JP6644194B1 - 室外機及び空気調和装置 - Google Patents

Abstract

熱交換器は、複数の伝熱管と、液ヘッダ分配器と、ガスヘッダ分配器と、を備え、伝熱管は、Ｕ字屈曲部を有し、熱交換器コアを有し、液ヘッダ分配器と複数の伝熱管との関係において、液ヘッダ分配器の長さをＬｈ［ｍ］、最も短い伝熱管の長さをＬｂ［ｍ］、最も短い伝熱管の長さＬｂと液ヘッダ分配器の長さＬｈとの比をζ＝Ｌｂ／Ｌｈと定義した場合に、９≦ζの関係が成立する熱交換器。

Description

本発明は、複数の伝熱管と２つのヘッダ分配器とを備える熱交換器及び空気調和装置に関する。

従来、空気調和装置などに用いられる熱交換器において、冷媒分配器であるヘッダ分配器に接続された複数の伝熱管に気液二相冷媒を流通させる冷媒分配の技術がある。この技術では、複数の伝熱管への液冷媒の流通量といった分配特性がヘッダ分配器及び伝熱管の流動抵抗とそれに起因する圧力損失とによって変化し、熱交換性能が左右される。また、冷媒分配特性に加えて熱交換性能がヘッダ分配器及び伝熱管における圧力損失によっても影響を受ける。

そのため、特許文献１の技術では、第１ヘッダ分配器から複数の伝熱管に分岐させた冷媒を第２ヘッダ分配器に再度集合させている。これにより、第１ヘッダ分配器における冷媒分配の悪化の影響が下流側に継承されていない。

特開２０１０−１９０５４１号公報

しかしながら、いずれの熱交換器においてもヘッダ分配器に流入する冷媒流量が変わる場合に、冷媒分配の特性が悪化し、熱交換性能が低下する課題があった。特に、冷媒流量が低いときに、熱交換性能が顕著に低下する課題があった。これにより、熱交換器を流通する冷媒の流量帯が変わる場合には、熱交換器の仕様をその都度変更する必要があった。

本発明は、上記課題を解決するためのものであり、冷媒流量を変える場合又は使用する冷媒種を変更する場合であっても、熱交換器の仕様をその都度変更する必要がない熱交換器及び空気調和装置を提供することを目的とする。

本発明に係る室外機は、室外空気を供給する送風機と、気液二相状態の冷媒を前記室外空気と熱交換させて蒸発させる蒸発器として動作する熱交換器と、を備える室外機であって、前記熱交換器は、複数の伝熱管と、前記複数の伝熱管の一端が接続され、内部にて前記気液二相状態の前記冷媒の上昇流が生じ、前記複数の伝熱管に前記気液二相状態の前記冷媒を分配する液ヘッダ分配器と、前記複数の伝熱管の他端が接続され、前記複数の伝熱管にて前記気液二相状態の前記冷媒が蒸発してできた気相状態の前記冷媒を集合し、内部にて前記気相状態の前記冷媒の流れが生じるガスヘッダ分配器と、を備え、前記伝熱管は、流路の折り返し部となるＵ字屈曲部を有し、前記複数の伝熱管と１以上のフィンとで構成された熱交換器コアを有し、前記熱交換器コアには、前記液ヘッダ分配器の下部に配置された前記伝熱管よりも前記Ｕ字屈曲部の数が多い前記伝熱管が前記液ヘッダ分配器の中部から上部の間に配置され、前記液ヘッダ分配器と前記複数の伝熱管との関係において、前記液ヘッダ分配器の入口から最も近い前記伝熱管の中心軸と、前記液ヘッダ分配器の入口から最も遠い前記伝熱管の中心軸との間の距離である前記液ヘッダ分配器の長さをＬｈ［ｍ］、前記液ヘッダ分配器に接続された後に前記熱交換器コア及び前記Ｕ字屈曲部を経て前記ガスヘッダ分配器に接続された伝熱管の長さのうち、前記熱交換器コアを通過する長さであって、前記複数の伝熱管のうち最も短い前記伝熱管の長さをＬｂ［ｍ］、最も短い前記伝熱管の長さＬｂと前記液ヘッダ分配器の長さＬｈとの比をζ＝Ｌｂ／Ｌｈと定義した場合に、９≦ζの関係が成立し、当該室外機は、前記送風機に相対的に近い位置である前記液ヘッダ分配器の上部で下部よりも風速が大きいトップフロー筐体であり、前記Ｕ字屈曲部の数が多い前記伝熱管は、前記液ヘッダ分配器の下部よりも風速が大きい上部に設置されているものである。

本発明に係る空気調和装置は、上記の室外機を備え、室内の暖房に利用されるものである。

本発明に係る熱交換器及び空気調和装置によれば、最も短い伝熱管の長さＬｂと液ヘッダ分配器の長さＬｈの比をζ＝Ｌｂ／Ｌｈと定義した場合に、９≦ζの関係としている。これにより、液ヘッダ分配器での流動抵抗を伝熱管での流動抵抗と比べたときの割合が十分小さくなる。そのため、液ヘッダ分配器での流動抵抗の大きさが冷媒分配に与える影響が小さくなり、冷媒流量が変化する際に冷媒分配特性の悪化が軽減でき、熱交換性能の低下が抑制できる。したがって、冷媒流量を変える場合又は使用する冷媒種を変更する場合であっても、熱交換器の仕様をその都度変更する必要がない。

本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の暖房運転時の冷媒回路構成を示す説明図である。 本発明の実施の形態１に係る空気調和装置の冷房運転時の冷媒回路構成を示す説明図である。 本発明の実施の形態１に係る室外熱交換器の構成を示す説明図である。 本発明の実施の形態１に係る室外熱交換器の構成を示す上面図である。 比較例の冷媒流量が少ない条件下での液ヘッダ分配器及び複数の伝熱管の冷媒流量を示す説明図である。 本発明の実施の形態１に係る比ζと熱交換性能との関係を示す性能評価図である。 本発明の実施の形態１に係る比ζ及び比較例の比ζの範囲外と熱交換性能との関係を示す性能評価図である。 本発明の実施の形態１に係る室外機の構成を示す説明図である。 本発明の実施の形態１に係る室外機の内部構成を示す説明図である。 本発明の実施の形態１に係る図８の室外機での風速と複数の伝熱管の高さ位置との関係を示す説明図である。 本発明の実施の形態１及び比較例での冷媒流量が少ない条件下での液ヘッダ分配器及び複数の伝熱管の冷媒流量を対比して示す説明図である。 本発明の実施の形態１の変形例１に係る室外機の構成を示す説明図である。 本発明の実施の形態１の変形例１に係る図１２の室外機での風速と複数の伝熱管の高さ位置との関係を示す説明図である。 本発明の実施の形態１の液ヘッダ分配器での冷媒の環状流の流動様式を示す説明図である。 本発明の実施の形態１の液ヘッダ分配器での冷媒のチャーン流の流動様式を示す説明図である。 本発明の実施の形態２に係る室外熱交換器の構成を示す説明図である。 本発明の実施の形態２に係る室外熱交換器の構成を示す上面図である。 本発明の実施の形態２の変形例２に係る室外熱交換器の構成を示す説明図である。 本発明の実施の形態２の変形例２に係る室外熱交換器の構成を示す上面図である。 本発明の実施の形態３に係る室外熱交換器の構成を示す説明図である。 本発明の実施の形態４に係る室外熱交換器の構成を示す説明図である。 本発明の実施の形態４に係る室外機の構成を示す説明図である。 本発明の実施の形態４に係る図２２の室外機での風速と複数の伝熱管の高さ位置との関係を示す説明図である。 本発明の実施の形態５に係る室外熱交換器の構成を示す説明図である。

以下、図面に基づいて本発明の実施の形態について説明する。なお、各図において、同一の符号を付したものは、同一の又はこれに相当するものであり、これは明細書の全文において共通している。また、断面図の図面においては、視認性に鑑みて適宜ハッチングを省略している。さらに、明細書全文に示す構成要素の形態は、あくまで例示であってこれらの記載に限定されるものではない。

実施の形態１．
＜空気調和装置の暖房運転時の動作＞
図１は、本発明の実施の形態１に係る空気調和装置１００の暖房運転時の冷媒回路構成を示す説明図である。図１に示す空気調和装置１００は、室外熱交換器１０と、室内熱交換器３０と、圧縮機３３と、アキュムレータ３２と、絞り装置３１と、四方弁３４と、を備える。これらの機器は、冷媒配管３５によって繋がれて内部に冷媒が流れる冷媒回路を構成している。

図１に示すように、まず、低温低圧のガス冷媒が圧縮機３３によって吸引され、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３３から吐出され、四方弁３４を通過した後、室内熱交換器３０に流入する。

室内熱交換器３０に流入した高温高圧のガス冷媒は、室内送風機から供給される空気と熱交換することによって放熱して凝縮し、高温高圧の液冷媒となって室内熱交換器３０から流出する。

室内熱交換器３０から流出した液冷媒は、絞り装置３１で膨張及び減圧され、低温低圧の気液二相冷媒となり、室外熱交換器１０に流入する。

室外熱交換器１０に流入した気液二相冷媒は、後述する室外送風機３６から供給される室外空気と熱交換することによって吸熱して蒸発し、低温低圧のガス冷媒となって室外熱交換器１０から流出する。

低温低圧のガス冷媒がアキュムレータ３２を介して再び圧縮機３３に吸引され、再び圧縮されて吐出される。以上のように冷媒の循環が繰り返し行われる。

＜空気調和装置の冷房運転時の動作＞
図２は、本発明の実施の形態１に係る空気調和装置１００の冷房運転時の冷媒回路構成を示す説明図である。図２に示すように、まず、低温低圧のガス冷媒が圧縮機３３によって吸引され、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３３から吐出され、四方弁３４を通過した後、室外熱交換器１０に流入する。

室外熱交換器１０に流入した高温高圧のガス冷媒は、室外送風機３６から供給される空気と熱交換することによって放熱して凝縮し、高温高圧の液冷媒となって室外熱交換器１０から流出する。

室外熱交換器１０から流出した液冷媒は、絞り装置３１で膨張及び減圧され、低温低圧の気液二相冷媒となり、室内熱交換器３０に流入する。

室内熱交換器３０に流入した気液二相冷媒は、室内送風機から供給される室内空気と熱交換すること吸熱して蒸発し、低温低圧のガス冷媒となって室内熱交換器３０から流出する。

低温低圧のガス冷媒がアキュムレータ３２を介して再び圧縮機３３に吸引され、再び圧縮されて吐出される。以上のように冷媒の循環が繰り返し行われる。

なお、室内熱交換器３０及び室外熱交換器１０の接続台数を図１及び図２に図示してある台数に限定するものではなく、冷凍サイクル装置が設置される対象に応じて台数を決定して良い。

＜室外熱交換器１０の構成＞
図３は、本発明の実施の形態１に係る室外熱交換器１０の構成を示す説明図である。図３に示す室外熱交換器１０では、室外熱交換器１０が蒸発器として動作する場合を例として説明する。以下では、室外熱交換器１０が蒸発器として動作する場合を説明する。なお、室外熱交換器１０は、凝縮器として動作していても良い。また、室外熱交換器１０が凝縮器として動作する場合には、冷媒の流通方向が逆になる。

なお、以下で説明する室外熱交換器１０は、室外熱交換器１０の代わりに室内熱交換器３０に置き換えても良い。これらの室外熱交換器１０及び室内熱交換器３０は、単に熱交換器とも称する。

室外熱交換器１０は、複数の伝熱管１１、液ヘッダ分配器１２、ガスヘッダ分配器１３及び熱交換器コア１４を備える。なお、図３では複数の伝熱管１１は、後述する図４に示すように２列のものを例示している。しかし、複数の伝熱管１１は、２列に限定するものではなく、１列又は３列以上であっても良い。

複数の伝熱管１１は、熱交換器コア１４内を直線状に伸びる。複数の伝熱管１１のそれぞれは、流路の折り曲げ部であって流路を水平方向以外に折り曲げるＵ字屈曲部１６を１以上有する。つまり、１つの伝熱管１１は、少なくとも熱交換器コア１４内を２回以上流通する。Ｕ字屈曲部１６は、熱交換器コア１４の外部に配置されている。

液ヘッダ分配器１２は、複数の伝熱管１１の一端が接続され、内部にて気液二相冷媒の上昇流が生じる。つまり、液ヘッダ分配器１２は、気液二相冷媒を下方から上方に向けて流通させる。

ガスヘッダ分配器１３は、複数の伝熱管１１の他端が接続され、内部にて気相冷媒の流れが生じる。つまり、ガスヘッダ分配器１３は、気相冷媒を上方から下方に向けて流通させる。

液ヘッダ分配器１２が上方に気液二相冷媒を流通させるとともに、ガスヘッダ分配器１３が下方に気相冷媒を流通させる構成上、液ヘッダ分配器１２がガスヘッダ分配器１３よりも低い位置に配置されている。

熱交換器コア１４は、複数の伝熱管１１と、複数の伝熱管１１の間にそれぞれ設けられた図示しない複数の伝熱フィンとで構成されている。複数の伝熱管１１は、流路断面円形状の円管又は流路断面扁平形状の扁平管によって構成されている。複数の伝熱管１１の内部には、冷媒が流通する。複数の伝熱管１１は、内部の冷媒と外側の空気とで熱交換する。複数の伝熱管１１は、熱交換器コア１４の内部にて直管である。複数の伝熱フィンは、１以上の板状などの金属部材であり、平板状でもコルゲート状でも良く、形状が限定されない。

熱交換器コア１４には、液ヘッダ分配器１２の下部に配置された伝熱管１１よりも、Ｕ字屈曲部１６の数が多い伝熱管１１が液ヘッダ分配器１２の上部に配置されている。また、熱交換器コア１４には、液ヘッダ分配器１２の下部に配置された伝熱管１１よりも、Ｕ字屈曲部１６の数が多い伝熱管１１が液ヘッダ分配器１２の中部から上部の間に配置されても良い。

液ヘッダ分配器１２及びガスヘッダ分配器１３は、伝熱管１１に比べて太い管によって構成されている。複数の伝熱管１１は、液ヘッダ分配器１２及びガスヘッダ分配器１３の長手方向である冷媒流通方向に間隔をあけて接続されている。液ヘッダ分配器１２を長手方向に流れる気液二相冷媒は、複数の伝熱管１１に順次分配される。液ヘッダ分配器１２は、液を含んだ冷媒である主に気液二相冷媒を複数の伝熱管１１に分配する。複数の伝熱管１１によって蒸発してガス状となった気相冷媒は、ガスヘッダ分配器１３に集合されて圧縮機３３にアキュムレータ３２を介して吸入される。

図３の例では、気液二相冷媒は、液ヘッダ分配器１２の下部から鉛直上向きに流入し、液ヘッダ分配器１２に差し込まれた複数の伝熱管１１に分配される。そして、熱交換器コア１４で熱交換して蒸発してガス単相となった気相冷媒は、ガスヘッダ分配器１３に流入してガスヘッダ分配器１３を鉛直下向きに流通して下部から流出する。

複数の伝熱管１１の流路は、液ヘッダ分配器１２からガスヘッダ分配器１３に達するまでに、上方に折り曲がるＵ字状のＵ字屈曲部１６を有する。Ｕ字屈曲部１６は、全ての伝熱管１１それぞれに１以上設けられている。Ｕ字屈曲部１６は、鉛直方向又は斜め上下方向といった水平方向以外にＵ字に屈曲するものである。

図３では、最も短い伝熱管１１の長さＬｂは、熱交換器コア１４を通過する長さＬｂ１と、熱交換器コア１４を通過する長さＬｂ２と、熱交換器コア１４を通過する長さＬｂ３との和をとった長さ（Ｌｂ＝Ｌｂ１＋Ｌｂ２＋Ｌｂ３）である。

＜室外熱交換器１０の形状＞
図４は、本発明の実施の形態１に係る室外熱交換器１０の構成を示す上面図である。図４に示すように、室外熱交換器１０は、Ｌ字状に屈曲した熱交換器コア１４を有する。熱交換器コア１４の露出面が少ない内側には、室外送風機３６が配置されている。

なお、熱交換器コア１４の形状は、筐体の形状に合わせて、Ｕ字状又は四角形状に２回以上に曲げて組み合わせたり、曲げることなく平板状であったりしても良い。

＜比較例＞
図５は、比較例の冷媒流量が少ない条件下での液ヘッダ分配器１２及び複数の伝熱管１１の冷媒流量を示す説明図である。図５に示すように、液ヘッダ分配器１２内での圧力損失は、主に摩擦抵抗と重力による流動抵抗とから生じる。また、複数の伝熱管１１内での圧力損失は、主に摩擦抵抗から生じる。そのため、液ヘッダ分配器１２の下部に接続された伝熱管１１の経路を流れる冷媒は、液ヘッダ分配器１２の上部に接続された伝熱管１１の経路を流れる冷媒と比べて、重力による流動抵抗が小さい。この流動抵抗が小さい分だけ、液ヘッダ分配器１２の下部に接続された伝熱管１１の経路を流れる冷媒流量が大きくなる傾向がある。

このように従来技術の比較例であると、液ヘッダ分配器１２の下部から上向きに流入する気液二相冷媒では、冷媒流量が低い条件下において、複数の伝熱管１１の内部の管内流速も低くなる。そのため、複数の伝熱管１１の内部での圧力損失が著しく低下することにより、液ヘッダ分配器１２での重力による圧力損失の割合が相対的に大きくなる。したがって、液ヘッダ分配器１２の上部へ液冷媒が流入し難くなり、液ヘッダ分配器１２の下部に液冷媒が集中して流れる。これにより、液ヘッダ分配器１２の上部に接続された複数の伝熱管１１を介した熱交換量が小さくなり、熱交換性能が低下する。

＜実施の形態１の特徴＞
これに対して、実施の形態１では、図３に示すように、液ヘッダ分配器１２と複数の伝熱管１１との関係において、液ヘッダ分配器１２の長さをＬｈ［ｍ］、複数の伝熱管１１のうち最も短い伝熱管１１の長さをＬｂ［ｍ］、最も短い伝熱管１１の長さＬｂと液ヘッダ分配器１２の長さＬｈの比をζ＝Ｌｂ／Ｌｈと定義する。この場合に、９≦ζの関係が成立する。

最も短い伝熱管１１の長さＬｂは、液ヘッダ分配器１２に接続された後に熱交換器コア１４及びＵ字屈曲部１６を経てガスヘッダ分配器１３に接続された伝熱管１１の長さのうち、熱交換器コア１４を通過する長さである。すなわち、図３では、最も短い伝熱管１１の長さＬｂは、熱交換器コア１４を通過する長さＬｂ１と、熱交換器コア１４を通過する長さＬｂ２と、熱交換器コア１４を通過する長さＬｂ３との和をとった長さ（Ｌｂ＝Ｌｂ１＋Ｌｂ２＋Ｌｂ３）である。

液ヘッダ分配器１２の長さＬｈは、液ヘッダ分配器１２の入口から最も近い伝熱管１１の中心軸と、液ヘッダ分配器１２の入口から最も遠い伝熱管１１の中心軸との間の距離として定義する。

このような特徴を有すると、液ヘッダ分配器１２での重力による流動抵抗の影響は、複数の伝熱管１１での摩擦による流動抵抗の影響に比べて十分小さくなる。そのため、液ヘッダ分配器１２の下部に冷媒が集中して流れず、かつ、液ヘッダ分配器１２の上部に冷媒が流れ易くなる。

これにより、冷媒流量が低いときに、冷媒分配の悪化が抑制でき、熱交換性能の低下が軽減できる。そのため、流量帯を変えた場合又は冷媒を入れ替えた場合に対しても、熱交換器の仕様が共通化できる。

＜実施の形態１の性能評価＞
図６は、本発明の実施の形態１に係る比ζと熱交換性能との関係を示す性能評価図である。図７は、本発明の実施の形態１に係る比ζ及び比較例の比ζの範囲外と熱交換性能との関係を示す性能評価図である。図８は、本発明の実施の形態１に係る室外機１０１の構成を示す説明図である。

図６は、図８に概略的に示すトップフロー筐体の室外機１０１の場合に、液ヘッダ分配器１２に冷媒流入時の流動様式を環状流又はチャーン流にした場合の、比ζと熱交換性能の関係の一例を示したものである。図７は、図６における有効範囲外である比ζ＝７．８の仕様における熱交換性能と、有効範囲内である比ζ＝１５．６の仕様での熱交換性能とを比較したものである。

図７に示すように、有効範囲の比ζ＝１５．６の仕様では、有効範囲外の比ζ＝７．８の仕様と比べて熱交換性能が約２０％向上している。比ζ＝７．８の場合には、性能低下によって熱交換器コア１４にて結露した水滴が凍結する。これに対し、着霜するような低流量時にあっても、比ζ＝１５.６の場合には、熱交換器コア１４にて着霜することなく運転が維持できる。

したがって、比ζ＝１５．６の場合には、冷媒流量が小さい場合でも、性能低下が小さい。このため、熱交換器コア１４にて着霜することなく暖房運転が継続できる。そのため、室内の暖房運転が停止せずに継続でき、かつ、除霜運転の必要が無い。これにより、運転効率が向上できる。

このように、熱交換性能が向上する理由は、液ヘッダ分配器１２から複数の伝熱管１１に分配される冷媒の分配性能が改善し、かつ、風速分布が改善されたためである。この詳細については、図１１を参照して説明する。

＜室外熱交換器１０を搭載した室外機１０１＞
図９は、本発明の実施の形態１に係る室外機１０１の内部構成を示す説明図である。図１０は、本発明の実施の形態１に係る図８の室外機１０１での風速と複数の伝熱管１１の高さ位置との関係を示す説明図である。

図９に示すように、室外送風機３６は、空気を鉛直方向に伸びる回転軸方向に送風する。室外送風機３６の回転面のなす角度θｆは、水平面に対して４５度以下である。室外熱交換器１０の通風に対する直交方向の鉛直方向とのなす角度θｈ１及びθｈ２は、４５度以下である。すなわち、熱交換器コア１４は、空気の流速の水平方向への成分が鉛直方向への成分より大きく通風するように設置されている。

図１０に示すように、図８のようなトップフロー筐体の室外機１０１の場合における風速分布の特性は、室外送風機３６に相対的に近い位置である液ヘッダ分配器１２の上部で風速が大きくなる。

＜冷媒流量が少ない条件下での液ヘッダ分配器１２及び複数の伝熱管１１の冷媒流量の対比＞
図１１は、本発明の実施の形態１及び比較例での冷媒流量が少ない条件下での液ヘッダ分配器１２及び複数の伝熱管１１の冷媒流量を対比して示す説明図である。図１１の左側には、従来技術の比較例が示されている。図１１の右側には、実施の形態１が示されている。

比較例では、液ヘッダ分配器１２の上部に接続された複数の伝熱管１１では、液冷媒が少ししか流れない。このため、液ヘッダ分配器１２の上昇する流路途中で冷媒が二相状態から蒸発してガス単相になる。ガス単相になった冷媒は、二相状態に比べて熱交換効率が低下する。

また、液ヘッダ分配器１２の下部に接続された複数の伝熱管１１では、液冷媒が多く流れる。このため、液ヘッダ分配器１２の下部に接続された複数の伝熱管１１の流路内では、気液二相の蒸発領域が占める。しかし、液ヘッダ分配器１２の下部に接続された複数の伝熱管１１の外側を流れる風量が小さい。このため、液ヘッダ分配器１２の下部でも、熱交換効率が低い。

そのため、比較例では、液ヘッダ分配器１２の上部及び下部に接続された複数の伝熱管１１での熱交換量はともに低く、室外熱交換器１０の全体としての熱交換効率が低下する。

これに対して、実施の形態１では、液ヘッダ分配器１２の上部に接続された複数の伝熱管１１にも多くの液冷媒が流れる。液ヘッダ分配器１２の上部では、図１０に示すように風速が大きい。このため、複数の伝熱管１１での熱交換効率が増大する。また、液ヘッダ分配器１２の下部に接続された複数の伝熱管１１でも従来に比して少ない流量の冷媒が熱交換し易くなり、熱交換効率が増大する。そのため、実施の形態１では、室外熱交換器１０の全体として熱交換効率が向上する。

＜変形例１＞
図１２は、本発明の実施の形態１の変形例１に係る室外機１０１の構成を示す説明図である。図１３は、本発明の実施の形態１の変形例１に係る図１２の室外機１０１での風速と複数の伝熱管１１の高さ位置との関係を示す説明図である。変形例１では、上記実施の形態と同様な事項の説明を省略し、その特徴部分のみを説明する。

図１２に示す室外機１０１は、室外送風機３６が１基の場合のサイドフロー筐体の構成例である。図１３には、サイドフロー筐体の室外機１０１の場合での風速分布が示されている。図１３に示すように、サイドフロー筐体の室外機１０１の場合での風速分布の特性は、室外送風機３６に相対的に近い液ヘッダ分配器１２の上下方向における中部で風速が大きい。

変形例１でも、冷媒分配の特性は、図１１と同様になる。従来技術の冷媒分配器では、図１１の右側の比較例のような冷媒分配特性になる。このため、従来技術であると、風速が大きい液ヘッダ分配器１２の中部での熱交換効率が低下する。また、風速が小さい液ヘッダ分配器１２の下部でも、液冷媒が多く流れる。このため、熱交換効率が低下する。したがって、サイドフロー型の室外熱交換器１０の全体としての熱交換効率が低下する。

これに対して、変形例１では、実施の形態１と同様な室外熱交換器１０を有する。これにより、図１１の左側の実施の形態１と同様の冷媒分配特性になる。このため、風速が大きい液ヘッダ分配器１２の中部での熱交換効率が改善する。また、風速が小さい液ヘッダ分配器１２の下部では、図１１の比較例の場合と比べて液冷媒の流量が小さく、無駄に熱交換効率が低下し難い。したがって、室外熱交換器１０の全体として熱交換効率が向上する。

＜冷媒の環状流及びチャーン流の流動様式＞
図１４は、本発明の実施の形態１の液ヘッダ分配器１２での冷媒の環状流の流動様式を示す説明図である。図１５は、本発明の実施の形態１の液ヘッダ分配器１２での冷媒のチャーン流の流動様式を示す説明図である。

図１４及び図１５に示すように、冷媒は、液ヘッダ分配器１２内を気液二相の状態で上昇する際の流動様式が、液ヘッダ分配器１２の中央部分をガス冷媒が流れ、液ヘッダ分配器１２の内壁面を伝って液冷媒が流れる環状流又はチャーン流である。

図１４に示す環状流では、ガス冷媒が液ヘッダ分配器１２の中央部分を多数の液滴を伴って流れ、液冷媒が液ヘッダ分配器１２の内壁を伝って流れる。図１５に示すチャーン流では、液冷媒が環状流の場合よりもより厚く液膜を形成し、液膜内に多数の気泡を含んだ流れになる。

＜冷媒の環状流及びチャーン流の流動様式の設定方法＞
液ヘッダ分配器１２の入口における冷媒流動様式の判定は、垂直上昇流の流動様式線図から行い、液ヘッダ分配器１２の入口での冷媒流速の変動範囲の最大値での冷媒の基準ガス見かけ速度ＵＧＳ［ｍ／ｓ］に基づいて設定される。設定方法は、以下に述べる２つの方法がある。

１つ目は、冷媒ボイド率α、液ヘッダ分配器の流入部の助走距離Ｌ［ｍ］、重力加速度ｇ［ｍ／ｓ^２］、液ヘッダ分配器１２の内径Ｄ［ｍ］と定義される。また、冷媒ボイド率αが、冷媒の乾き度ｘ［−］、ガス冷媒密度ρＧ［ｋｇ／ｍ^３］、液冷媒密度ρＬ［ｋｇ／ｍ^３］と定義したとき、α＝ｘ／（ｘ＋（ρＧ／ρＬ）×（１−ｘ））と定義される。このとき、液ヘッダ分配器１２に流入する冷媒のガス見かけ速度の変動範囲の最大値である基準ガス見かけ速度ＵＧＳ［ｍ／ｓ］が、ＵＧＳ≧α×Ｌ×（ｇ×Ｄ）^０．５／（４０．６×Ｄ）−０．２２×α×（ｇ×Ｄ）^０．５を満たす。この１つ目の場合には、チャーン流になる。

２つ目は、ガス冷媒密度ρＧ［ｋｇ／ｍ^３］、液冷媒密度ρＬ［ｋｇ／ｍ^３］、冷媒表面張力σ［Ｎ／ｍ］と定義される。このとき、液ヘッダ分配器１２に流入する冷媒のガス見かけ速度の変動範囲の最大値である基準ガス見かけ速度ＵＧＳ［ｍ／ｓ］が、ＵＧＳ≧３．１／（ρＧ^０．５）×［σ×ｇ×（ρＬ−ρＧ）］^０．２５を満たす。この２つ目の場合には、環状流となる。

ここで、液ヘッダ分配器１２の流入部の助走距離Ｌ［ｍ］は、液ヘッダ分配器１２の流入部の位置と、流入部の位置から最も近い伝熱管１１の中心軸の位置との間の距離で定義される。

＜実施の形態１の他の例＞
なお、複数の伝熱管１１の長さと液ヘッダ分配器１２の長さの比であるζは、９≦ζ≦２３であるとより良い。加えて、１３≦ζ≦２０であるとなお良い。これは、図６から明らかなように、ζが山なりの曲線を描く熱交換性能を発揮するため、上記範囲が好適となる。

以上のように実施の形態１では、ζを比較的大きくする。しかし、図３の構成例に示すように、伝熱管１１の流路は、下方又は上方などの水平以外に折り曲げるＵ字屈曲部１６を有する。これにより、熱交換器コア１４の長さが短く、小型の室外熱交換器１０が構成できる。

Ｕ字屈曲部１６が存在する伝熱管１１は、直管である場合に流動抵抗が大きくなる。そのため、長い伝熱管１１を使用した場合には、Ｕ字屈曲部１６が多いほど、またその曲率が小さいほど、ζが大きくできることと同様な作用がある。このため、図３の構成例のように、１本の伝熱管１１あたりに、Ｕ字屈曲部１６が２つ以上設けられると更に分配性能が良好となる。

Ｕ字屈曲部１６が多いほど、熱交換器コア１４の大きさが同じ場合で比較すると、伝熱管１１が液ヘッダ分配器１２及びガスヘッダ分配器１３に接続される本数が少なくなり、分配性能がより良好となる。

ここで、液ヘッダ分配器１２の下部では、Ｕ字屈曲部１６を下方向に屈曲させ、液ヘッダ分配器１２の上部では、Ｕ字屈曲部１６を上方向に屈曲させても良い。これによると、全てのＵ字屈曲部１６が上方向に屈曲する場合に比して、液ヘッダ分配器１２の上部と下部とのそれぞれに接続された伝熱管１１の長さが短くなる。したがって、液ヘッダ分配器１２の上部と下部とのそれぞれに接続された伝熱管１１を通過する経路にて、重力に起因する圧力損失のバランスが改善される。つまり、各経路の圧力損失の差が相対的に小さくなる。これにより、冷媒分配性能が改善でき、熱交換性能が向上できる。

＜実施の形態１の効果＞
実施の形態１によれば、室外熱交換器１０は、複数の伝熱管１１を備える。室外熱交換器１０は、複数の伝熱管１１の一端が接続され、内部にて気液二相冷媒の上昇流が生じる液ヘッダ分配器１２を備える。室外熱交換器１０は、複数の伝熱管１１の他端が接続され、内部にて気相冷媒の流れが生じるガスヘッダ分配器１３を備える。伝熱管１１は、流路を水平方向以外に折り曲げるＵ字屈曲部１６を有する。液ヘッダ分配器１２と複数の伝熱管１１との関係において、液ヘッダ分配器１２の長さをＬｈ［ｍ］、複数の伝熱管１１のうち最も短い伝熱管１１の長さをＬｂ［ｍ］、最も短い伝熱管１１の長さＬｂと液ヘッダ分配器１２の長さＬｈの比をζ＝Ｌｂ／Ｌｈと定義した場合に、９≦ζの関係が成立する。ここで、液ヘッダ分配器１２の長さＬｈは、液ヘッダ分配器１２の入口から最も近い伝熱管１１の中心軸と、液ヘッダ分配器１２の入口から最も遠い伝熱管１１の中心軸との間の距離として定義する。また、最も短い伝熱管１１の長さＬｂは、液ヘッダ分配器１２に接続された後に熱交換器コア１４及びＵ字屈曲部１６を経てガスヘッダ分配器１３に接続された伝熱管１１の長さのうち、熱交換器コア１４を通過する長さ（Ｌｂ＝Ｌｂ１＋Ｌｂ２＋Ｌｂ３）である。

この構成によれば、液ヘッダ分配器１２での流動抵抗を伝熱管１１での流動抵抗と比べたときの割合が十分小さくなる。そのため、液ヘッダ分配器１２での流動抵抗の大きさが冷媒分配に与える影響が小さくなり、冷媒流量が変化する際に冷媒分配特性の悪化が軽減でき、熱交換性能の低下が抑制できる。したがって、冷媒流量を変える場合又は使用する冷媒種を変更する場合であっても、室外熱交換器１０の仕様をその都度変更する必要がない。

実施の形態１によれば、液ヘッダ分配器１２と複数の伝熱管１１との関係において、９≦ζ≦２３の関係が成立する。

この構成によれば、液ヘッダ分配器１２での流動抵抗を伝熱管１１での流動抵抗と比べたときの割合がより好適に十分小さくなる。そのため、液ヘッダ分配器１２での流動抵抗の大きさが冷媒分配に与える影響がより小さくなり、冷媒流量が変化する際に冷媒分配特性の悪化がより軽減でき、熱交換性能の低下がより抑制できる。

実施の形態１によれば、室外熱交換器１０は、複数の伝熱管１１と１以上のフィンとで構成された熱交換器コア１４を有するＵ字屈曲部１６は、熱交換器コア１４の外部に配置されている。最も短い伝熱管１１の長さＬｂは、液ヘッダ分配器１２に接続された後に熱交換器コア１４及びＵ字屈曲部１６を経てガスヘッダ分配器１３に接続された伝熱管１１の長さのうち、熱交換器コア１４を通過する長さである。

この構成によれば、最も短い伝熱管１１の長さＬｂと液ヘッダ分配器１２の長さＬｈの比をζ＝Ｌｂ／Ｌｈと定義した場合に、９≦ζの関係が容易に成立できる。

実施の形態１によれば、熱交換器コア１４には、液ヘッダ分配器１２の下部に配置された伝熱管１１よりも、Ｕ字屈曲部１６の数が多い伝熱管１１が液ヘッダ分配器１２の中部から上部の間に配置されている。

この構成によれば、風速が大きい液ヘッダ分配器１２の中部から上部での熱交換効率が改善できる。また、風速が小さい液ヘッダ分配器１２の下部では、液冷媒の流量が小さくなり、熱交換効率が低下し難い。したがって、室外熱交換器１０の全体での熱交換効率が向上する。

実施の形態１によれば、冷媒は、液ヘッダ分配器１２内を気液二相の状態で上昇する際の流動様式が、液ヘッダ分配器１２の中央部分をガス冷媒が流れ、液ヘッダ分配器１２の内壁面を伝って液冷媒が流れる環状流又はチャーン流である。

この構成によれば、環状流では、ガス冷媒が液ヘッダ分配器１２の中央部分を多数の液滴を伴って流れ、液冷媒が液ヘッダ分配器１２の内壁を伝って流れる。また、チャーン流では、液冷媒が環状流の場合よりもより厚く液膜を形成し、液膜内に多数の気泡を含んだ流れになる。

実施の形態１によれば、冷媒ボイド率α、液ヘッダ分配器１２の流入部の助走距離Ｌ［ｍ］、重力加速度ｇ［ｍ／ｓ^２］、液ヘッダ分配器１２の内径Ｄ［ｍ］と定義される。冷媒ボイド率αが、冷媒の乾き度ｘ［−］、ガス冷媒密度ρＧ［ｋｇ／ｍ^３］、液冷媒密度ρＬ［ｋｇ／ｍ^３］と定義されたとき、α＝ｘ／（ｘ＋（ρＧ／ρＬ）×（１−ｘ））と定義される。液ヘッダ分配器１２に流入する冷媒のガス見かけ速度の変動範囲の最大値である基準ガス見かけ速度ＵＧＳ［ｍ／ｓ］が、ＵＧＳ≧α×Ｌ×（ｇ×Ｄ）^０．５／（４０．６×Ｄ）−０．２２×α×（ｇ×Ｄ）^０．５を満たす。

この構成によれば、冷媒は、液ヘッダ分配器１２内を気液二相の状態で上昇する際の流れ方向に直交する流動様式が、液ヘッダ分配器１２の中央部分をガス冷媒が流れ、液ヘッダ分配器１２の内壁面を伝って液冷媒が流れるチャーン流になる。

実施の形態１によれば、ガス冷媒密度ρＧ［ｋｇ／ｍ^３］、液冷媒密度ρＬ［ｋｇ／ｍ^３］、冷媒表面張力σ［Ｎ／ｍ］と定義される。液ヘッダ分配器１２に流入する冷媒のガス見かけ速度の変動範囲の最大値である基準ガス見かけ速度ＵＧＳ［ｍ／ｓ］が、ＵＧＳ≧３．１／（ρＧ^０．５）×［σ×ｇ×（ρＬ−ρＧ）］^０．２５を満たす。

この構成によれば、冷媒は、液ヘッダ分配器１２内を気液二相の状態で上昇する際の流れ方向に直交する流動様式が、液ヘッダ分配器１２の中央部分をガス冷媒が流れ、液ヘッダ分配器１２の内壁面を伝って液冷媒が流れる環状流になる。

実施の形態１によれば、熱交換器コア１４は、空気の流速の水平方向への成分が鉛直方向への成分より大きく通風するように設置されている。室外熱交換器１０は、空気を回転軸方向に送風し、回転面が水平面に対して４５度以下である室外送風機３６を備える。

この構成によれば、液ヘッダ分配器１２での流動抵抗を伝熱管１１での流動抵抗と比べたときの割合が十分小さくなる。そのため、液ヘッダ分配器１２での流動抵抗の大きさが冷媒分配に与える影響が小さくなり、冷媒流量が変化する際に冷媒分配特性の悪化が軽減でき、熱交換性能の低下が抑制できる。

実施の形態１によれば、液ヘッダ分配器１２は、ガスヘッダ分配器１３よりも低い位置に配置されている。

この構成によれば、液ヘッダ分配器１２では、ガスヘッダ分配器１３に比して相対的に密度が高い液単相流又は気液二相流の冷媒が流れる。そのため、ガスヘッダ分配器１３が液ヘッダ分配器１２よりも高い位置に配置されると、液ヘッダ分配器１２及びガスヘッダ分配器１３での重力に起因する圧力損失が低減できる。

実施の形態１によれば、空気調和装置１００は、上記の室外熱交換器１０を備える。

この構成によれば、室外熱交換器１０を備える空気調和装置１００では、冷媒流量を変える場合又は使用する冷媒種を変更する場合であっても、熱交換器の仕様をその都度変更する必要がない。

実施の形態２．
図１６は、本発明の実施の形態２に係る室外熱交換器１０の構成を示す説明図である。図１７は、本発明の実施の形態２に係る室外熱交換器１０の構成を示す上面図である。実施の形態２では、実施の形態１、変形例１及び他の例と同様な事項の説明を省略し、その特徴部分のみを説明する。

図１６及び図１７に示すように、室外熱交換器１０は２つに分割され、それぞれ複数の伝熱管１１、液ヘッダ分配器１２、ガスヘッダ分配器１３及び熱交換器コア１４を備える。図１７では複数の伝熱管１１は２列の場合を例示している。しかし、複数の伝熱管１１は、２列に限定するものではなく、１列又は３列以上でも良い。

図１７では、２つに分割された熱交換器コア１４の形状は、Ｌ字型に屈曲している。しかし、２つに分割されたそれぞれの熱交換器コア１４は、筐体の形状に合わせて、Ｕ字型又は四角型のように２回以上の折り曲げを組み合わせたり、曲げることなく平板状であったりしても良い。

室外熱交換器１０が２つの熱交換器コア１４を有して２つに分割されることにより、より大きな熱交換能力が得られる。また、室外送風機３６の回転軸が垂直方向を向いている場合には、風速が大きい室外熱交換器１０の上部の複数の伝熱管１１を流通する冷媒流量が大きくなる。このため、熱交換性能がより向上できる。

＜変形例２＞
図１８は、本発明の実施の形態２の変形例２に係る室外熱交換器１０の構成を示す説明図である。図１９は、本発明の実施の形態２の変形例２に係る室外熱交換器１０の構成を示す上面図である。変形例２では、実施の形態１、変形例１、他の例及び実施の形態２と同様な事項の説明を省略し、その特徴部分のみを説明する。

図１８及び図１９に示すように、室外熱交換器１０は、３つに分割され、それぞれ複数の伝熱管１１、液ヘッダ分配器１２、ガスヘッダ分配器１３及び熱交換器コア１４を備える。図１９に示す複数の伝熱管１１は、２列を例示している。しかし、複数の伝熱管１１は、２列に限定するものではなく、１列又は３列以上でも良い。また、室外熱交換器１０は４以上に分割されても良い。

図１９に示す室外送風機３６は、２基の場合を例示している。しかし、室外送風機３６は、２基に限定するものではなく、１基又は３基以上でも良い。

室外熱交換器１０が３つ以上に分割されることにより、より大きな熱交換能力が得られる。また、室外送風機３６の回転軸が垂直方向を向いている場合には、風速が大きくなる室外熱交換器１０の上部の複数の伝熱管１１を流通する冷媒流量が大きくなる。このため、熱交換性能がより向上できる。

＜実施の形態２の効果＞
実施の形態２によれば、室外熱交換器１０は、２つ以上に分割されている。２つ以上に分割された室外熱交換器１０それぞれは、複数の伝熱管１１、液ヘッダ分配器１２、ガスヘッダ分配器１３を備える。

この構成によれば、室外熱交換器１０を２つ以上に分割することにより、より大きな熱交換能力が得られる。

実施の形態３．
図２０は、本発明の実施の形態３に係る室外熱交換器１０の構成を示す説明図である。実施の形態３では、実施の形態１、変形例１、他の例、実施の形態２及び変形例２と同様な事項の説明を省略し、その特徴部分のみを説明する。

図２０に示すように、室外熱交換器１０では、液ヘッダ分配器１２に接続された複数の枝管４１と複数の伝熱管１１との間に管形変換ジョイント４０が接続されている。

冷媒流量が低い条件下において、管形変換ジョイント４０によって液ヘッダ分配器１２と複数の伝熱管１１とでの流動抵抗のバランスが調整できる。これにより、冷媒分配の悪化が抑制でき、熱交換性能の低下が軽減できる。

なお、液ヘッダ分配器１２に接続された複数の枝管４１と複数の伝熱管１１との全てに管形変換ジョイント４０を接続した場合を例示している。しかし、ガスヘッダ分配器１３に接続された複数の伝熱管１１に管形変換ジョイントを接続して良い。また、複数の伝熱管１１の一部に管形変換ジョイントが接続されても良い。複数の伝熱管１１の一部に管形変換ジョイントが接続された場合には、冷媒流量が相対的に大きくなる複数の伝熱管１１の一部に管形変換ジョイントが接続されると、圧力損失の低減効果がより大きくなり、効果的である。

＜実施の形態３の効果＞
実施の形態３によれば、室外熱交換器１０は、複数の伝熱管１１の少なくとも一部と液ヘッダ分配器１２又はガスヘッダ分配器１３とは、管形変換ジョイント４０を介して接続されている。

この構成によれば、冷媒流量が低い条件下において、管形変換ジョイント４０によって液ヘッダ分配器１２と複数の伝熱管１１とでの流動抵抗のバランスが調整できる。これにより、冷媒分配の悪化が抑制でき、熱交換性能の低下が軽減できる。

実施の形態４．
図２１は、本発明の実施の形態４に係る室外熱交換器１０の構成を示す説明図である。実施の形態４では、実施の形態１、変形例１、他の例、実施の形態２、変形例２及び実施の形態３と同様な事項の説明を省略し、その特徴部分のみを説明する。

図２１に示すように、室外熱交換器１０の液ヘッダ分配器１２及びガスヘッダ分配器１３は、２つに分割され、それぞれが複数の伝熱管１１と接続されている。図２１では、液ヘッダ分配器１２及びガスヘッダ分配器１３は、冷媒流れ方向である長手方向にて２つに分割される場合を例示している。しかし、液ヘッダ分配器１２及びガスヘッダ分配器１３は、分割数を２つに限定するものではなく、３つ以上に分割して良い。また、液ヘッダ分配器１２又はガスヘッダ分配器１３のいずれか一方のみが２つ以上に分割されても良い。

この構成であると、室外熱交換器１０が蒸発器として動作する際に、冷媒が気液二相の状態で２つに分割された液ヘッダ分配器１２のそれぞれに流入する。そして、それぞれの液ヘッダ分配器１２に流入した冷媒は、２つの液ヘッダ分配器１２に接続された複数の伝熱管１１を流通してガスヘッダ分配器１３を経て室外熱交換器１０から流出する。

冷媒流量が低い条件下において、液ヘッダ分配器１２での圧力損失の影響が複数の伝熱管１１での圧力損失の影響よりも大きくなり、冷媒分配が悪化する場合がある。しかし、図２１に示す実施の形態４では、液ヘッダ分配器１２が分割されることにより、液ヘッダ分配器１２での圧力損失の影響が小さくなり、冷媒分配の悪化が抑制でき、熱交換性能の低下が軽減できる。

図２２は、本発明の実施の形態４に係る室外機１０１の構成を示す説明図である。図２３は、本発明の実施の形態４に係る図２２の室外機１０１での風速と複数の伝熱管１１の高さ位置との関係を示す説明図である。

図２２に示すように、室外送風機３６を２基用いる場合には、風速分布が図２３のようになり、分割した液ヘッダ分配器１２それぞれにて、熱交換効率が向上でき、室外熱交換器１０の全体として熱交換性能が向上する。

＜実施の形態４の効果＞
実施の形態４によれば、液ヘッダ分配器１２又はガスヘッダ分配器１３は、いずれか一方又はその両方が２つ以上に分割されている。

この構成によれば、液ヘッダ分配器１２又はガスヘッダ分配器１３が分割されることにより、液ヘッダ分配器１２又はガスヘッダ分配器１３での圧力損失の影響が小さくなり、冷媒分配の悪化が抑制でき、熱交換性能の低下が軽減できる。

実施の形態５．
図２４は、本発明の実施の形態５に係る室外熱交換器１０の構成を示す説明図である。実施の形態５では、実施の形態１、変形例１、他の例、実施の形態２、変形例２、実施の形態３及び実施の形態４と同様な事項の説明を省略し、その特徴部分のみを説明する。

図２４に示すように、室外熱交換器１０では、蒸発器として動作する場合の冷媒流れ方向に対して上流に過冷却熱交換器１５が配置されている。なお、図２４では、過冷却熱交換器１５が熱交換器コア１４の下方に配置されている場合を例示している。しかし、過冷却熱交換器１５は、熱交換器コア１４に対して、上方や左右方向のいずれに配置されても良い。特に、過冷却熱交換器１５が風速の大きい位置に配置されると、熱交換効率が向上できる。ここで、過冷却熱交換器１５の構成は、熱交換器コア１４と同様に、伝熱管とフィンとで構成されている。

この構成によると、室外熱交換器１０が蒸発器として動作する場合に、冷媒がまず過冷却熱交換器１５に気液二相状態で流入し、空気と熱交換して乾き度を高めた状態で過冷却熱交換器１５から流出する。過冷却熱交換器１５から流出した冷媒は、液ヘッダ分配器１２に流入し、空気と熱交換してガス単相状態となってガスヘッダ分配器１３から流出する。

このとき、過冷却熱交換器１５が無い場合に比して、液ヘッダ分配器１２に流入する気液二相冷媒の乾き度が高くなる。そのため、ガス相の流速が増大するとともに、ガス相に引きずられて液相の流速も増大する。これにより、液ヘッダ分配器１２での流動抵抗の割合が複数の伝熱管１１での流動抵抗に比して小さくなる。したがって、液ヘッダ分配器１２の複数の伝熱管１１に対する流動抵抗の割合が、液ヘッダ分配器１２での流動抵抗に比して小さくなる。したがって、液ヘッダ分配器１２での流動抵抗の大きさが冷媒分配に与える影響が小さくなり、冷媒流量が変化する際に冷媒分配特性の悪化が軽減でき、熱交換性能の低下が抑制できる。

また、室外熱交換器１０が凝縮器として動作する場合に、冷媒がまずガスヘッダ分配器１３に流入し、空気と熱交換して凝縮液化しながら液ヘッダ分配器１２から流出する。液ヘッダ分配器１２から流出した冷媒は、過冷却熱交換器１５に流入し、空気と熱交換して液単相状態となって過冷却熱交換器１５から流出する。この場合には、過冷却熱交換器１５での冷媒流速が増大する。このため、熱交換性能の向上が見込める。

＜実施の形態５の効果＞
実施の形態５によれば、室外熱交換器１０は、室外熱交換器１０に接続された過冷却熱交換器１５を有する。過冷却熱交換器１５は、室外熱交換器１０が蒸発器として動作する場合に、冷媒流れ方向の上流側に配置されている。

この構成によれば、過冷却熱交換器１５が無い場合に比して、液ヘッダ分配器１２に流入する気液二相冷媒の乾き度が高くなる。そのため、ガス相の流速が増大するとともに、ガス相に引きずられて液相の流速も増大する。これにより、液ヘッダ分配器１２での流動抵抗の割合が、複数の伝熱管１１での流動抵抗に比して小さくなる。したがって、液ヘッダ分配器１２と複数の伝熱管１１とでの流動抵抗の割合が、液ヘッダ分配器１２での流動抵抗に比して小さくなる。したがって、液ヘッダ分配器１２での流動抵抗の大きさが冷媒分配に与える影響が小さくなり、冷媒流量が変化する際に冷媒分配特性の悪化が軽減でき、熱交換性能の低下が抑制できる。また、室外熱交換器１０が凝縮器として動作する場合には、冷媒がまずガスヘッダ分配器１３に流入し、複数の伝熱管１１にて空気と熱交換して凝縮液化し、液ヘッダ分配器１２から流出する。液ヘッダ分配器１２から流出した冷媒は、過冷却熱交換器１５に流入し、空気と熱交換して液単相状態となって過冷却熱交換器１５から流出する。この場合には、過冷却熱交換器１５での冷媒流速が増大するため、熱交換性能の向上が見込める。

なお、本発明の実施の形態１〜５を組み合わせてもよいし、他の部分に適用してもよい。

１０ 室外熱交換器、１１ 伝熱管、１２ 液ヘッダ分配器、１３ ガスヘッダ分配器、１４ 熱交換器コア、１５ 過冷却熱交換器、１６ Ｕ字屈曲部、３０ 室内熱交換器、３１ 絞り装置、３２ アキュムレータ、３３ 圧縮機、３４ 四方弁、３５ 冷媒配管、３６ 室外送風機、４０ 管形変換ジョイント、４１ 枝管、１００ 空気調和装置、１０１ 室外機。

Claims (13)

1. 室外空気を供給する送風機と、気液二相状態の冷媒を前記室外空気と熱交換させて蒸発させる蒸発器として動作する熱交換器と、を備える室外機であって、
   前記熱交換器は、
   複数の伝熱管と、
   前記複数の伝熱管の一端が接続され、内部にて前記気液二相状態の前記冷媒の上昇流が生じ、前記複数の伝熱管に前記気液二相状態の前記冷媒を分配する液ヘッダ分配器と、
   前記複数の伝熱管の他端が接続され、前記複数の伝熱管にて前記気液二相状態の前記冷媒が蒸発してできた気相状態の前記冷媒を集合し、内部にて前記気相状態の前記冷媒の流れが生じるガスヘッダ分配器と、
   を備え、
   前記伝熱管は、流路の折り返し部となるＵ字屈曲部を有し、
   前記複数の伝熱管と１以上のフィンとで構成された熱交換器コアを有し、
   前記熱交換器コアには、前記液ヘッダ分配器の下部に配置された前記伝熱管よりも前記Ｕ字屈曲部の数が多い前記伝熱管が前記液ヘッダ分配器の中部から上部の間に配置され、
   前記液ヘッダ分配器と前記複数の伝熱管との関係において、前記液ヘッダ分配器の入口から最も近い前記伝熱管の中心軸と、前記液ヘッダ分配器の入口から最も遠い前記伝熱管の中心軸との間の距離である前記液ヘッダ分配器の長さをＬｈ［ｍ］、前記液ヘッダ分配器に接続された後に前記熱交換器コア及び前記Ｕ字屈曲部を経て前記ガスヘッダ分配器に接続された伝熱管の長さのうち、前記熱交換器コアを通過する長さであって、前記複数の伝熱管のうち最も短い前記伝熱管の長さをＬｂ［ｍ］、最も短い前記伝熱管の長さＬｂと前記液ヘッダ分配器の長さＬｈとの比をζ＝Ｌｂ／Ｌｈと定義した場合に、９≦ζの関係が成立し、
   当該室外機は、前記送風機に相対的に近い位置である前記液ヘッダ分配器の上部で下部よりも風速が大きいトップフロー筐体であり、
   前記Ｕ字屈曲部の数が多い前記伝熱管は、前記液ヘッダ分配器の下部よりも風速が大きい上部に設置されている室外機。
2. 前記液ヘッダ分配器と前記複数の伝熱管との関係において、９≦ζ≦２３の関係が成立する請求項１に記載の室外機。
3. 前記Ｕ字屈曲部は、前記熱交換器コアの外部に配置される請求項１又は請求項２に記載の室外機。
4. 前記冷媒は、前記液ヘッダ分配器内を前記気液二相状態で上昇する際の流動様式が、前記液ヘッダ分配器の中央部分をガス冷媒が流れ、前記液ヘッダ分配器の内壁面を伝って液冷媒が流れる環状流又はチャーン流である請求項１〜請求項３のいずれか１項に記載の室外機。
5. 前記液ヘッダ分配器に流入する前記冷媒のガス見かけ速度の変動範囲の最大値である基準ガス見かけ速度ＵＧＳ［ｍ／ｓ］が、冷媒ボイド率α、前記液ヘッダ分配器の流入部の助走距離Ｌ［ｍ］、重力加速度ｇ［ｍ／ｓ^２］、前記液ヘッダ分配器の内径Ｄ［ｍ］と定義し、
   前記冷媒ボイド率αが、冷媒の乾き度ｘ［−］、ガス冷媒密度ρＧ［ｋｇ／ｍ^３］、液冷媒密度ρＬ［ｋｇ／ｍ^３］と定義したとき、α＝ｘ／（ｘ＋（ρＧ／ρＬ）×（１−ｘ））と定義された場合に、
   ＵＧＳ≧α×Ｌ×（ｇ×Ｄ）^０．５／（４０．６×Ｄ）−０．２２×α×（ｇ×Ｄ）^０．５を満たす請求項１〜請求項４のいずれか１項に記載の室外機。
6. 前記液ヘッダ分配器に流入する前記冷媒のガス見かけ速度の変動範囲の最大値である基準ガス見かけ速度ＵＧＳ［ｍ／ｓ］が、ガス冷媒密度ρＧ［ｋｇ／ｍ^３］、液冷媒密度ρＬ［ｋｇ／ｍ^３］、冷媒表面張力σ［Ｎ／ｍ］と定義した場合に、
   ＵＧＳ≧３．１／（ρＧ^０．５）×［σ×ｇ×（ρＬ−ρＧ）］^０．２５を満たす請求項１〜請求項５のいずれか１項に記載の室外機。
7. 前記熱交換器コアは、空気の流速の水平方向への成分が鉛直方向への成分より大きく通風するように設置され、
   前記送風機は、空気を回転軸方向に送風し、回転面が水平面に対して４５度以下である請求項１〜請求項６のいずれか１項に記載の室外機。
8. 前記熱交換器は、２つ以上に分割され、
   ２つ以上に分割された当該熱交換器それぞれは、前記複数の伝熱管、前記液ヘッダ分配器、前記ガスヘッダ分配器を備える請求項１〜請求項７のいずれか１項に記載の室外機。
9. 前記複数の伝熱管の少なくとも一部と前記液ヘッダ分配器又は前記ガスヘッダ分配器とは、管形変換ジョイントを介して接続される請求項１〜請求項８のいずれか１項に記載の室外機。
10. 前記液ヘッダ分配器又は前記ガスヘッダ分配器は、いずれか一方又はその両方が２つ以上に分割される請求項１〜請求項９のいずれか１項に記載の室外機。
11. 前記液ヘッダ分配器は、前記ガスヘッダ分配器よりも低い位置に配置される請求項１〜請求項１０のいずれか１項に記載の室外機。
12. 前記熱交換器に接続された過冷却熱交換器を有し、
    前記過冷却熱交換器は、前記熱交換器が蒸発器として動作する場合に、冷媒流れ方向の上流側に配置される請求項１〜請求項１１のいずれか１項に記載の室外機。
13. 請求項１〜請求項１２のいずれか１項に記載の室外機を備え、室内の暖房に利用される空気調和装置。

Images