の端部に接続されている。伝熱管２２ｆの手前側の端部と、伝熱管２２ｈの手前側の端部とには、二分岐部３６が接続されている。これにより、伝熱管２２ｆ、２２ｈを通る２つの流路は、１つの流路に合流する。二分岐部３６で合流した１つの流路は、伝熱管２２ｉの手前側の端部に接続されている。

伝熱管２２ｉを通る流路は、奥側の端部で折り返し、下段の伝熱管２２ｊを通って手前側の端部に戻ってくる。同様に、伝熱管２２ｋを通る流路は、奥側の端部で折り返し、下段の伝熱管２２ｌを通って手前側の端部に戻ってくる。伝熱管２２ｊの手前側の端部と、伝熱管２２ｌの手前側の端部とには、二分岐部３７が接続されている。これにより、伝熱管２２ｊ、２２ｌを通る２つの流路は、冷媒の出口となる出口部３８に合流する。すなわち、凝縮器として機能する際の冷媒の流れにおいて、この熱交換器の出口側の流路数（出口部３８に接続される流路数）は２つである。このように、本実施の形態の熱交換器では、凝縮器として機能する際の冷媒の流れにおいて、流路数が途中で減少しており、出口側の流路数が入口側の流路数の１／２以下（本例では、１／２）となっている。

臨界点の低い高圧冷媒を用いた冷凍サイクル装置の凝縮器では、液単相領域の割合が大きくなるため、一般的に性能が低下する。しかしながら、本実施の形態の熱交換器では、凝縮器として機能する際の冷媒の流れにおいて、出口側の流路数を入口側の流路数の１／２以下に減少させているため、凝縮器の流路の後半部分、すなわち液単相領域の流速を増加させ、伝熱を促進することができる。したがって、本実施の形態によれば、熱交換器の伝熱性能を向上させることができるため、冷凍サイクル装置のエネルギー効率を向上させることができる。言い換えれば、本実施の形態によれば、臨界温度の低い高圧冷媒を用いた冷凍サイクル装置に生じる特有の性能低下を抑制することができる。

その他の実施の形態．
本発明は、上記実施の形態に限らず種々の変形が可能である。
例えば、上記実施の形態ではクロスフィン型熱交換器を例に挙げたが、本発明は他の熱交換器にも適用可能である。

また、上記の各実施の形態や変形例は、互いに組み合わせて実施することが可能である。

１０ 冷媒回路、１１ 圧縮機、１２ 四方弁、１３ 熱源側熱交換器、１４ 膨張弁、１５ 負荷側熱交換器、１６ 室外ファン、１７ 室内ファン、２１ 伝熱フィン、２２、２２ａ〜２２ｌ 伝熱管、２３ 内面溝、２４ 内面フィン、２４ａ 根元部、２４ｂ 先端部、２５ 液膜、２６ａ、２６ｂ 表面、２７ スラッジ収納空間、３１ 入口部、３２、３３、３４、３５、３６、３７ 二分岐部、３８ 出口部。

Claims (8)

1. 圧縮機、負荷側熱交換器、膨張装置及び熱源側熱交換器が設けられ冷媒を循環させる冷媒回路を備え、
   前記冷媒として、臨界点７０℃未満の冷媒、又は臨界点７０℃未満の冷媒を含む混合冷媒が用いられ、
   前記負荷側熱交換器及び前記熱源側熱交換器には、管軸方向に対して斜めに延伸する内面溝と、前記内面溝間に形成された内面フィンとを有する内面溝付管がそれぞれ用いられており、
   前記負荷側熱交換器及び前記熱源側熱交換器における前記内面フィンの頂角をそれぞれθ１及びθ２としたとき、第１の関係を満たすものであり、
   前記第１の関係はθ１＜θ２である冷凍サイクル装置。
2. 前記第１の関係は（θ１−θ２）／θ１＜−０．２０である請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記負荷側熱交換器及び前記熱源側熱交換器における前記内面溝のリード角をそれぞれα１及びα２とし、
   前記負荷側熱交換器及び前記熱源側熱交換器における前記内面フィンの高さをそれぞれＨ１及びＨ２としたとき、
   第２の関係又は第３の関係をさらに満たすものであり、
   前記第２の関係はα１＞α２であり、
   前記第３の関係はＨ１＞Ｈ２である請求項１又は請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記第２の関係は（α１−α２）／α１＞０．１０であり、
   前記第３の関係は（Ｈ１−Ｈ２）／Ｈ１＞０．１０である請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記負荷側熱交換器及び前記熱源側熱交換器の少なくとも一方において、前記内面フィンのピッチをＰとし、前記内面フィンの高さをＨとしたとき、０．５＜Ｐ／Ｈ＜３．５の関係を満たす請求項１〜請求項４のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記負荷側熱交換器及び前記熱源側熱交換器の少なくとも一方において、前記内面フィンの少なくとも一方の側面における根元部と先端部とが当該内面フィン側でなす角度は１８０°未満である請求項１〜請求項５のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
7. 前記内面フィンは、前記根元部の幅よりも太い部分を高さ方向の少なくとも一部に有している請求項６に記載の冷凍サイクル装置。
8. 前記負荷側熱交換器及び前記熱源側熱交換器の少なくとも一方では、凝縮器として機能する際の冷媒の流れにおいて、出口側の流路数が入口側の流路数の１／２以下である請求項１〜請求項７のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。

Images