JP6400257B1 - 熱交換器および空気調和機 - Google Patents

Abstract

本発明に係る熱交換器は、断面が扁平形状を有し、扁平面においてそれぞれ対向して間を隔てて並び、管内の流路が上下方向にのびて配置された複数の扁平伝熱管と、対向する扁平面の間で、上下方向につづら折りされて配置された複数のコルゲートフィンとを有する熱交換器であって、コルゲートフィンは、空気の流れにおいて上流側となるコルゲートフィンの端部が、扁平面の端部よりも突出し、空気が流れる方向において、扁平伝熱管の扁平面の中央部分に対応する位置に設けられた排水穴と、排水穴よりも上流側となる位置に、複数のスリットおよび上下方向に傾斜してスリットに空気を通過させる板部を有する第１ルーバーと、排水穴よりも下流側となる位置に、複数のスリットおよび上下方向に傾斜してスリットに空気を通過させる板部を有する第２ルーバーとを備えるものである。

Description

本発明は、コルゲートフィンを備えた熱交換器および空気調和機に関するものである。

従来の熱交換器として、通風方向と直交する方向に配置された複数の扁平伝熱管と、扁平伝熱管の間に設けられ、奥行き方向に向かうに連れ上方に傾斜させたコルゲートフィンと、このコルゲートフィンに対して水平に設けられた複数のルーバーとを備えたものがある（例えば、特許文献１参照）。

特開２００４−１７７０４０号公報

しかしながら、特許文献１に記載のコルゲートフィンでは、ルーバーがコルゲートフィンに対して水平に設けられているため、凝縮水がルーバー上に滞留し、この凝縮水の滞留に伴いルーバーを通過する空気の通風抵抗が増加し、あるいは低温運転時に滞留水が凍結して熱交換効率が低下するという課題があった。

本発明は、前記のような課題を解決するためになされたもので、コルゲートフィン上の凝縮水の滞留を抑えて、熱交換効率の向上を図ることができる熱交換器および空気調和機を提供することを目的としている。

本発明に係る熱交換器は、断面が扁平形状を有し、扁平面においてそれぞれ対向して間を隔てて並び、管内の流路が上下方向にのびて配置された複数の扁平伝熱管と、対向する扁平面の間で、上下方向につづら折りされて配置された複数のコルゲートフィンとを有する熱交換器であって、コルゲートフィンは、コルゲートフィンを通過する空気の流れにおいて上流側となるコルゲートフィンの端部が、扁平伝熱管の扁平面の端部よりも突出し、空気が流れる方向において、扁平伝熱管の扁平面の中央部分に対応する位置に設けられた排水穴と、排水穴よりも空気の流れにおいて上流側となる位置に、複数のスリットおよび上下方向に傾斜してスリットに空気を通過させる板部を有する第１ルーバーと、排水穴よりも空気の流れにおいて下流側となる位置に、複数のスリットおよび上下方向に傾斜してスリットに空気を通過させる板部を有する第２ルーバーとを備え、空気が流れる方向における排水穴の幅は、上下方向につづら折りした間隙の最大部分の２分の１以上であり、扁平伝熱管が並んだ方向における排水穴の長さは、扁平伝熱管間の方向におけるコルゲートフィンの長さの２分の１以上であり、排水穴は、各フィンの奥行き方向と直交する左右方向の両端から排水穴の中央に向かうに従って、穴の間隔が互いに斜めに狭くなる形状をなしているものである。

本発明によれば、コルゲートフィンの扁平伝熱管の扁平面の中央部分に対応する位置に排水穴を設け、排水穴よりも空気の流れにおいて上流側および下流側となる位置に、第１ルーバーおよび第２ルーバーを設けている。この構成により、暖房運転時にコルゲートフィン上に発生する水の排水性が向上し、残水量を低減できる。このため、コルゲートフィン上の凍結を抑えることができ、熱交換効率が向上する。

本発明の実施の形態１に係る空気調和機の概略構成を示す冷媒回路図である。 図１の熱源側ユニットを模式的に示す透視斜視図である。 図１の空気調和機において、ハイドロフルオロカーボン冷媒Ｒ４１０ａを用いた場合の冷凍サイクルのＰ−Ｈ線図である。 図１の熱源側熱交換器の外観斜視図である。 図４の熱源側熱交換器のＡ部を拡大して示す部分斜視図である。 図５のコルゲートフィンの排水状態を模式的に示す斜視図である。 図５のコルゲートフィンにおける水の保水量を時間との相関で示す図である。 本発明の実施の形態２に係る空気調和機の熱源側熱交換器の一部を模式的に示す斜視図である。 図８のコルゲートフィンにおける水の保水量を時間との相関で示す図である。 本発明の実施の形態３に係る空気調和機の熱源側熱交換器の一部を模式的に示す斜視図である。 図１０のコルゲートフィンにおいて除湿量に対する圧力損失の変化を示す図である。 本発明の実施の形態４に係る空気調和機の概略構成を示す冷媒回路図である。 図１２の熱源側ユニットを模式的に示す透視斜視図である。 実施の形態４に係る熱源側熱交換器の外観斜視図である。 図１４に示す熱源側熱交換器のＡ部を拡大して示す部分斜視図である。 本発明の実施の形態４に係るコルゲートフィン上面図である。 本発明の実施の形態４に係るコルゲートフィンの断面図である。 本発明の実施の形態４に係るコルゲートフィンにおける水の保水量と時間との相関を示す図である。 本発明の実施の形態５に係るコルゲートフィンの上面図である。 本発明の実施の形態５に係るコルゲートフィンの断面図である。 本発明の実施の形態５に係る熱源側熱交換器５１３の熱交換機能について説明する図である。 本発明の実施の形態５に係る空気調和機内を流れる冷媒の状態を示す図である。

以下、本発明に係る熱交換器および空気調和機の実施の形態について図面を参照しながら説明する。なお、各図中において、同一または相当する部分には同一符号を付し、その説明を適宜省略または簡略化する。また、各図に記載の構成について、その形状、大きさおよび配置などは、本発明の範囲内で適宜変更することができる。

実施の形態１．
図１は本発明の実施の形態１に係る空気調和機の概略構成を示す冷媒回路図、図２は図１の熱源側ユニットを模式的に示す透視斜視図である。
本実施の形態１に係る空気調和機１００は、例えば、熱源側ユニット１０と、熱源側ユニット１０に接続された利用側ユニット２０と、この利用側ユニット２０に並列に接続された２台目の利用側ユニット３０とを備えるマルチ型空気調和機である。熱源側ユニット１０は戸外に設置され、利用側ユニット２０、３０は空調対象である室内に設置される。なお、本実施の形態１では、熱源側ユニット１０に２台の利用側ユニット２０、３０が接続されているが、利用側ユニット２０、３０の台数は限定されるものではない。

熱源側ユニット１０は、圧縮機１１、流路切替装置１２、熱源側熱交換器（本発明の熱交換器に相当）１３、１４、アキュムレータ１５、送風機１６などを備えている。利用側ユニット２０は、利用側熱交換器２０ａ、絞り装置２０ｂ、送風機（図示せず）などを備え、利用側ユニット３０は、利用側ユニット２０と同様に、利用側熱交換器３０ａ、絞り装置３０ｂ、送風機などを備えている。圧縮機１１、流路切替装置１２、熱源側熱交換器１３、１４、アキュムレータ１５、利用側熱交換器２０ａ、３０ａおよび絞り装置２０ｂ、３０ｂは、冷房運転あるいは暖房運転に応じて冷媒が循環するように、冷媒配管によって接続されている。

圧縮機１１は、吸引した低温低圧の冷媒を圧縮して高温高圧の状態にする、例えばスクロール型圧縮機、レシプロ型圧縮機、ベーン型圧縮機などから構成されている。流路切替装置１２は、冷房運転あるいは暖房運転の運転モードの切替に応じて、暖房流路と冷房流路との切り替えるもので、例えば四方弁で構成されている。

流路切替装置１２は、暖房運転が行われる際、圧縮機１１の吐出側と利用側熱交換器２０ａ、３０ａとを接続するとともに、圧縮機１１の吸引側をアキュムレータ１５を介して熱源側熱交換器１３、１４と接続する。また、流路切替装置１２は、冷房運転が行われる際、圧縮機１１の吐出側と熱源側熱交換器１３、１４とを接続するとともに、圧縮機１１の吸引側をアキュムレータ１５を介して利用側熱交換器２０ａ、３０ａと接続する。なお、流路切替装置１２として四方弁を用いた場合について例示しているが、これに限定されるものではなく、例えば複数の二方弁などを組み合わせて流路切替装置１２を構成してもよい。

熱源側熱交換器１３、１４は、例えば図２に示すように、熱源側ユニット１０の筐体１０ａ内の上側の位置で、筐体１０ａの片側の側面および背面に沿ってＬ字状に配置されている。熱源側熱交換器１３、１４の構成については後述するが、熱源側熱交換器１３、１４は、複数の扁平伝熱管と、複数の扁平伝熱管の間にそれぞれ設けられたコルゲートフィンと、複数の扁平伝熱管の上端に装着された上ヘッダ１３ｃ、１４ｃと、前述の扁平伝熱管の下端に装着された下ヘッダ１３ｄ、１４ｄとを備えている。上ヘッダ１３ｃ、１４ｃは、流路切替装置１２に接続されており、下ヘッダ１３ｄ、１４ｄは、利用側ユニット２０と接続されている。

アキュムレータ１５は、圧縮機１１の吸引側に設けられ、流路切替装置１２を介して流入する冷媒からガス冷媒と液冷媒とを分離する。このアキュムレータ１５によって分離されたガス冷媒と液冷媒のうちガス冷媒が圧縮機１１によって吸引される。送風機１６は、熱源側ユニット１０の筐体１０ａの上部に設置され、外気を熱源側熱交換器１３、１４を通して吸引して上方へ排出する。

絞り装置２０ｂ、３０ｂは、利用側熱交換器２０ａ、３０ａと熱源側熱交換器１３、１４との間に設けられ、冷媒の流量調整が自在な例えばＬＥＶ（リニア電子膨張弁）が用いられている。この絞り装置２０ｂ、３０ｂによって、冷媒の圧力および温度が調整される。なお、絞り装置２０ｂ、３０ｂとして、弁の開閉により冷媒の流れをＯＮ／ＯＦＦする開閉弁でもよい。

前記のように構成された空気調和機において、暖房運転時の動作を図１を参照して説明する。
まず、アキュムレータ１５によって分離されたガス冷媒は、圧縮機１１によって吸引され高温高圧のガス冷媒となる。この高温高圧のガス冷媒は、圧縮機１１から吐出され、流路切替装置１２を介して利用側熱交換器２０ａ、３０ａへと流れる。利用側熱交換器２０ａ、３０ａに流入した高温高圧のガス冷媒は、利用側ユニット２０、３０の送風機から供給される室内空気との熱交換により放熱して凝縮し、低温高圧の液冷媒となって利用側熱交換器２０ａ、３０ａから流出する。利用側熱交換器２０ａ、３０ａから流出した低温高圧の液冷媒は、絞り装置２０ｂ、３０ｂで膨張、減圧され、低温低圧の気液二相冷媒となり、利用側ユニット２０、３０から流出する。

利用側ユニット２０、３０から流出した低温低圧の気液二相冷媒は、下ヘッダ１３ｄ、１４ｄを介して熱源側熱交換器１３、１４に流入する。熱源側熱交換器１３、１４に流入した低温低圧の気液二相冷媒は、送風機１６から供給される外気との熱交換により吸熱して蒸発し、低圧のガス冷媒となって上ヘッダ１３ｃ、１４ｃから流出する。そのガス冷媒は、流路切替装置１２を通って、アキュムレータ１５に入る。アキュムレータ１５に入った低圧のガス冷媒は、液冷媒とガス冷媒とに分離され、低温低圧のガス冷媒が再び圧縮機１１へと吸入される。この吸入されたガス冷媒は、圧縮機１１で再び圧縮されて吐出され、冷媒の循環が繰り返し行われる。

図３は図１の空気調和機において、ハイドロフルオロカーボン冷媒Ｒ４１０ａを用いた場合の冷凍サイクルのＰ−Ｈ線図である。
なお、図３において、熱源側熱交換器１３、１４が蒸発器として動作する場合（暖房運転）について説明する。また、図３のうち、略台形の実線が冷凍サイクルの動作状態を示しており、横軸のエンタルピー軸から伸びたＸ＝０．１からＸ＝０．９の線は冷媒のガスの比率を示す等乾き度線であり、凸実線は飽和線であり、飽和線の右側の領域はガス、左側の領域は液体となる。

前述した暖房運転時の冷凍サイクルは、点ＡＢから点ＡＣ、点ＡＤ、点ＡＡにて運転される。点ＡＢは圧縮機１１から吐出された高温高圧のガス冷媒である。このガス冷媒は、利用側熱交換器２０ａ、３０ａで放熱されることで、利用側熱交換器２０ａ、３０ａの出口では点ＡＣの低温高圧の液冷媒になる。低温高圧の液冷媒は、絞り装置２０ｂ、３０ｂをそれぞれ通過することで減圧され、点ＡＤの乾き度０．２３程度の低温低圧の気液二相状態になる。この気液二相状態の冷媒は、熱源側熱交換器１３、１４に流入して吸熱、蒸発することで、点ＡＡの低圧のガス冷媒に変化し、アキュムレータ１５を介して圧縮機１１へと吸入される。

次に、熱源側熱交換器１３、１４の構成について、図４および図５を用いて説明する。 図４は図１の熱源側熱交換器の外観斜視図、図５は図４の熱源側熱交換器のＡ部を拡大して示す部分斜視図である。
熱源側熱交換器１３（１４）の複数の扁平伝熱管１３ａ（１４ａ）は、送風機１６の駆動により発生する気流Ｘの方向と直交する左右方向に、例えば１０ｍｍ間隔で並んで配置されている。この間隔は、複数の扁平伝熱管１３ａ（１４ａ）の互いに対向する扁平面１３ｅ（１４ｅ）の間である。また、複数の扁平伝熱管１３ａ（１４ａ）には、気流Ｘの方向に等間隔に並べられた複数の冷媒通路１３ｆ（１４ｆ）が設けられている。なお、複数の扁平伝熱管１３ａ（１４ａ）を通過した気流Ｘは、送風機１６の吸引により上方へ向きを変えて気流Ｙとなる。

コルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）は、例えば１ｍｍ未満の薄板を扁平伝熱管１３ａ（１４ａ）の上下方向につづら折りして形成される例えば三角波形状のフィンで構成されている。このコルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）は、扁平伝熱管１３ａ（１４ａ）の間から気流Ｘの上流側に突出している一端部の先端フィン１３ｋ（１４ｋ）を除いて、扁平伝熱管１３ａ（１４ａ）の互いに対向する扁平面１３ｅ（１４ｅ）に密着した状態で固着されている。

また、コルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）の扁平伝熱管１３ａ（１４ａ）の間に位置する各フィン１３ｇ（１４ｇ）には、それぞれ排水穴１３ｈ（１４ｈ）、第１ルーバー１３ｉ（１４ｉ）および第２ルーバー１３ｊ（１４ｊ）が設けられている。排水穴１３ｈ（１４ｈ）は、各フィン１３ｇ（１４ｇ）において、空気の流れる方向である奥行き方向において、扁平伝熱管１３ａ（１４ａ）の中央部分に対応する位置にある。また、排水穴１３ｈ（１４ｈ）は、その奥行き方向と直交する前記扁平伝熱管間が並んだ方向である左右方向に長く延びる長方形状に形成されている。排水穴１３ｈ（１４ｈ）の奥行き方向の幅は、コルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）において、つづら折りした間隙（最大部分）の２分の１以上である。また、排水穴１３ｈ（１４ｈ）の左右方向の長さは、コルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）の長さの２分の１以上である。

第１ルーバー１３ｉ（１４ｉ）は、気流Ｘの上流側から見て、各フィン１３ｇ（１４ｇ）の排水穴１３ｈ（１４ｈ）よりも手前側の位置であって、各フィン１３ｇ（１４ｇ）の奥行き方向に複数設けられている。第１ルーバー１３ｉ（１４ｉ）は、空気を通過させるスリット１３ｑ（１４ｑ）およびスリット１３ｑ（１４ｑ）を通過する空気を導く板部１３ｒ（１４ｒ）を有している。ここで、第１ルーバー１３ｉ（１４ｉ）は、各フィン１３ｇ（１４ｇ）の奥行き方向と直交する左右方向に長く延びる長方形状に形成され、気流Ｘの上流側に向けて斜め上向きに傾斜している。つまり、第１ルーバー１３ｉ（１４ｉ）は、各フィン１３ｇ（１４ｇ）を水平面として、気流Ｘの上流側を上向きにして斜めになっている。

第２ルーバー１３ｊ（１４ｊ）は、前記と同様に気流Ｘの上流側から見て、各フィン１３ｇ（１４ｇ）の排水穴１３ｈ（１４ｈ）よりも奧側の位置であって、各フィン１３ｇ（１４ｇ）の奥行き方向に複数設けられている。第２ルーバー１３ｊ（１４ｊ）は、第１ルーバー１３ｉ（１４ｉ）と同様に、空気を通過させるスリット１３ｑ（１４ｑ）およびスリット１３ｑ（１４ｑ）を通過する空気を導く板部１３ｒ（１４ｒ）を有している。第２ルーバー１３ｊ（１４ｊ）は、各フィン１３ｇ（１４ｇ）の奥行き方向と直交する左右方向に長く延びる長方形状に形成され、気流Ｘの下流側に向けて斜め上向きに傾斜している。つまり、第２ルーバー１３ｊ（１４ｊ）は、各フィン１３ｇ（１４ｇ）を水平面として、気流Ｘの下流側を上向きにして斜めになっている。

前述の第１ルーバー１３ｉ（１４ｉ）および第２ルーバー１３ｊ（１４ｊ）は、フィン１３ｇ（１４ｇ）の左右方向の両端の一部を等間隔に残して、フィン１３ｇ（１４ｇ）に長方形状に切り込みを入れ、その両端を所定角度捩って板部１３ｒ（１４ｒ）が形成されたものである。フィン１３ｇ（１４ｇ）に切り込みを入れて第１ルーバー１３ｉ（１４ｉ）および第２ルーバー１３ｊ（１４ｊ）の板部１３ｒ（１４ｒ）を形成することにより、フィン１３ｇ（１４ｇ）には開口されたスリット１３ｑ（１４ｑ）が形成された状態となっている。

なお、扁平伝熱管１３ａ（１４ａ）およびコルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）には、熱伝導性の高いアルミニウムが使用されている。扁平伝熱管１３ａ（１４ａ）とコルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）とは、例えばノコロックロウ付け法をはじめとした金属接合により接続されている。なお、扁平伝熱管１３ａ（１４ａ）およびコルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）には、同様のアルミニウムが使用されているとしたが、扁平伝熱管１３ａ（１４ａ）とコルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）とが同じ材質でなくてもよい。

図６は図５のコルゲートフィンの排水状態を模式的に示す斜視図、図７は図５のコルゲートフィンにおける水の保水量を時間との相関で示す図である。
本実施の形態１の熱源側熱交換器１３（１４）を水槽に浸漬して取り出した場合、図６に示すように、コルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）上に滞留した水が排水される。つまり、本実施の形態１の熱源側熱交換器１３（１４）においては、コルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）を気流Ｘの方向から見て、先端フィン１３ｋ（１４ｋ）上の水は、先端フィン１３ｋ（１４ｋ）の傾きの低い方向（左右方向）に流れて落下し、第１ルーバー１３ｉ（１４ｉ）および第２ルーバー１３ｊ（１４ｊ）上の水は、第１ルーバー１３ｉ（１４ｉ）および第２ルーバー１３ｊ（１４ｊ）により形成された開口から落下する。また、第１ルーバー１３ｉ（１４ｉ）と第２ルーバー１３ｊ（１４ｊ）との間の水は、フィン１３ｇ（１４ｇ）の傾きの低い方向に流れ排水穴１３ｈ（１４ｈ）から落下する。

次に、図７を用いて、本実施の形態１の熱源側熱交換器１３（１４）と前述した従来の熱交換器とをそれぞれ水槽に浸漬して取り出した後、熱源側熱交換器１３（１４）と従来の熱交換器とにそれぞれ滞留する水を重量計で計測した結果について説明する。
本実施の形態１の熱源側熱交換器１３（１４）を水槽から取り出して時間の経過と共に計測した場合、従来の熱交換器よりも保水量が減少している。特に５０秒経過後では、従来の熱交換器の保水量が１０％を超え２０％以下であるのに対し、本実施の形態１の熱源側熱交換器１３（１４）では、保水量が１０％以下となる結果が得られている。これは、従来の熱交換器では、ルーバーがコルゲートフィンに対して水平に設けられているために保水量が多くなり、これに対し本実施の形態１においては、前述したように、コルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）上に水が滞留するような構成となっていないために、排水性が良くなっているからである。

以上のように本実施の形態１においては、コルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）の扁平伝熱管１３ａ（１４ａ）の間に位置する各フィン１３ｇ（１４ｇ）の奥行き方向の中央に排水穴１３ｈ（１４ｈ）を設け、また、各フィン１３ｇ（１４ｇ）の排水穴１３ｈ（１４ｈ）よりも手前側の位置に複数の第１ルーバー１３ｉ（１４ｉ）を設け、各フィン１３ｇ（１４ｇ）の排水穴１３ｈ（１４ｈ）よりも奧側の位置に複数の第２ルーバー１３ｊ（１４ｊ）を設けている。

このように構成されたコルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）を扁平伝熱管１３ａ（１４ａ）の間に装着することにより、暖房運転時にコルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）上に発生する水の排水性が向上し、残水量を低減できる。このため、コルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）上の凍結を抑えることができ、熱交換効率が向上する。

実施の形態２．
図８は本発明の実施の形態２に係る空気調和機の熱源側熱交換器の一部を模式的に示す斜視図、図９は図８のコルゲートフィンにおける水の保水量を時間との相関で示す図である。

本実施の形態２においては、コルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）に設けられた排水穴１３ｈ（１４ｈ）の形状が実施の形態１と異なっている。図８に示すように、排水穴１３ｈ（１４ｈ）は、実施の形態１と同様に、コルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）の扁平伝熱管１３ａ（１４ａ）の間に位置する各フィン１３ｇ（１４ｇ）の奥行き方向の中央に設けられている。この排水穴１３ｈ（１４ｈ）は、各フィン１３ｇ（１４ｇ）の奥行き方向と直交する左右方向の両端から中央に向かうに従って、穴の間隔が互いに斜めに狭くなる形状をなしている。

また、コルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）の各フィン１３ｇ（１４ｇ）の排水穴１３ｈ（１４ｈ）よりも手前側の位置には、複数の第１ルーバー１３ｉ（１４ｉ）が設けられている。また、コルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）の各フィン１３ｇ（１４ｇ）の排水穴１３ｈ（１４ｈ）よりも奧側の位置には、複数の第２ルーバー１３ｊ（１４ｊ）が設けられている。

前記のように構成されるコルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）を備えた熱源側熱交換器１３（１４）と前述した従来の熱交換器とをそれぞれ水槽に浸漬して取り出した後、熱源側熱交換器１３（１４）と従来の熱交換器とにそれぞれ滞留する水を重量計で計測した場合、図９に示すような結果となった。つまり、本実施の形態２の熱源側熱交換器１３（１４）を水槽から取り出してから２秒程度で、従来の熱交換器よりも４０％と近い保水量が減少している。更に、４０秒経過後では、従来の熱交換器の保水量が１０％を超え２０％以下であるのに対し、本実施の形態２の熱源側熱交換器１３（１４）では、保水量が１０％以下となる結果が得られている。これは、従来の熱交換器では、ルーバーがコルゲートフィンに対して水平に設けられているために保水量が多くなり、これに対し本実施の形態２においては、コルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）上に水が滞留するような構成となっていないからである。

つまり、本実施の形態２の熱源側熱交換器１３（１４）においては、コルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）を気流Ｘの方向から見て、先端フィン１３ｋ（１４ｋ）上の水は、先端フィン１３ｋ（１４ｋ）の傾きの低い方向（左右方向）に流れて落下し、第１ルーバー１３ｉ（１４ｉ）および第２ルーバー１３ｊ（１４ｊ）上の水は、第１ルーバー１３ｉ（１４ｉ）および第２ルーバー１３ｊ（１４ｊ）により形成された開口から落下する。また、第１ルーバー１３ｉ（１４ｉ）と第２ルーバー１３ｊ（１４ｊ）との間の水は、フィン１３ｇ（１４ｇ）の傾きの低い方向に流れ排水穴１３ｈ（１４ｈ）から落下する。排水穴１３ｈ（１４ｈ）の周辺の水は、フィン１３ｇ（１４ｇ）の傾きの低い方の排水穴１３ｈ（１４ｈ）がフィン１３ｇ（１４ｇ）の中央から一端に向かうに連れ広がっているため、表面張力による水滴となる前に排水穴１３ｈ（１４ｈ）に流れ込む。

以上のように本実施の形態２においては、コルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）の各フィン１３ｇ（１４ｇ）に設けられた排水穴１３ｈ（１４ｈ）を、各フィン１３ｇ（１４ｇ）の奥行き方向と直交する左右方向の両端から中央に向かうに従って、穴の間隔が互いに斜めに狭くなる形状としている。また、各フィン１３ｇ（１４ｇ）の排水穴１３ｈ（１４ｈ）よりも手前側の位置に複数の第１ルーバー１３ｉ（１４ｉ）を設け、各フィン１３ｇ（１４ｇ）の排水穴１３ｈ（１４ｈ）よりも奧側の位置に複数の第２ルーバー１３ｊ（１４ｊ）を設けている。

このように構成されたコルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）を扁平伝熱管１３ａ（１４ａ）の間に装着することにより、暖房運転時にコルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）上に発生する水の排水性が向上し、残水量を低減できる。このため、コルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）上の凍結を抑えることができ、熱交換効率が向上する。

実施の形態３．
図１０は本発明の実施の形態３に係る空気調和機の熱源側熱交換器の一部を模式的に示す斜視図、図１１は図１０のコルゲートフィンにおいて除湿量に対する圧力損失の変化を示す図である。
本実施の形態３においては、実施の形態２のコルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）の先端フィン１３ｋ（１４ｋ）に、それぞれ２つの導水突起部１３ｍ（１４ｍ）を設けたものである。２つの導水突起部１３ｍ（１４ｍ）は、先端フィン１３ｋ（１４ｋ）上において、気流Ｘの上流側から下流側に向かうに連れ両側の扁平伝熱管１３ａ（１４ａ）側に斜めに広がっている。

また、コルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）の各フィン１３ｇ（１４ｇ）の排水穴１３ｈ（１４ｈ）よりも手前側の位置に複数の第１ルーバー１３ｉ（１４ｉ）が設けられ、コルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）の各フィン１３ｇ（１４ｇ）の排水穴１３ｈ（１４ｈ）よりも奧側の位置に複数の第２ルーバー１３ｊ（１４ｊ）が設けられている。

前記のように構成されるコルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）を備えた熱源側熱交換器１３（１４）においては、暖房運転時に先端フィン１３ｋ（１４ｋ）上に水滴は発生する。この水滴の一部は、先端フィン１３ｋ（１４ｋ）の傾きの低い方向（左右方向）に流れ、残りの水滴は、送風機の吸引によりコルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）の奥行き方向へ流れる。奥行き方向へ流れた水滴のうち２つの導水突起部１３ｍ（１４ｍ）に当たった水滴は、その２つの導水突起部１３ｍ（１４ｍ）により両側の扁平伝熱管１３ａ（１４ａ）側へと導かれる。

先端フィン１３ｋ（１４ｋ）上に２つの導水突起部１３ｍ（１４ｍ）を設けた場合、図１１に示すように、除湿量に対する圧力損失が、前述した従来の熱交換器と比べ低くなっている。なお、図１１においては気流Ｘの風速を２ｍ／ｓとしたときの圧力損失を示している。従来の熱交換器においては、除湿量が増大するとコルゲートフィンの中央部に水が滞留することで気流Ｘの妨げとなり圧力損失が増加している。これに対し本実施の形態３におけるコルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）では、先端フィン１３ｋ（１４ｋ）上の２つの導水突起部１３ｍ（１４ｍ）が先端フィン１３ｋ（１４ｋ）の水滴を扁平伝熱管１３ａ（１４ａ）側へと偏在させ、気流Ｘの通風路を確保させることが可能になり圧力損失が増加しない。

このように、コルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）の先端フィン１３ｋ（１４ｋ）上に、先端フィン１３ｋ（１４ｋ）に発生する水滴を両側の扁平伝熱管１３ａ（１４ａ）側へと導く２つの導水突起部１３ｍ（１４ｍ）を設けているので、水滴の滞留による圧力損失が増加するようなことがなくなり、熱源側熱交換器１３（１４）の熱交換効率が向上する。

なお、本実施の形態３では、実施の形態２のコルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）の先端フィン１３ｋ（１４ｋ）に、それぞれ２つの導水突起部１３ｍ（１４ｍ）を設けたが、２つの導水突起部１３ｍ（１４ｍ）を実施の形態２のコルゲートフィン１３ｂ（１４ｂ）の先端フィン１３ｋ（１４ｋ）にそれぞれ設けてもよい。

実施の形態４．
図１２は本発明の実施の形態４に係る空気調和機の概略構成を示す冷媒回路図である。また、図１３は、図１２の熱源側ユニットを模式的に示す透視斜視図である。図１４は本発明の実施の形態４に係る熱源側熱交換器の外観斜視図である。図１５は図１４に示す熱源側熱交換器のＡ部を拡大して示す部分斜視図である。図１６は本発明の実施の形態４に係るコルゲートフィン上面図である。図１７は本発明の実施の形態４に係るコルゲートフィンの断面図である。図１８は本発明の実施の形態４に係るコルゲートフィンにおける水の保水量と時間との相関を示す図である。

本実施の形態４に係る空気調和機５１００は、例えば、熱源側ユニット５１０と、熱源側ユニット５１０に接続された利用側ユニット５２０と、利用側ユニット５２０に並列に接続された２台目の利用側ユニット５３０とを備えるマルチ型空気調和機である。熱源側ユニット５１０は戸外に設置される。また、利用側ユニット５２０、５３０は、空調対象である室内に設置される。ここで、本実施の形態４では、熱源側ユニット５１０に２台の利用側ユニット５２０、５３０が接続されているが、利用側ユニット５２０、５３０の台数は限定されるものではない。

熱源側ユニット５１０は、圧縮機５１１、流路切替装置５１２、熱源側熱交換器（本発明の熱交換器に相当）５１３、５１４、アキュムレータ５１５、送風機５１６などを備えている。利用側ユニット５２０は、利用側熱交換器５２０ａ、絞り装置５２０ｂ、送風機（図示せず）などを備えている。また、利用側ユニット５３０は、利用側ユニット５２０と同様に、利用側熱交換器５３０ａ、絞り装置５３０ｂ、送風機などを備えている。圧縮機５１１、流路切替装置５１２、熱源側熱交換器５１３、５１４、アキュムレータ５１５、利用側熱交換器５２０ａ、５３０ａおよび絞り装置５２０ｂ、５３０ｂは、冷房運転または暖房運転に応じて冷媒が循環するように、冷媒配管によって接続されている。

圧縮機５１１は、吸引した低温低圧の冷媒を圧縮して高温高圧の状態にする。圧縮機５１１は、例えば、スクロール型圧縮機、レシプロ型圧縮機、ベーン型圧縮機などから構成されている。流路切替装置５１２は、冷房運転または暖房運転の運転モードの切替に応じて、暖房流路と冷房流路との切替を行うものである。流路切替装置５１２は、例えば四方弁で構成されている。

流路切替装置５１２は、暖房運転が行われる際、圧縮機５１１の吐出側と利用側熱交換器５２０ａ、５３０ａとを接続するとともに、圧縮機５１１の吸引側をアキュムレータ５１５を介して熱源側熱交換器５１３、５１４と接続する。また、流路切替装置５１２は、冷房運転が行われる際、圧縮機５１１の吐出側と熱源側熱交換器５１３、５１４とを接続するとともに、圧縮機５１１の吸引側をアキュムレータ５１５を介して利用側熱交換器５２０ａ、５３０ａと接続する。ここで、流路切替装置５１２として四方弁を用いた場合について例示しているが、これに限定されるものではない。例えば複数の二方弁などを組み合わせて流路切替装置５１２を構成してもよい。

熱源側熱交換器５１３、５１４は、例えば図１３に示すように、熱源側ユニット５１０の筐体５１０ａ内の上側の位置で、筐体５１０ａの片側の側面および背面に沿ってＬ字状に配置されている。熱源側熱交換器５１３、５１４は、複数の扁平伝熱管と、複数の扁平伝熱管の間にそれぞれ設けられたコルゲートフィンと、複数の扁平伝熱管の上端に装着された上ヘッダ５１３ｃ、５１４ｃと、前述の扁平伝熱管の下端に装着された下ヘッダ５１３ｄ、５１４ｄとを備えている。扁平伝熱管は、内部が複数の流路（マイクロチャネル）に分かれている流路構造をした扁平形状の伝熱管である。上ヘッダ５１３ｃ、５１４ｃは、流路切替装置５１２に接続されており、下ヘッダ５１３ｄ、５１４ｄは、利用側ユニット５２０と接続されている。熱源側熱交換器５１３、５１４の構成の詳細については、後述する。

アキュムレータ５１５は、圧縮機５１１の吸引側に設けられ、流路切替装置５１２を介して流入する冷媒からガス冷媒と液冷媒とを分離する。このアキュムレータ５１５によって分離されたガス冷媒と液冷媒のうち、ガス冷媒が、圧縮機５１１によって吸引される。送風機５１６は、熱源側ユニット５１０の筐体５１０ａの上部に設置される。そして、外気を熱源側熱交換器５１３、５１４を通して吸引して上方へ排出する。

絞り装置５２０ｂ、５３０ｂは、利用側熱交換器５２０ａ、５３０ａと熱源側熱交換器５１３、５１４との間に設けられる。絞り装置５２０ｂ、５３０ｂには、冷媒の流量調整が自在な、例えば、ＬＥＶ（リニア電子膨張弁）が用いられている。絞り装置５２０ｂ、５３０ｂによって、冷媒の圧力および温度が調整される。ここで、絞り装置５２０ｂ、５３０ｂは、弁の開閉により冷媒の流れをＯＮ／ＯＦＦする開閉弁としてもよい。

前述のように構成された空気調和機５１００において、暖房運転時の動作を、図１２を参照して説明する。圧縮機５１１によって、ガス冷媒が吸入され、圧縮されて、高温高圧のガス冷媒となる。高温高圧のガス冷媒は、圧縮機５１１から吐出され、流路切替装置５１２を介して利用側熱交換器５２０ａ、５３０ａへと流れる。利用側熱交換器５２０ａ、５３０ａに流入した高温高圧のガス冷媒は、利用側ユニット５２０、５３０の送風機から供給される室内空気との熱交換により放熱して凝縮し、低温高圧の液冷媒となって利用側熱交換器５２０ａ、５３０ａから流出する。利用側熱交換器５２０ａ、５３０ａから流出した低温高圧の液冷媒は、絞り装置５２０ｂ、５３０ｂで膨張、減圧され、低温低圧の気液二相冷媒となり、利用側ユニット５２０、５３０から流出する。

利用側ユニット５２０、５３０から流出した低温低圧の気液二相冷媒は、下ヘッダ５１３ｄ、５１４ｄを介して、熱源側熱交換器５１３、５１４に流入する。熱源側熱交換器５１３、５１４に流入した低温低圧の気液二相冷媒は、送風機５１６から供給される外気との熱交換により吸熱して蒸発し、低圧のガス冷媒となって上ヘッダ５１３ｃ、５１４ｃから流出する。低圧のガス冷媒は、流路切替装置５１２を通って、アキュムレータ５１５に入る。アキュムレータ５１５に入った低圧のガス冷媒は、液冷媒とガス冷媒とに分離され、低温低圧のガス冷媒が再び圧縮機５１１へと吸入される。吸入されたガス冷媒は、圧縮機１１で再び圧縮されて吐出され、冷媒の循環が繰り返し行われる。

図１４は本発明の実施の形態４に係る熱源側熱交換器の外観斜視図である。また、図１５は本発明の実施の形態４に係る熱源側熱交換器のＡ部を拡大して示す部分斜視図である。次に、熱源側熱交換器５１３、５１４の構成について、図１４および図１５を用いて説明する。図１４および図１５では、熱源側熱交換器５１３について説明するが、熱源側熱交換器５１４についても、同様である。

熱源側熱交換器５１３（５１４）が有する複数の扁平伝熱管５１３ａ（５１４ａ）は、送風機５１６の駆動により発生する気流５Ｘの方向と直交する左右方向に例えば１０ｍｍ間隔で配置されている。この間隔は、複数の扁平伝熱管５１３ａ（５１４ａ）の互いに対向する扁平面５１３ｅ（５１４ｅ）の間である。また、複数の扁平伝熱管５１３ａ（５１４ａ）には、気流５Ｘの方向に等間隔に並べられた複数の冷媒通路５１３ｆ（５１４ｆ）が設けられている。そして、図１５に示すように、実施の形態４の複数の扁平伝熱管５１３ａ（５１４ａ）は、気流５Ｘの上流側に設けた第１扁平伝熱管５１３ｖ（５１４ｖ）と下流側に設けた第２扁平伝熱管５１３ｗ（５１４ｗ）とで構成する。ここで、複数の扁平伝熱管５１３ａ（５１４ａ）を通過した気流５Ｘは、送風機１６の吸引により、上方へ向きを変えて気流Ｙとなる。

コルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）は、例えば１ｍｍ未満の薄板を扁平伝熱管５１３ａ（５１４ａ）の上下方向につづら折りして形成される、例えば三角波形状のフィンで構成されている。コルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）は、扁平伝熱管５１３ａ（５１４ａ）の互いに対向する扁平面５１３ｅ（５１４ｅ）に密着した状態で固着されている。ただし、扁平伝熱管５１３ａ（５１４ａ）の間から気流５Ｘの上流側に突出する一端部の先端フィン５１３ｋ（５１４ｋ）の部分は固着されていない。

図１６に示すように、コルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）の各フィンには、複数の扁平伝熱管５１３ａ（５１４ａ）の個数に対応して、２箇所の排水穴５１３ｈ（５１４ｈ）が設けられている。排水穴５１３ｈ（５１４ｈ）は、コルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）の奥行き方向と直交する左右方向に長く延びる長方形状に形成されている。具体的には、第１扁平伝熱管５１３ｖ（５１４ｖ）において、気流５Ｘの方向の略中央となる位置と対応した位置に、排水穴５１３ｈ（５１４ｈ）を設ける。また、第２扁平伝熱管５１３ｗ（５１４ｗ）において、気流５Ｘの方向の略中央となる位置と対応した位置に、排水穴５１３ｈ（５１４ｈ）を設ける。

また、図１６および図１７に示すように、コルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）は、複数の第１ルーバー５１３ｉ（５１４ｉ）と複数の第２ルーバー５１３ｊ（５１４ｊ）とを有している。第１ルーバー５１３ｉ（５１４ｉ）および第２ルーバー５１３ｊ（５１４ｊ）については、実施の形態１の第１ルーバー１３ｉ（１４ｉ）および第２ルーバー１３ｊ（１４ｊ）と同様に、スリット１３ｑ（１４ｑ）および板部１３ｒ（１４ｒ）を有している。第１ルーバー５１３ｉは、各々の扁平伝熱管５１３ａ（５１４ａ）の気流５Ｘの上流側かつ各フィンの排水穴５１３ｈ（５１４ｈ）よりも気流５Ｘの上流側の位置であって、各フィンの奥行き方向に設けられている。第１ルーバー５１３ｉは、気流５Ｘの上流側に向けて斜め上向きとなるように設けられる。また、第２ルーバー５１３ｊは、各々の扁平伝熱管５１３ａ（５１４ａ）の気流５Ｘの下流側かつ各フィンの排水穴５１３ｈ（５１４ｈ）よりも気流５Ｘの下流側の位置であって、各フィンの奥行き方向に設けられている。第２ルーバー５１３ｊ（５１４ｊ）は、気流５Ｘの下流側に向けて斜め上向きとなるように設けられる。

前述の第１ルーバー５１３ｉ（５１４ｉ）および第２ルーバー５１３ｊ（５１４ｊ）の形成について説明する。まず、フィン５１３ｇ（５１４ｇ）の左右方向の両端の一部を等間隔に残して、フィン５１３ｇ（５１４ｇ）に長方形状に切り込みを入れる。そして、切り込みの両端を所定角度捩って形成する。フィン５１３ｇ（５１４ｇ）に切り込みを入れて、第１ルーバー５１３ｉ（５１４ｉ）および第２ルーバー５１３ｊ（５１４ｊ）を形成することにより、フィン５１３ｇ（５１４ｇ）には開口が形成された状態となっている。

ここで、扁平伝熱管５１３ａ（５１４ａ）およびコルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）には、熱伝導性の高いアルミニウムが使用されている。そして、扁平伝熱管５１３ａ（５１４ａ）とコルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）とは、例えばノコロックロウ付け法をはじめとした金属接合により接続されている。ここでは、扁平伝熱管５１３ａ（５１４ａ）およびコルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）に、同様のアルミニウムが使用されているとしたが、扁平伝熱管５１３ａ（５１４ａ）とコルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）とが同じ材質でなくてもよい。

図１８は本発明の実施の形態４に係るコルゲートフィンにおける水の保水量と時間との相関を示す図である。本実施の形態４の熱源側熱交換器５１３（５１４）を水槽に浸漬して取り出した場合、コルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）上に滞留した水が排水される。このため、本実施の形態４の熱源側熱交換器５１３（５１４）では、コルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）を気流Ｘの方向から見て、先端フィン５１３ｋ（５１４ｋ）上の水は、先端フィン５１３ｋ（５１４ｋ）の傾きの低い方向（左右方向）に流れて落下する。また、第１ルーバー５１３ｉ（５１４ｉ）および第２ルーバー５１３ｊ（５１４ｊ）上の水は、第１ルーバー５１３ｉ（５１４ｉ）および第２ルーバー５１３ｊ（５１４ｊ）により形成された開口から落下する。そして、第１ルーバー５１３ｉ（５１４ｉ）と第２ルーバー５１３ｊ（５１４ｊ）との間の水は、フィン５１３ｇ（５１４ｇ）の傾きの低い方向に流れ、排水穴５１３ｈ（５１４ｈ）から落下する。

次に、図１８を用いて、本実施の形態４の熱源側熱交換器５１３（５１４）と従来の熱交換器とをそれぞれ水槽に浸漬して取り出した後、熱源側熱交換器５１３（５１４）と従来の熱交換器とにそれぞれ滞留する水を重量計で計測した結果について説明する。本実施の形態４の熱源側熱交換器５１３（５１４）を水槽から取り出して時間の経過と共に計測した場合、従来の熱交換器よりも保水量が減少している。特に、試験時間の２０％経過後では、従来の熱交換器では、保水量が５０％以上である。これに対し、本実施の形態４の熱源側熱交換器５１３（５１４）では、保水量が３０％以下となる結果が得られている。これは、従来の熱交換器では、ルーバーがコルゲートフィンに対して水平に設けられているために保水量が多くなるからである。これに対し、本実施の形態４の熱源側熱交換器５１３（５１４）では、前述したように、コルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）上に水が滞留するような構成となっていないために、排水性が良くなっている。

以上のように、本実施の形態４においては、コルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）の扁平伝熱管５１３ａ（５１４ａ）の間に位置する各フィン５１３ｇ（５１４ｇ）の奥行き方向の中央に複数の排水穴５１３ｈ（５１４ｈ）を設ける。また、各コルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）の排水穴５１３ｈ（５１４ｈ）よりも手前側の位置に複数の第１ルーバー５１３ｉ（５１４ｉ）を設ける。そして、各コルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）の排水穴５１３ｈ（５１４ｈ）よりも奧側の位置に複数の第２ルーバー５１３ｊ（５１４ｊ）を設ける。

このように構成されたコルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）を扁平伝熱管５１３ａ（５１４ａ）の間に装着することで、暖房運転時に、コルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）上に発生する水の排水性を向上させることができ、残水量を低減することができる。このため、コルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）上の凍結を抑えることができ、熱交換効率が向上させることができる。

実施の形態５．
図１９は本発明の実施の形態５に係るコルゲートフィンの上面図である。また、図２０は本発明の実施の形態５に係るコルゲートフィンの断面図である。本実施の形態５のコルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）は、実施の形態４のコルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）に、さらに、熱的な抵抗となる熱抵抗部を１つ以上有している。熱抵抗部は、後述する熱抵抗スリット６１３ｐを有し、各フィン５１３ｇ（５１４ｇ）において、気流５Ｘの方向に複数配置した扁平伝熱管５１３ａ（５１４ａ）間に対応する位置となる部分に設けられる。そして、気流５Ｘの方向における複数の扁平伝熱管５１３ａ（５１４ａ）の間を断熱するようにして、扁平伝熱管同士の熱交換を抑制する。本実施の形態５において、特に記述しない項目については、実施の形態４と同様とし、同一の機能、構成などについては同一の符号を用いて述べることとする。

また、図１９および図２０に示すように、本実施の形態５のコルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）は、複数の第１ルーバー５１３ｉと複数の第２ルーバー５１３ｊとを有している。第１ルーバー５１３ｉは、各々の扁平伝熱管５１３ａ（５１４ａ）の気流５Ｘの上流側かつ各フィンの排水穴５１３ｈ（５１４ｈ）よりも気流５Ｘの上流側の位置であって、各フィンの奥行き方向に設けられている。第１ルーバー５１３ｉは、気流５Ｘの上流側に向けて斜め上向きとなるように設けられる。また、第２ルーバー５１３ｊは、各々の扁平伝熱管の気流５Ｘの下流側かつ各フィンの排水穴５１３ｈ（５１４ｈ）よりも気流５Ｘの下流側の位置であって、各フィンの奥行き方向に設けられている。第２ルーバー５１３ｊは、気流５Ｘの下流側に向けて斜め上向きとなるように設けられる。本実施の形態５では、さらに、第１扁平伝熱管５１３ｖの第２ルーバー５１３ｊと第２扁平伝熱管５１３ｗの第１ルーバー５１３ｉとの間に、熱抵抗部となる熱抵抗スリット６１３ｐが設けられている。熱抵抗スリット６１３ｐは、例えば、開口穴により熱抵抗となるものである。熱抵抗スリット６１３ｐの開口面積は、排水穴５１３ｈ（５１４ｈ）の開口面積よりも小さいものとする。

前述の第１ルーバー５１３ｉ（５１４ｉ）および第２ルーバー５１３ｊ（５１４ｊ）の形成について説明する。まず、コルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）の左右方向の両端の一部を等間隔に残して、コルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）に長方形状に切り込みを入れる。そして、切り込みの両端を所定角度捩って、形成する。コルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）に切り込みを入れて、第１ルーバー５１３ｉ（５１４ｉ）および第２ルーバー５１３ｊ（５１４ｊ）を形成することにより、コルゲートフィン５１３ｂ（５１４ｂ）には開口が形成された状態となっている。一方、熱抵抗部となる熱抵抗スリット６１３ｐについては、第１扁平伝熱管５１３ｖと第２扁平伝熱管５１３ｗとの熱経路において熱抵抗となるものであれば、穴となっていてもよいし、切り起こされていてもよい。

図２１は本発明の実施の形態５に係る熱源側熱交換器５１３の熱交換機能について説明する図である。ここでは、熱源側熱交換器５１３について説明するが、熱源側熱交換器５１４についても同様である。熱源側熱交換器５１３が凝縮器として機能するときまたは熱源側熱交換器５１３を除霜するとき、扁平伝熱管５１３ａ（５１４ａ）の長手方向に略直角である気流５Ｘの方向に空気が送られる。このとき、冷媒は気流５Ｘの上流である第１扁平伝熱管５１３ｖに下方から上方へ向かって流通する。第１扁平伝熱管５１３ｖを通過すると、第１扁平伝熱管５１３ｖの上端部と第２扁平伝熱管５１３ｗを接続する折り返し流路６Ｚを通過して、第２扁平伝熱管５１３ｗに流入する。そして、冷媒は、第２扁平伝熱管５１３ｗを熱源側熱交換器５１３の上方から下方へと向かって流動する。

図２２は本発明の実施の形態５に係る空気調和機内を流れる冷媒の状態を示す図である。熱源側熱交換器５１３の第１扁平伝熱管５１３ｖの下方に圧縮機５１１から吐出する高温高圧のガス冷媒が流入する。第１扁平伝熱管５１３ｖを冷媒が上方に流動するに従って、顕熱での熱交換が行われて温度が降下する（図２０のＡＢからＡＢ’）。その後、凝縮が開始する（図２０のＡＢ’からＡＣ）。第１扁平伝熱管５１３ｖから第２扁平伝熱管５１３ｗへ流れるに従って凝縮が進展し、液状の冷媒の比率が増加する。最終的には、液単相のＡＣ点の状態で第２扁平伝熱管５１３ｗから流出する。

このとき、第１扁平伝熱管５１３ｖは高温のガス冷媒のために昇温する。一方、第２扁平伝熱管５１３ｗは二相の冷媒温度となる。従って、第１扁平伝熱管５１３ｖが第２扁平伝熱管５１３ｗよりも高温となる温度差が生じる。このため、第１扁平伝熱管５１３ｖ内部の冷媒と第２扁平伝熱管５１３ｗ内部の冷媒同士が熱交換し、気流５Ｘの空気との熱交換を行うことができず、熱交換器が機能しない。

本実施の形態５で説明した熱源側熱交換器５１３は、第１扁平伝熱管５１３ｖと第２扁平伝熱管５１３ｗとの間に、熱的に抵抗となる熱抵抗スリット６１３ｐを設けたコルゲートフィン５１３ｂを配する。このため、冷媒間の熱交換を防止することができ、熱交換器の性能を向上させることができる。

ここで、本実施の形態５では、第１扁平伝熱管５１３ｖと第２扁平伝熱管５１３ｗとを、気流５Ｘの上流側および下流側に配置し、冷媒が下方から流入する事例を示した。ただし、冷媒の流動方向を問わず、伝熱管の間に異なる温度の冷媒が流れる場合には、同様の効果を示す。

１０、５１０ 熱源側ユニット、１０ａ、５１０ａ 筐体、１１、５１１ 圧縮機、１２、５１２ 流路切替装置、１３、１４、５１３、５１４ 熱源側熱交換器、１３ａ、１４ａ、５１３ａ、５１４ａ 扁平伝熱管、１３ｂ、１４ｂ、５１３ｂ、５１４ｂ コルゲートフィン、１３ｃ、１４ｃ、５１３ｃ、５１４ｃ 上ヘッダ、１３ｄ、１４ｄ、５１３ｄ、５１４ｄ 下ヘッダ、１３ｅ、１４ｅ、５１３ｅ、５１４ｅ 扁平面、１３ｆ、１４ｆ、５１３ｆ、５１４ｆ 冷媒通路、１３ｇ、１４ｇ、５１３ｇ、５１４ｇ フィン、１３ｈ、１４ｈ、５１３ｈ、５１４ｈ 排水穴、１３ｉ、１４ｉ、５１３ｉ、５１４ｉ 第１ルーバー、１３ｊ、１４ｊ、５１３ｊ、５１４ｊ 第２ルーバー、１３ｋ、１４ｋ、５１３ｋ、５１４ｋ 先端フィン、１３ｍ、１４ｍ 導水突起部、１３ｑ、１４ｑ スリット、１３ｒ、１４ｒ 板部、５１３ｖ、５１４ｖ 第１扁平伝熱管、５１３ｗ、５１４ｗ 第２扁平伝熱管、１５、５１５ アキュムレータ、１６、５１６ 送風機、２０、３０、５２０、５３０ 利用側ユニット、２０ａ、３０ａ、５２０ａ、５３０ａ 利用側熱交換器、２０ｂ、３０ｂ、５２０ｂ、５３０ｂ 絞り装置、１００、５１００ 空気調和機、６１３ｐ 熱抵抗スリット、Ｘ、５Ｘ、Ｙ 気流、６Ｚ 折り返し流路。

Claims (8)

1. 断面が扁平形状を有し、扁平面においてそれぞれ対向して間を隔てて並び、管内の流路が上下方向にのびて配置された複数の扁平伝熱管と、
   対向する前記扁平面の間で、前記上下方向につづら折りされて配置された複数のコルゲートフィンとを有する熱交換器であって、
   前記コルゲートフィンは、
   前記コルゲートフィンを通過する空気の流れにおいて上流側となる前記コルゲートフィンの端部が、前記扁平伝熱管の前記扁平面の端部よりも突出し、
   前記空気が流れる方向において、前記扁平伝熱管の前記扁平面の中央部分に対応する位置に設けられた排水穴と、
   該排水穴よりも前記空気の流れにおいて上流側となる位置に、複数のスリットおよび前記上下方向に傾斜して前記スリットに前記空気を通過させる板部を有する第１ルーバーと、
   該排水穴よりも前記空気の流れにおいて下流側となる位置に、複数の前記スリットおよび前記上下方向に傾斜して前記スリットに前記空気を通過させる板部を有する第２ルーバーとを備え、
   前記空気が流れる方向における前記排水穴の幅は、前記上下方向につづら折りした間隙の最大部分の２分の１以上であり、前記扁平伝熱管が並んだ方向における前記排水穴の長さは、前記扁平伝熱管間の方向における前記コルゲートフィンの長さの２分の１以上であり、
   前記排水穴は、前記各フィンの奥行き方向と直交する左右方向の両端から前記排水穴の中央に向かうに従って、穴の間隔が互いに斜めに狭くなる形状をなしている熱交換器。
2. 前記コルゲートフィンの一端部上に、前記空気の流れにおいて上流側から下流側に向かうに連れ両側の前記扁平伝熱管側に斜めに広がる導水突起部を設ける請求項１に記載の熱交換器。
3. 前記第１ルーバーの前記板部は、前記空気の流れにおいて上流側に向けて斜め上向きに設けられ、前記第２ルーバーの前記板部は、前記空気の流れにおいて下流側に向けて斜め上向きに設けられる請求項１または請求項２に記載の熱交換器。
4. 前記空気が流れる方向に沿って、前記扁平伝熱管が並んで配置され、
   前記コルゲートフィンは、前記空気が流れる方向に沿って並んだ前記扁平伝熱管に対応して、前記排水穴、前記第１ルーバーおよび前記第２ルーバーをそれぞれ備える請求項１〜請求項３のいずれか一項に記載の熱交換器。
5. 前記コルゲートフィンは、前記空気が流れる方向に並ぶ前記扁平伝熱管の間に対応する位置に、前記扁平伝熱管間を断熱する熱抵抗部をさらに設ける請求項４に記載の熱交換器。
6. 前記熱抵抗部は、前記コルゲートフィンを開口する穴を有し、前記熱抵抗部の前記穴は、前記排水穴の開口面積より小さい請求項５に記載の熱交換器。
7. 圧縮機、流路切替装置および熱源側熱交換器を有する熱源側ユニットと、
   利用側熱交換器を有する利用側ユニットと
   を備え、
   前記圧縮機により圧縮された冷媒を前記流路切替装置の切替に応じて前記熱源側熱交換器あるいは前記熱源側熱交換器に流入して循環させる空気調和機において、
   前記熱源側熱交換器に請求項１〜請求項６のいずれか一項に記載の熱交換器を用いる空気調和機。
8. 前記熱源側熱交換器を通過する前記冷媒を蒸発させるときには、前記冷媒の流れにおいて上流側の前記冷媒と前記熱源側熱交換器を通過する前記空気の流れにおいて下流側の前記空気とが熱交換し、前記冷媒の流れにおいて下流側の前記冷媒と前記空気の流れにおいて上流側の前記空気とが熱交換するように、前記熱源側熱交換器を前記冷媒が流れ、
   前記熱源側熱交換器を通過する前記冷媒を凝縮および前記熱源側熱交換器を除霜させるときには、前記冷媒の流れにおいて上流側の前記冷媒と前記空気の流れにおいて上流側の前記空気とが熱交換し、前記冷媒の流れにおいて下流側の前記冷媒と前記空気の流れにおいて下流側の前記空気とが熱交換するように、前記熱源側熱交換器を前記冷媒が流れるように前記流路切替装置を切り替える請求項７に記載の空気調和機。

Images