JP6415600B2 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、熱交換器を備えた冷凍サイクル装置に関するものである。

従来の冷凍サイクル装置においては、作動流体として、ＨＦＯ−１１２３を用いるものが提案されている（例えば、特許文献１参照）。

特開２０１４−９８１６６号公報

特許文献１に記載のＨＦＯ−１１２３のようなＨＦＯ冷媒を含む冷媒は、一般に地球温暖化係数（以下「ＧＷＰ」と称す）低いため大気寿命が短い。すなわち安定性が悪いため、熱交換器を含む冷媒回路内に存在している場合においても、冷媒が分解しやすい。よって、冷凍サイクル装置の性能低下および信頼性低下の要因となる。

本発明は、上記のような課題を背景になされたもので、冷媒回路を循環する冷媒として、ＨＦＯ−１１２３、またはＨＦＯ−１１２３を含む混合冷媒を使用する場合において、熱交換器の伝熱性能を向上す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、第１熱交換器、膨張手段、および第２熱交換器を順次配管で接続し、冷媒を循環させる冷媒回路を備え、前記冷媒は、ＨＦＯ−１１２３、またはＨＦＯ−１１２３を含む混合冷媒であり、前記第１熱交換器および前記第２熱交換器の少なくとも一方は、複数のフィンと、前記冷媒が流れる複数の流路が、内部に形成された、複数の扁平管と、を有し、前記複数の扁平管は、幅をＤＡとした場合、０．９ｍｍ≦ＤＡ≦３．０ｍｍなる関係を満たし、且つ、前記複数の扁平管において、重力方向上側の内壁面と、前記重力方向上側の内壁面及び重力方向下側の内壁面と交差する一対の内壁面である側壁のそれぞれに、１つまたは複数の突起が流路方向に沿って形成され、前記重力方向下側の内壁面に、複数の突起が流路方向に沿って形成され、前記重力方向下側の内壁面に形成されている前記突起の底部から前記流路の前記側壁までの距離をＣとした場合、０．１５ｍｍ≦Ｃ≦０．５０ｍｍなる関係を満たすように構成され、前記重力方向下側の内壁面において隣り合う前記突起の間隔をＤとした場合、０．１５ｍｍ≦Ｄ≦０．５０ｍｍなる関係を満たすように構成されたものである。

本発明は、扁平管の幅をＤＡとした場合、０．９ｍｍ≦ＤＡ≦３．０ｍｍなる関係を満たす。このため、冷媒回路を循環する冷媒として、ＨＦＯ−１１２３、またはＨＦＯ−１１２３を含む混合冷媒を使用する場合において、熱交換器の伝熱性能を向上することができる。

本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の冷媒回路の一例を示す回路図である。 本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の熱交換器の一例を示す斜視図である。 本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の扁平管の一例を示す断面図である。 本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の熱交換器の一例を示す断面図である。 本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の、扁平管の短軸径ＤＡと成績係数（ＣＯＰ）との関係を示す特性図である。 本発明の実施の形態２における冷凍サイクル装置の扁平管の一例を示す断面図である。 本発明の実施の形態２における冷凍サイクル装置の扁平管の一例を示す断面拡大図である。 扁平管内に突起を複数個設けた場合に、突起間にスラッジが堆積した場合の一例を示す断面図である。 本発明の実施の形態２における冷凍サイクル装置の扁平管の一例を示す断面図である。 本発明の実施の形態２における冷凍サイクル装置の扁平管の一例を示す断面拡大図である。 本発明の実施の形態３における冷凍サイクル装置の、扁平管の肉厚ｔｏと短軸径ＤＡの比と、耐圧性能との関係を示す特性図である。

以下、図面を適宜参照しながら本発明の実施の形態について説明する。
なお、以下の図面では各構成部材の大きさの関係が、実際のものとは異なる場合がある。また、以下の図面において、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となる。さらに、明細書全文に表されている構成要素の形態は、あくまでも例示であって、これらの記載に限定されるものではない。
なお、以下の実施の形態では、本発明の冷凍サイクル装置の一例として空気調和機を説明するが、本発明はこれに限定されず、例えば、冷凍装置、給湯装置など熱交換器を有する他の装置にも本発明の冷凍サイクル装置を適用することができる。

実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の冷媒回路の一例を示す回路図である。
図１に示すように、冷凍サイクル装置１０は、圧縮機１１と、第１熱交換器１２と、膨張手段１３と、第２熱交換器１４とが順次配管で接続され、冷媒を循環させる冷媒回路を備えている。また、第１熱交換器１２には、空気を送風するファン１５ａが設けられ、第２熱交換器１４には、空気を送風するファン１５ｂが設けられている。
なお、以下の説明において、第１熱交換器１２と第２熱交換器１４とを区別しないときは、熱交換器１と称する。

冷媒回路を循環する冷媒は、分子構造中に二重結合を１つ有する１，１，２−トリフルオロエチレン（ＨＦＯ−１１２３）、またはＨＦＯ−１１２３を含む混合冷媒が用いられる。

ここで、従来の冷凍サイクル装置においては、作動流体として、ＨＦＣ−４１０Ａのようなヒドロフルオロカーボン（ＨＦＣ）冷媒が用いられている。このＨＦＣ−４１０Ａは、ＨＣＦＣ２２のようなヒドロクロロフルオロカーボン（ＨＣＦＣ）冷媒と違い、成層圏のオゾン層への影響の指標である、オゾン層破壊係数（ＯＤＰ）が０であり、オゾン層を破壊することはない。しかし、ＨＦＣ冷媒は、地球温暖化の原因となる可能性を有しており、その指標である、ＧＷＰが高い値を示す。

ＧＷＰの低い冷媒として、組成中に炭素の二重結合を有さないＨＦＣ冷媒の中で、ＨＦＣ−４１０ＡよりもＧＷＰの低いＨＦＣ−３２が存在する。しかし、この冷媒を冷凍サイクル装置１０の作動流体として使用する場合には、圧縮機１１の出口の吐出温度が従来の冷媒に比べ高くなるため、高温に耐久できる材料等を使用する必要がある。

また、ＧＷＰの低い冷媒の冷媒として、大気中のＯＨラジカルによって分解されやすい、組成中に炭素の二重結合を有するヒドロフルオロオレフィン（ＨＦＯ）が存在する。このようなＨＦＯ冷媒としては、例えば、ＨＦＯ−１２３４ｙｆ、およびＨＦＯ−１２３４ｚｅが存在する。しかし、これらの冷媒は、標準沸点の高い冷媒であるため、従来の冷媒と同等の飽和温度時と比較して圧力が小さくなる。つまり、従来のＨＦＣ冷媒と比較して冷媒密度が小さくなってしまい、冷凍サイクル装置１０内の冷媒循環量を従来の冷媒と同等に保つには圧縮機１１の周波数を高くする必要がある。ゆえに消費電力が増大するため、省エネルギー性能を低下させる要因となる。

上述したように本実施の形態１における冷媒回路を循環する冷媒は、ＨＦＯ−１１２３
ＨＦＯ−１１２３またはＨＦＯ−１１２３を含む混合冷媒が用いられる。ＨＦＯ−１１２３は、前述のＨＦＯ−１２３４ｙｆおよびＨＦＯ−１２３４ｚｅと異なり、標準沸点の低い冷媒であるため、従来のＨＦＣ冷媒と同等の飽和温度時と比較して圧力が大きくなる。つまり、従来の冷媒と比較して冷媒密度が大きく、圧縮機１１の周波数を低くしても、冷凍サイクル装置１０内の冷媒循環量を従来の冷媒と同等に保つことが可能となる。ゆえに、ＨＦＯ−１１２３は、他のＨＦＯ冷媒の中でも省エネルギー性能に優れている。また、ＨＦＯ−１１２３は、従来用いられているＨＦＣ−４１０Ａと比べ、潜熱が大きいため、冷凍サイクル装置１０内の冷媒循環量を小さくすることが可能となる。すなわち、ＨＦＯ−１１２３を作動流体として用いた冷凍サイクル装置１０は、熱交換器１における扁平管２（伝熱管）内の圧損の低減をしつつ、従来の冷媒を用いた場合と同等の放熱（冷熱）能力を発揮することが可能となる。

圧縮機１１は、第２熱交換器１４から排出された冷媒を圧縮して、高温高圧の冷媒を第１熱交換器１２に供給する。第１熱交換器１２は、凝縮器として機能し、ファン１５ａから供給される空気と冷媒との間で熱交換を行い、冷媒を凝縮液化させる。膨張手段１３は、膨張弁、キャピラリーチューブ、減圧装置、絞り装置などで構成される。膨張手段１３は、第１熱交換器１２から排出された冷媒を膨張させ、低温低圧の冷媒にして第２熱交換器１４へ供給する。第２熱交換器１４は、蒸発器として機能し、ファン１５ｂから供給される空気と冷媒との間で熱交換を行い、冷媒を蒸発ガス化させる。

なお、四方弁などの流路切替装置を設け、冷媒回路における冷媒の流れ方向を切り替えることで、第１熱交換器１２を蒸発器として機能させ、第２熱交換器１４を凝縮器として機能させるようにしても良い。

図２は、本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の熱交換器の一例を示す斜視図である。
図２において、熱交換器１は、複数の扁平管２と、複数のフィン３と、一対のヘッダー４ａ、４ｂとにより構成されている。複数のフィン３は、間隔を空けて配置され、その間隔に空気などの流体が流れるように構成されている。複数の扁平管２は、複数のフィン３に挿入されている。複数の扁平管２は、扁平形状断面における長手寸法の向き（以下、長軸方向という）が、複数のフィン３の間を流通する空気の流通方向を向き、扁平形状断面における幅寸法の向き（以下、短軸方向という）に間隔を空けて配置されている。

ヘッダー４ａ、４ｂは、上下に延び対向して配置され、複数の扁平管２の両端をそれぞれ接続する。ヘッダー４ａに流入した冷媒は、ヘッダー４ａの内部で多分岐され、複数の扁平管２のそれぞれに流入する。複数の扁平管２内の冷媒流路を流通する冷媒は、複数のフィン３の間および複数の扁平管２の間を流通する空気と熱交換し、ヘッダー４ｂへ流入する。ヘッダー４ｂに流入した冷媒は、ヘッダー４ｂの内部で合流されたあと、ヘッダー４ｂから流出する。

なお、ヘッダー４ａ、４ｂは、図面上は縦長に書かれており、冷媒が扁平管２に向かって水平方向に流れるようになっているが、ヘッダー４ａ、４ｂの向きはこの向きに限らず、例えばヘッダー４ａ、４ｂを横向きに設置し、冷媒が垂直方向に流れてもよい。
なお、ヘッダー４ａ、４ｂの少なくとも一方に代えて、冷媒を分岐する分岐管を設けても良い。

フィン３は、例えばアルミニウム製である。フィン３は、例えばアルミ条材を所定の大きさに切断した後、プレス等の加工をすることで任意の形に生成する。なお、このフィン３の材質はアルミニウムに限らず、例えば銅製など、任意の材料を用いることができる。また、フィン３の形状は、例えば板状のプレートフィン、または波状に形成されたコルゲートフィン等、任意の形状を用いることができる。また、フィン３に、切り起こし加工、または凹凸部を形成するなど、熱交換性能を向上せる形状を設けても良い。

図３は、本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の扁平管の一例を示す断面図である。
図３に示すように、扁平管２は、断面が扁平形状を有している。扁平管２は、扁平多穴管によって構成され、隔壁２０によって区画された複数の流路２１が扁平管２の長手方向に沿って形成されている。扁平管２は、例えばアルミニウム製である。

なお、例えば、フィン３および扁平管２の材料をアルミニウムにすることで、異種金属接触による腐食を防ぐことができる。また、フィン３と扁平管２との接合にロウ付けを用いることが可能となる。なお、フィン３と扁平管２の接合にはロウ付けの他に接着剤があるが、例えばアルミロウ材などのロウ材を用いたロウ付けによりフィン３と扁平管２とが接合される場合は、フィン３と扁平管２の密着性が接着材よりも優れている。また、ロウ付けによるフィン３と扁平管２との接合は、フィン３に挿入した管を拡管して接合する拡管方式に比べ、伝熱性能が高く、熱交換性能の優れた熱交換器１を提供することができる。

図４は、本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の熱交換器の一例を示す断面図である。
図４の例では、扁平管２は、空気の流通方向である列方向に例えば２列配置されている。また、扁平管２は、列方向に直交する段方向に複数段配置されている。また、扁平管２は、隣り合う列の扁平管２が段方向において重ならないように配置されている（例えば千鳥配列）。そして、空気は扁平管２の上流にフィン３が付設される側から流入する。

扁平管２は、例えば、扁平形状断面における幅寸法（以下、短軸径ＤＡという）が２．０ｍｍ、扁平形状断面における長手寸法（以下、長軸径ＤＢという）が１９．０ｍｍである。扁平管２は、例えば、流路２１の穴数が２０穴、流路２１の隔壁２０の厚さｔｉが０．２０ｍｍである。扁平管２の外壁と流路２１の内壁との間の肉厚ｔｏが０．３０ｍｍである。また、隣り合う扁平管２の中心を結んだ段方向の距離である段ピッチＤＰが１３．６ｍｍで配置されている。

フィン３は、空気の流通方向の幅Ｌが２２ｍｍである。熱交換器１は、高さＨ＿ＨＥＸが６００ｍｍ、フィン積幅Ｈ＿Ｗが８５０ｍｍである（図２参照）。

なお、これらの寸法はあくまでも一例であり、本発明はこれに限られるものではなく、後述する寸法の条件を満たす形状であれば良い。

図５は、本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置の、扁平管の短軸径ＤＡと成績係数（ＣＯＰ）との関係を示す特性図である。
図５においては、熱交換器１を蒸発器として使用した場合を例として、扁平管２の短軸径ＤＡをパラメータとし、各短軸径ＤＡにおける成績係数（ＣＯＰ）をシミュレーションにより抽出した結果を示す。また図５においては、冷媒回路を循環する冷媒に、ＨＦＣ−４１０Ａを用いた場合と、ＨＦＯ−１１２３を用いた場合とを比較して示す。

また、図５に示すシミュレーションの結果においては、扁平管２の長軸方向における流路２１の管内長さＢと、扁平管２の短軸方向における流路２１の管内長さＡとの比であるアスペクト比Ｂ／Ａは、予め設定した値で一定である。例えば、アスペクト比Ｂ／Ａは、上述した寸法例と同等である。つまり、上述した寸法例では、流路２１の管内長さＢが０．７３ｍｍ、管内長さＡが１．４ｍｍであるので、アスペクト比Ｂ／Ａは０．５２である。また、扁平管２の段ピッチＤＰと、短軸径ＤＡとの比は、予め設定した値で一定である。例えば、上述した寸法例と同等である。つまり、ＤＰ／ＤＡは例えば６．８である。また、扁平管２の肉厚ｔｏと短軸径ＤＡとの比は、予め設定した値で一定である。例えば、上述した寸法例と同等である。つまり、ｔｏ／ＤＡは例えば０．１５である。また、扁平管２の長軸径ＤＢ、熱交換器１の高さＨ＿ＨＥＸ、フィン積幅Ｈ＿Ｗは、上述した寸法例と同等である。

また、図５に示すシミュレーションの結果においては、フィン３および扁平管２から空気への放熱量（受熱量）は一定である。また、フィン３のピッチ、穴数、熱交換器１のパス構成等の上記以外の伝熱管および熱交換器１のパラメータ、および冷凍サイクルの運転条件は、成績係数がほぼ最適値になる値である。

図５に示されるように、扁平管２の短軸径ＤＡが小さくなると、隣り合う扁平管２の間の通風抵抗が低減する。また、段ピッチＤＰ／短軸径ＤＡが予め設定した値で一定であるので、扁平管２の短軸径ＤＡが小さくなると、扁平管２を高密度に実装することが可能となる。また、アスペクト比Ｂ／Ａと肉厚ｔｏ／短軸径ＤＡとが予め設定した値で一定であるので、扁平管２の短軸径ＤＡが小さくなると、扁平管２の内部の流路２１の穴数が増えることとになる。このため、扁平管２の管内の冷媒が伝熱面と接する面積が増え、効率良く熱交換できる。よって、熱交換器１の性能が向上し、成績係数も向上する。

なお、扁平管２の短軸径ＤＡが小さくなりすぎると、扁平管２の流路２１の断面積も狭まるため、管内圧損が増加する。管内圧損の増加を抑制するために、熱交換器１のパス数を増加させる必要があるが、冷媒を多分岐させる場合に、十分に性能を発揮するには、ヘッダー４ａ、４ｂにより、均等に冷媒を分配させる必要がある。しかし、扁平管２の短軸径ＤＡが小さくなりすぎると、均等に冷媒を分配させることが困難となる。また、熱交換器１の大きさによって、パス数の上限が決まるため、短軸径ＤＡを小さくしていくと、パス数の増加により管内圧損の増加に対応することができなくなる。このようなことから、扁平管２の短軸径ＤＡが小さくなりすぎると、熱交換器１の性能が低下し、成績係数も低下する。

また、扁平管２の短軸径ＤＡが０．８ｍｍを下回ると、扁平管２の押し出し加工等の製造上、困難となる。

一方、扁平管２の短軸径ＤＡが大きくなりすぎると、隣り合う扁平管２の間の通風抵抗が増加する。また、扁平管２の内部の流路２１の穴数がすくなくなる。このため、扁平管２の管内の冷媒が伝熱面と接する面積が減り、熱交換の効率が悪くなる。よって、十分な熱交換性能を発揮しにくくなり、成績係数も低下する。

図５に示すように、冷媒の種類で比較すると、扁平管２を流れる冷媒がＨＦＯ−１１２３である場合、ＨＦＣ−４１０Ａと比較して扁平管２の管内圧損が低減する。このため、同等の短軸径ＤＡにおいても、パス数を低減させることができ、成績係数が向上する。特に、短軸径ＤＡが０．９ｍｍ≦ＤＡ≦３．０ｍｍとなる場合に、冷媒がＨＦＯ−１１２３である場合の成績係数が、ＨＦＣ−４１０Ａである場合の成績係数のピーク値とほぼ同等かそれ以上となり、十分な性能を発揮することが可能となる。

また、扁平管２の短軸径ＤＡが０．９ｍｍのとき、上述した寸法例のように例えばアスペクト比Ｂ／Ａが０．５２、肉厚ｔｏ／短軸径ＤＡが０．１５の場合、扁平管２の長軸方向における流路２１の管内長さＢは０．３３ｍｍとなる。ここで、ＨＦＯ−１１２３の分解物が化学反応することで生成されるスラッジの大きさは、０．１５ｍｍ程度である。このため、流路２１の管内長さＢが０．３３ｍｍであれば、扁平管２を流れるＨＦＯ−１１２３が分解してスラッジが発生した場合であっても、スラッジが流路２１内に堆積せずに流れることが可能となる。このため、十分な信頼性を確保することが可能となる。

したがって、扁平管２の短軸径ＤＡは、０．９ｍｍ≦ＤＡ≦３．０ｍｍとなる関係を満たすようにする。これにより、冷媒回路を循環する冷媒として、ＨＦＯ−１１２３、またはＨＦＯ−１１２３を含む混合冷媒を使用する場合において、熱交換器１の伝熱性能を向上することができ、冷媒の分解に起因したスラッジが発生した場合であっても信頼性の低下を抑制することができる。

なおアスペクト比Ｂ／Ａがさらに小さい値を選定すると、扁平管２の長軸方向における流路２１の管内長さＢが十分ではなくなるが、管内圧損が増加するため、このような短軸径ＤＡが小さい場合では、アスペクト比について耐圧性能を保つ程度に大きくするのが一般的である。

また、図５に示すように、扁平管２の短軸径ＤＡが１．０ｍｍ≦ＤＡ≦１．８ｍｍとなるときに、扁平管２を流れる冷媒がＨＦＯ−１１２３である場合の成績係数が、最大値の２％以内となる。このため、扁平管２の短軸径ＤＡが１．０ｍｍ≦ＤＡ≦１．８ｍｍとなる関係を満たすようにすることで、特に優れた性能を発揮することが可能となる。

以上のように本実施の形態１においては、冷媒回路を循環する冷媒として、ＨＦＯ−１１２３、またはＨＦＯ−１１２３を含む混合冷媒を使用する場合において、熱交換器１の伝熱性能を向上することができる。また、冷媒の分解に起因したスラッジが発生した場合であっても信頼性の低下を抑制することができる冷凍サイクル装置１０を提供することができる。

実施の形態２．
図６は、本発明の実施の形態２における冷凍サイクル装置の扁平管の一例を示す断面図である。
図７は、本発明の実施の形態２における冷凍サイクル装置の扁平管の一例を示す断面拡大図である。
図６および図７に示すように、実施の形態２における扁平管２は、流路２１の内壁面に、１つまたは複数の突起２２が流路方向に沿って形成されている。なお、図７の例では、気液二相冷媒が流れている場合を示しており、２５は二相流液膜を示し、２６は気液界面を示している。

流路２１の内壁面に突起２２を形成することで、流路２１の内壁面と冷媒との接触面積を増加させることができる。また、流路２１内において冷媒の流れの乱れを促進させることができる。さらに、図７に示すように、冷媒の表面張力により、突起２２の底部２４に液冷媒が集中することで、管軸方向の排液性が向上し、突起２２の底部２４の周りの二相流液膜２５の厚さを低減させることができる。したがって、突起２２を設けない場合と比較して、より効率よく熱交換させることが可能となる。

なお、図６および７に示す例では、突起２２は断面形状が三角形型であるが、本発明はこれに限定されない。例えば断面形状が半円型、楕円型、矩形型など、どのような突起形状においても、上記の目的と同等の効果を達成することができる。

ここで、図８に示すように、扁平管２の流路２１の内壁面に、複数の突起２２を形成する場合、ＨＦＯ−１１２３が分解した場合に発生するスラッジ３１が、隣り合う突起２２の間等に堆積しやすい。扁平管２の流路２１の内壁面のうち重力方向下向きの内壁面２３は、特にスラッジ３１が堆積しやすい。このようなスラッジ３１が流路２１に堆積すると、管内圧損の増大または詰りの原因となり、冷媒回路内の圧力が必要以上に上昇するため、信頼性が低下する可能性がある。

ＨＦＯ−１１２３の分解物が化学反応することで生成されるスラッジの大きさは、０．１５ｍｍより小さいので、隣り合う突起２２の間隔Ｄが０．１５ｍｍ≦Ｄを満たすことで、流路２１にスラッジ３１が堆積せずに冷媒が流れることが可能となる。また、隣り合う突起２２の間隔Ｄが大きくすることで管内圧損は低下するが、隣り合う突起２２の間隔Ｄが大きくなりすぎると、流路２１の内壁面の伝熱面積の増分率が低下する。また、流路２１内の冷媒の流れの乱れを十分に促進できない。このようなことから、隣り合う突起２２の間隔Ｄは０．５０ｍｍ以下となることが望ましい。

したがって、流路２１の内壁面のうち重力方向下側の内壁面２３に、複数の突起２２を形成する場合、隣り合う突起２２の間隔Ｄは０．１５ｍｍ≦Ｄ≦０．５０ｍｍとなる関係を満たすようにする。これにより、流路２１の内壁面に複数の突起２２を形成する場合であっても、スラッジ３１が堆積せずに流れることが可能となる。

図９は、本発明の実施の形態２における冷凍サイクル装置の扁平管の一例を示す断面図である。
図１０は、本発明の実施の形態２における冷凍サイクル装置の扁平管の一例を示す断面拡大図である。
図９および図１０においては、流路２１の内壁面のうち重力方向下向きの内壁面２３に突起２２を１つ設け、重力方向上向きの内壁面に突起２２を１つ設けた場合を示している。なお、突起２２の数はこれに限定されず、１つの内壁面に複数の突起２２を設けても良い。なお、複数の突起２２を設ける場合には、その間隔Ｄは上述した関係を満たすように形成する。

流路２１の内壁面に１つまたは複数の突起２２を形成する場合、ＨＦＯ−１１２３が分解した場合に発生するスラッジ３１が、突起２２と流路２１の側壁との間に堆積しやすい。扁平管２の流路２１の内壁面のうち重力方向下向きの内壁面２３は、特にスラッジ３１が堆積しやすい。このため、突起２２の底部２４から流路２１の側壁までの距離Ｃが０．１５ｍｍ≦Ｃを満たすことで、流路２１にスラッジ３１が堆積せずに冷媒が流れることが可能となる。また、距離Ｃが大きくなりすぎると、流路２１の内壁面の伝熱面積の増分率が低下する。また、流路２１内の冷媒の流れの乱れを十分に促進できない。このようなことから、距離Ｃは０．５０ｍｍ以下となることが望ましい。

したがって、流路２１の内壁面のうち重力方向下側の内壁面２３に、１つまたは複数の突起２２を形成する場合、突起２２の底部２４から流路２１の側壁までの距離Ｃは０．１５ｍｍ≦Ｄ≦０．５０ｍｍとなる関係を満たすようにする。これにより、流路２１の内壁面に１つまたは複数の突起２２を形成する場合であっても、スラッジ３１が堆積せずに流れることが可能となる。

実施の形態３．
図１１は、本発明の実施の形態３における冷凍サイクル装置の、扁平管の肉厚ｔｏと短軸径ＤＡの比と、耐圧性能との関係を示す特性図である。
冷媒回路を循環する冷媒としてＨＦＯ−１１２３、またはＨＦＯ−１１２３を含む混合冷媒を用いる場合、ＨＦＯ−１１２３は、従来用いられているＨＦＣ−４１０Ａと比較して標準沸点の低い冷媒である。このため、ＨＦＣ−４１０Ａと同等の飽和温度時と比較して圧力が大きくなる。このようなことから、扁平管２の耐圧性能を十分に確保する必要がある。

図１１の例では、上述した実施の形態１の図５に示した成績係数のシミュレーション時の計算条件において、扁平管２の肉厚ｔｏと短軸径ＤＡとをパラメータとしたものである。図１１においては、横軸に、扁平管２の肉厚ｔｏと短軸径ＤＡとの比ｔｏ／ＤＡを示し、縦軸に、扁平管２の耐圧性能Ｐｒと扁平管２に要求される必要耐圧Ｐｎとの比Ｐｒ／Ｐｎを示す。

図１１に示すように、ｔｏ／ＤＡとＰｒ／Ｐｎとはほぼ比例関係となる。すなわち、扁平管２の短軸径ＤＡの絶対値に関わらず、ｔｏ／ＤＡが減少するほど、Ｐｒ／Ｐｎの値も減少する。ｔｏ／ＤＡが減少すると、短軸径ＤＡに対する肉厚ｔｏが小さくなるため、流路２１の断面積、および流路２１の伝熱面積が増加し、熱交換性能も増加する。また、ｔｏ／ＤＡが減少すると、短軸径ＤＡに対する肉厚ｔｏが小さくなるため、耐圧性能Ｐｒが小さくなり、Ｐｒ／Ｐｎが低下する。

耐圧性能Ｐｒは、必要耐圧Ｐｎを上回る必要がある。つまり、Ｐｒ／Ｐｎが１以下となると、耐圧性能を十分に確保することができないため、Ｐｒ／Ｐｎ＞１となる必要がある。図１１に示す例では、ｔｏ／ＤＡが０．１０を下回る場合、Ｐｒ／Ｐｎが１以下となる。よって、０．１０≦ｔｏ／ＤＡの関係を満たす必要がある。一方、ｔｏ／ＤＡが増加しすぎる場合、耐圧性能は十分に確保されるが、流路２１の流路断面積、および流路２１の伝熱面積が減少し、熱交換性能も減少する。特に、ｔｏ／ＤＡが０．２０を上回る場合、扁平管２の短軸方向の半分近くを肉厚で埋めてしまうこととなり、十分に性能を発揮できなくなる。以上より、ｔｏ／ＤＡは０．１０≦ｔｏ／ＤＡ≦０．２０となることが望ましい。

また、肉厚ｔｏの絶対値自体が小さい場合には、扁平管２の腐食等により、管に穴が開いてしまう可能性もある。このため、上述したｔｏ／ＤＡの範囲に加え、ｔｏ≧０．１０ｍｍの関係を満たすことが望ましい。

このように、０．１０≦ｔｏ／ＤＡ≦０．２０、且つ、ｔｏ≧０．１０ｍｍなる関係を満たすことにより、ＨＦＯ−１１２３、またはＨＦＯ−１１２３を含む混合冷媒を用いる場合において、耐圧性能を十分に確保することができ、且つ熱交換性能を向上することができる。

なお、上記実施の形態１〜３においては、熱交換器１は、空気調和機の室外機に蒸発器として使用する場合は例として挙げたが、例えば空気調和機の室内機で凝縮器として使用するように、他の熱交換器１として使用する場合にも同様の効果を達成することができる。

加えて、空気調和機に限らず、少なくとも圧縮機１１、第１熱交換器１２、膨張手段１３、および第２熱交換器１４を順次配管で接続することで構成される冷媒回路内の、前記第１熱交換器１２および第２熱交換器１４の少なくとも一方に、上述した熱交換器１を用いる冷凍サイクル装置１０に適用した場合にも、同様の効果を達成することができる。

１ 熱交換器、２ 扁平管、３ フィン、４ａ ヘッダー、４ｂ ヘッダー、１０ 冷凍サイクル装置、１１ 圧縮機、１２ 第１熱交換器、１３ 膨張手段、１４ 第２熱交換器、１５ａ ファン、１５ｂ ファン、２０ 隔壁、２１ 流路、２２ 突起、２３ 内壁面、２４ 底部、２５ 二相流液膜、３１ スラッジ。

Claims (5)

1. 圧縮機、第１熱交換器、膨張手段、および第２熱交換器を順次配管で接続し、冷媒を循環させる冷媒回路を備え、
   前記冷媒は、ＨＦＯ−１１２３、またはＨＦＯ−１１２３を含む混合冷媒であり、
   前記第１熱交換器および前記第２熱交換器の少なくとも一方は、
   複数のフィンと、
   前記冷媒が流れる複数の流路が、内部に形成された、複数の扁平管と、を有し、
   前記複数の扁平管は、幅をＤＡとした場合、
   ０．９ｍｍ≦ＤＡ≦３．０ｍｍ
   なる関係を満たし、且つ、
   前記複数の扁平管において、重力方向上側の内壁面と、前記重力方向上側の内壁面及び重力方向下側の内壁面と交差する一対の内壁面である側壁のそれぞれに、１つまたは複数の突起が流路方向に沿って形成され、前記重力方向下側の内壁面に、複数の突起が流路方向に沿って形成され、
   前記重力方向下側の内壁面に形成されている前記突起の底部から前記流路の前記側壁までの距離をＣとした場合、
   ０．１５ｍｍ≦Ｃ≦０．５０ｍｍ
   なる関係を満たすように構成され、
   前記重力方向下側の内壁面において隣り合う前記突起の間隔をＤとした場合、
   ０．１５ｍｍ≦Ｄ≦０．５０ｍｍ
   なる関係を満たすように構成された冷凍サイクル装置。
2. 前記複数の扁平管は、
   ０．９ｍｍ≦ＤＡ≦３．０ｍｍ
   なる関係を満たし、且つ、
   隣り合う前記扁平管の中心を結んだ距離である段ピッチと、前記幅との比が、予め設定した値となるように構成された
   請求項１記載の冷凍サイクル装置。
3. 前記複数の扁平管は、
   ０．９ｍｍ≦ＤＡ≦３．０ｍｍ
   なる関係を満たし、且つ、
   前記流路の前記扁平管の１の方向における長さと前記流路の前記扁平管の他の方向における長さとの比、および前記扁平管の肉厚と前記幅との比が、予め設定した値となるように構成された
   請求項１または２に記載の冷凍サイクル装置。
4. 前記複数の扁平管は、
   １．０ｍｍ≦ＤＡ≦１．８ｍｍ
   なる関係を満たすように構成された
   請求項１〜３の何れか一項に記載の冷凍サイクル装置。
5. 前記扁平管は、
   前記扁平管の外壁と前記流路の内壁との間の肉厚をｔｏとした場合、
   ０．１０≦ｔｏ／ＤＡ≦０．２０、且つ、
   ｔｏ≧０．１０ｍｍ
   なる関係を満たすように構成された
   請求項１〜４の何れか一項に記載の冷凍サイクル装置。

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