JP7292513B2 - 熱交換器およびそれを用いた空気調和装置 - Google Patents

Description

本開示は、熱交換器およびそれを用いた空気調和装置に関する。

空気調和装置において室内機に搭載された凝縮器として機能する熱交換器が知られている。この熱交換器で凝縮された液冷媒は、膨張弁によって減圧され、ガス冷媒と液冷媒とが混在する気液二相状態となる。そして、気液二相状態の冷媒は、室外機に搭載された蒸発器として機能する熱交換器にて気液二相状態の冷媒のうち液冷媒が蒸発されて低圧のガス冷媒となる。この後、この熱交換器から送り出された低圧のガス冷媒は、室外機に搭載された圧縮機に流れ込み、圧縮されて高温高圧のガス冷媒となって、再び圧縮機から吐出する。以下、このサイクルが繰り返される。

ところで、このような熱交換器においては、通風抵抗の削減によるエネルギー効率の改善と、管内容積削減による省冷媒化を図ることを目的として、断面が扁平形状の伝熱管を用いた熱交換器が知られている。しかし、省冷媒化のためにヘッダの小型化を図ると、ヘッダ内の流動抵抗が増大して熱交換器性能が低下してしまうので、性能向上と省冷媒化との両立は困難であった。

そこで、性能向上と省冷媒化との両立を図るべく、伝熱管の並列方向に延びる２つのメインヘッダ室と、これらメインヘッダ室から水平方向へ分岐させ、伝熱管の並列方向に並べて設けられた複数のサブヘッダ室と、を備えた熱交換器が提案されている（例えば、特許文献１参照）。この場合、メインヘッダ室に流入する冷媒を、複数のサブヘッダ室にそれぞれ接続された冷媒管に対して流入させるヘッダを設ける構成により、冷媒分配の均一化を図っている。

特開２００７－１８３０７６号公報

しかしながら、特許文献１の熱交換器では、冷媒量を削減するためにヘッダの流路を小径化すると、流動抵抗の増大による冷媒圧力損失の増大および気液二相状態における冷媒分配の不均一により、熱交換器性能が低下する問題があった。

本開示は、上記課題を解決するためのものであり、冷媒圧力損失を低減させ、冷媒分配の均一化を図ることにより、熱交換器性能の改善が可能な熱交換器およびそれを用いた空気調和装置を提供することを目的とする。

本開示に係る熱交換器は、第一方向に延びて設けられ、前記第一方向に直交する第二方向の断面が扁平形状であり、前記第二方向に互いに間隔をあけて並んで配置された複数の扁平管と、前記第二方向に延びて設けられ、隣り合う各前記扁平管の前記第一方向における端部同士を連通するヘッダと、を備える熱交換器であって、前記ヘッダは、冷媒を流通する流路が内部に形成されており、前記流路には、隣り合う各前記扁平管の間にそれぞれ配置され、各前記扁平管の間における前記流路の少なくとも一部を閉塞し、前記冷媒が前記第二方向に流れること抑止する仕切部と、隣り合う前記仕切部に挟まれて形成され、前記冷媒が、各前記扁平管の前記第一方向および前記第二方向と交差する第三方向に流れる空間であり、各前記扁平管がそれぞれ挿入される挿入部と、隣り合う各前記挿入部のうち、前記第三方向における一方側同士を連通する第１連通路と、隣り合う各前記挿入部のうち、前記第三方向における他方側同士を連通する第２連通路と、が形成されており、前記第１連通路の前記第二方向に対して垂直な断面積は、前記第２連通路の前記第二方向に対して垂直な断面積よりも大きく、前記ヘッダに対して前記冷媒を流入させ、前記流路と接続される第１の冷媒流入口が、前記第１連通路に形成されるものである。

また、本開示に係る熱交換器を用いた空気調和装置は、少なくとも圧縮機、凝縮器、膨張弁および蒸発器を有するヒートポンプ式の冷媒回路を備え、前記凝縮器または前記蒸発器として上記熱交換器を搭載したものである。

本開示によれば、ヘッダの流路には、隣り合う扁平管の間にそれぞれ配置され、これら扁平管の間における流路の少なくとも一部を閉塞する仕切部と、隣り合う仕切部に挟まれて形成された冷媒が流れる空間であり、扁平管がそれぞれ挿入される挿入部と、隣り合う挿入部のうち、一方側同士を連通する第１連通路と、隣り合う挿入部のうち、他方側同士を連通する第２連通路と、が形成されている。第１連通路の断面積は、第２連通路の断面積よりも大きく、ヘッダに対して冷媒を流入させ、流路と接続される第１の冷媒流入口が、第１連通路に形成されるため、挿入部において発生する冷媒流れの拡大縮小による冷媒圧力損失を低減させ、流路小径化による圧力損失増大を抑制できる。

また、ヘッダは、扁平管の第一方向および第二方向と交差する第三方向の中心を通る中心面を境に分けた場合、２つの領域のうちの少なくとも一方の領域に流路と接続される第１の冷媒流入口が設けられており、第１の冷媒流入口が設けられる第１連通路の流路断面積が第２連通路の流路断面積よりも大きい。つまり、流路断面積が比較的大きいことにより冷媒流入口から扁平管の挿入部へ主に慣性力により冷媒を輸送する連通路と、流路断面積が比較的小さいことにより扁平管の挿入部を介して主に拡散により気液を交換する連通路と、が設けられた構成となっている。これにより、冷媒流速の変化による分配不均一を緩和することで、熱交換器性能を改善し、熱交換器を搭載する空気調和装置などのエネルギー効率を改善できる。かくして、冷媒圧力損失を低減させ、冷媒分配の均一化を図ることにより、熱交換器性能の改善を可能とする。

実施の形態１に係る空気調和装置の一例を示す冷媒回路図である。 実施の形態１に係る空気調和装置に搭載される熱交換器の一例を示す斜視図である。 図２の熱交換器のヘッダを部分的に断面で示す斜視図である。 図２のヘッダの平断面を示す模式図である。 図４のヘッダのＡ－Ａ視野における断面を示す模式図である。 図４のヘッダのＢ－Ｂ視野における断面を示す模式図である。 図４のヘッダのＣ－Ｃ視野における断面を示す模式図である。 比較例の熱交換器における冷媒の流れの説明に供し、ヘッダの断面を模式的に示す斜視図である。 実施の形態１に係るヘッダの冷媒の流れの説明に供し、図１の熱交換器におけるヘッダを部分的に断面で示す斜視図である。 実施の形態１に係るヘッダの圧損低減効果を示す概念図である。 比較例の熱交換器のヘッダの扁平管における孔間分配を示す模式図である。 実施の形態１のヘッダの扁平管における孔間分配を示す模式図である。 実施の形態１に係るヘッダの冷媒流れの説明に供する図である。 実施の形態１に係る熱交換器の性能改善効果と冷媒量削減効果を概念的に示すグラフである。 実施の形態１に係る熱交換器の流路断面積に対する冷媒分配による性能ロスの改善率を示すグラフである。 実施の形態１に係るヘッダの変形例を示す断面模式図である。 実施の形態１に係るヘッダの一例を示す分解斜視図である。 実施の形態１に係るヘッダの変形例を示す分解斜視図である。 実施の形態１に係るヘッダの変形例を示す分解斜視図である。 実施の形態１に係るヘッダの変形例を示す分解斜視図である。 実施の形態１に係るヘッダの変形例を示す断面斜視図である。 実施の形態１に係るヘッダの変形例における冷媒流れの説明に供し、ヘッダを部分的に断面で示す斜視図である。 実施の形態２に係る熱交換器におけるヘッダの平断面を示す模式図である。 比較例の熱交換器におけるヘッダの分配性能の説明に供する模式図である。 実施の形態２に係る熱交換器におけるヘッダの分配性能の説明に供する模式図である。 実施の形態２に係る熱交換器の変形例を示し、ヘッダのＸ－Ｚ面における断面を示す模式図である。 実施の形態３に係る熱交換器のヘッダを部分的に断面で示す斜視図である。 図２７のヘッダを示し、ヘッダの平断面を示す模式図である。 図２８のヘッダのＤ－Ｄ視野における断面を示す模式図である。 図２９のヘッダの変形例を示す断面模式図である。 実施の形態４に係る熱交換器におけるヘッダの平断面を示す模式図である。 実施の形態５に係る熱交換器におけるヘッダの平断面を示す模式図である。 実施の形態６に係る熱交換器におけるヘッダの平断面を示す模式図である。 実施の形態６に係る熱交換器の変形例を示すヘッダの平断面を示す模式図である。 実施の形態６に係る熱交換器の変形例を示すヘッダの平断面を示す模式図である。 実施の形態６に係る熱交換器の変形例を示すヘッダの平断面を示す模式図である。 実施の形態６に係る熱交換器の変形例を示すヘッダの平断面を示す模式図である。

以下、図面に基づいて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、同一のまた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、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。さらに、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。

実施の形態１
＜空気調和装置２００の構成＞
はじめに、実施の形態１に係る空気調和装置について説明する。図１は、実施の形態１に係る空気調和装置２００の一例を示す冷媒回路図である。なお、図１では、冷房運転時の冷媒の流れを破線矢印で示し、暖房運転時の冷媒の流れを実線矢印で示している。

図１に示すように、空気調和装置２００は、室外機ユニット２０１と、室内機ユニット２０２と、を備えている。室外機ユニット２０１は、室外熱交換器としての熱交換器１０、室外ファン１３、圧縮機１４、四方弁１５、室内熱交換器１６、絞り装置１７および不図示の室内ファンを備えている。圧縮機１４、四方弁１５、熱交換器１０、絞り装置１７、および室内熱交換器１６が冷媒配管１２によって接続され、冷媒回路が形成されている。

圧縮機１４は、冷媒を圧縮するものである。圧縮機１４で圧縮された冷媒は、吐出されて四方弁１５へ送られる。圧縮機１４は、例えば、ロータリー圧縮機、スクロール圧縮機、スクリュー圧縮機、または往復圧縮機等で構成することができる。

熱交換器１０は、暖房運転時には凝縮器として機能し、冷房運転時には蒸発器として機能するものである。熱交換器１０は、詳細は後述するが、本実施の形態１の場合、フィン１と扁平形状の伝熱管である扁平管２とが、扁平管２の伸長方向である第一方向Ｙに延びて設けられ、当該第一方向Ｙに直交する第二方向Ｚに交互に並んで配置されたフィンアンドチューブ型熱交換器として構成されている。扁平管２は、第一方向Ｙに垂直な断面が扁平形状をなし、内部に冷媒が流れる複数の冷媒流路２０が形成されている。また、扁平管２の第一方向Ｙにおける端部には、ヘッダ１１が設けられている（図２参照）。

絞り装置１７は、熱交換器１０または室内熱交換器１６を経由した冷媒を膨張させて減圧するものである。絞り装置１７は、例えば冷媒の流量を調整可能な電動膨張弁で構成することができる。なお、絞り装置１７としては、電動膨張弁だけでなく、受圧部にダイアフラムを採用した機械式膨張弁、またはキャピラリーチューブ等を適用することも可能である。

室内熱交換器１６は、暖房運転時には蒸発器として機能し、冷房運転時には凝縮器として機能するものである。室内熱交換器１６は、例えば、フィンアンドチューブ型熱交換器、マイクロチャネル熱交換器、シェルアンドチューブ式熱交換器、ヒートパイプ式熱交換器、二重管式熱交換器、又はプレート熱交換器等で構成することができる。

四方弁１５は、暖房運転と冷房運転とにおいて冷媒の流れを切り替えるものである。つまり、四方弁１５は、暖房運転時、圧縮機１４の吐出口と熱交換器１０とを接続すると共に、圧縮機１４の吸入口と室内熱交換器１６とを接続するように冷媒の流れを切り替える。また、四方弁１５は、冷房運転時、圧縮機１４の吐出口と室内熱交換器１６とを接続すると共に、圧縮機１４の吸入口と熱交換器１０とを接続するように冷媒の流れを切り替える。

室外ファン１３は、熱交換器１０に付設されており、熱交換器１０に熱交換流体である空気を供給するものである。

不図示の室外ファンは、室内熱交換器１６に付設されており、室内熱交換器１６に熱交換流体である空気を供給するものである。
＜空気調和装置２００の動作＞
次に、空気調和装置２００の動作について、冷媒の流れと共に説明する。まず、空気調和装置２００が実行する冷房運転について説明する。なお、冷房運転時の冷媒の流れは、図１に破線矢印で示している。ここでは、熱交換流体が空気であり、被熱交換流体が冷媒である場合を例に、空気調和装置２００の動作について説明する。

図１に示すように、圧縮機１４を駆動させることによって、圧縮機１４から高温高圧のガス状態の冷媒が吐出する。以下、破線矢印にしたがって冷媒が流れる。圧縮機１４から吐出した高温高圧のガス冷媒（単相）は、四方弁１５を介して凝縮器として機能する室内熱交換器１６に流れ込む。室内熱交換器１６では、流れ込んだ高温高圧のガス冷媒と、室外ファン（不図示）によって供給される空気との間で熱交換が行われて、高温高圧のガス冷媒が凝縮して高圧の液冷媒（単相）になる。

室内熱交換器１６から送り出された高圧の液冷媒は、絞り装置１７によって低圧のガス冷媒と液冷媒との二相状態の冷媒になる。二相状態の冷媒は、蒸発器として機能する熱交換器１０に流れ込む。熱交換器１０では、流れ込んだ二相状態の冷媒と、室外ファン１３によって供給される空気との間で熱交換が行われ、二相状態の冷媒のうち液冷媒が蒸発して低圧のガス冷媒（単相）になる。この熱交換によって、室内が冷却されることになる。熱交換器１０から送り出された低圧のガス冷媒は、四方弁１５を介して圧縮機１４に流れ込み、圧縮されて高温高圧のガス冷媒となって、再び圧縮機１４から吐出する。以下、このサイクルが繰り返される。

次に、空気調和装置２００が実行する暖房運転について説明する。なお、暖房運転時の冷媒の流れは、図１に実線矢印で示している。

図１に示すように、圧縮機１４を駆動させることによって圧縮機１４から高温高圧のガス状態の冷媒が吐出する。以下、実線矢印にしたがって冷媒が流れる。

圧縮機１４から吐出した高温高圧のガス冷媒（単相）は、四方弁１５を介して凝縮器として機能する熱交換器１０に流れ込む。熱交換器１０では、流れ込んだ高温高圧のガス冷媒と、室外ファン１３によって供給される空気との間で熱交換が行われ、高温高圧のガス冷媒が凝縮して高圧の液冷媒（単相）になる。この熱交換によって、室内が暖房されることになる。

熱交換器１０から送り出された高圧の液冷媒は、絞り装置１７によって、低圧のガス冷媒と液冷媒との二相状態の冷媒になる。二相状態の冷媒は、蒸発器として機能する室内熱交換器１６に流れ込む。室内熱交換器１６では、流れ込んだ二相状態の冷媒と、室外ファン（不図示）によって供給される空気との間で熱交換が行われ、二相状態の冷媒のうち液冷媒が蒸発して低圧のガス冷媒（単相）になる。

室内熱交換器１６から送り出された低圧のガス冷媒は、四方弁１５を介して圧縮機１４に流れ込み、圧縮されて高温高圧のガス冷媒となって、再び圧縮機１４から吐出する。以下、このサイクルが繰り返される。

上述した冷房運転および暖房運転の際、圧縮機１４に冷媒が液状態で流入すると、液圧縮を起こし、圧縮機１４の故障の原因となってしまう。そのため、冷房運転時の熱交換器１０、または、暖房運転時の室内熱交換器１６から流出する冷媒は、ガス冷媒（単相）となっていることが望ましい。

ここで、蒸発器では、ファンから供給される空気と、蒸発器を構成している伝熱管の内部を流動する冷媒との間で熱交換が行われる際に空気中の水分が凝縮し、蒸発器の表面に水滴が生ずる。蒸発器の表面に生じた水滴は、フィンおよび伝熱管の表面を伝って下方に滴下し、ドレン水として蒸発器の下方にて排出される。

また、室内熱交換器１６は、低外気温状態となっている暖房運転時、蒸発器として機能するため、空気中の水分が室内熱交換器１６に着霜することがある。そのため、空気調和装置２００では、外気が一定温度（例えば、０℃）以下となったときに霜を除去するための「除霜運転」を行う。

「除霜運転」とは、蒸発器として機能する室内熱交換器１６に霜が付着するのを防ぐために、圧縮機１４から室内熱交換器１６にホットガス（高温高圧のガス冷媒）を供給する運転のことである。なお、除霜運転を、暖房運転の継続時間が所定値（例えば、３０分）に達した場合に実行するようにしてもよい。また、除霜運転を、室内熱交換器１６が一定温度（例えば、マイナス６℃）以下の場合に、暖房運転を行う前に実行するようにしてもよい。室内熱交換器１６に付着した霜および氷は、除霜運転時に室内熱交換器１６に供給されるホットガスによって融解される。

例えば、除霜運転時に圧縮機１４から室内熱交換器１６にホットガスを直接的に供給できるように、圧縮機１４の吐出口と室内熱交換器１６との間をバイパス冷媒配管（図示せず）で接続するようにしてもよい。また、圧縮機１４から室内熱交換器１６にホットガスを供給できるように、圧縮機１４の吐出口を、冷媒流路切替装置（例えば、四方弁１５）を介して室内熱交換器１６に接続する構成としてもよい。

＜熱交換器１０について＞
次に、本実施の形態１における空気調和装置２００に搭載される熱交換器１０について説明する。図２は、実施の形態１に係る空気調和装置２００に搭載される熱交換器１０の一例を示す斜視図である。図３は、図２の熱交換器１０のヘッダ１１を部分的に断面で示す斜視図である。図４は、図２のヘッダ１１の平断面を示す模式図である。図５は、図４のヘッダ１１のＡ－Ａ視野における断面を示す模式図である。図６は、図４のヘッダ１１のＢ－Ｂ視野における断面を示す模式図である。図７は、図４のヘッダ１１のＣ－Ｃ視野における断面を示す模式図である。

なお、図２において、矢印で示すＡＦは、室外ファン１３（図１参照）から熱交換器１０へと供給される空気の通風方向を表し、矢印で示すＲＦは、熱交換器１０へ供給される冷媒の流通方向を表している。各々の扁平管２は、その平坦な扁平面が通風方向ＡＦと並行とされ、扁平面同士が対向するように互いに間隔をあけて配列されている。すなわち、各扁平管２は第一方向Ｙに垂直な断面において、その扁平形状の短手方向である第二方向Ｚに互いに間隔をあけて並んで配置される。なお、各扁平管２の断面の扁平形状において、以下では、その長手方向の長さを幅、短手方向の長さを厚みとして、長手方向を幅方向、短手方向を厚み方向等として説明する場合がある。各扁平管２の第一方向Ｙおよび第二方向Ｚと交差する、すなわち、各扁平管２の断面の長手方向（幅方向）は、扁平面に平行な方向であり、以下では第三方向Ｘとする。また、各図において、第一方向Ｙ、第二方向Ｚおよび第三方向Ｘは、相互に直交する関係であるように示すが、９０度に近い角度、例えば８０度など、で交差するようにしてもよい。

典型的な熱交換器１０は、ヘッダ１１に接続される扁平管２が多数であり、第一方向Ｙの長さは第三方向Ｘの長さに比べて大きく、第二方向Ｚの長さも第三方向Ｘの長さに比べて大きいものとされる。したがって、ヘッダ１１は第一方向Ｙに長手のものとされる。

図２に示すように、実施の形態１に係る熱交換器１０は、例えば一列構造のフィンアンドチューブ型熱交換器であり、フィン１と扁平管２と、が熱交換器１０の幅方向である第二方向Ｚに沿って交互に積層されている。なお、フィン１は、例えば多数の扁平管２と連結するプレート型であってもよいが、２つの扁平管２の扁平面間に挟まれたコルゲート型のフィンとしてもよい。この熱交換器１０において、扁平管２は、互いに間隔をあけて上下方向を向いて第一方向Ｙである水平方向に並んで配置され、隣り合う各扁平管２の間にフィン１が介在されている。また、これら隣り合う各扁平管２の伸長方向である第一方向Ｙにおける端部には、当該端部同士を連通するヘッダ１１が接続されている。なお、以下に説明する本実施の形態１の構成を有するヘッダ１１は、各扁平管２の第一方向Ｙにおける一方の端部のみに設けられてもよいし、両端部に設けられてもよい。また、ここでは、扁平管２が上下方向を向いて第二方向Ｚである水平方向に並んで配置された場合について述べるが、第二方向Ｚとしてはこれに限らない。例えば、扁平管２は、第二方向Ｚに向けて水平方向に伸長し、第一方向Ｙとしての鉛直方向に互いに間隔をあけて並んで配置されていてもよい。

図３に示すように、ヘッダ１１は、内部に冷媒を流通する流路２１が形成されている。この流路２１には、隣り合う扁平管２の間にそれぞれ仕切部７が配置されている。仕切部７は、隣り合う扁平管２の間における流路２１の少なくとも一部を閉塞する。また、流路２１には、隣り合う仕切部７に挟まれて形成された空間としての扁平管２が挿入された挿入部２３が、扁平管２の数に応じて設けられている。

ここで、図４および図５において一点鎖線で示すように、複数の扁平管２の第一方向Ｙおよび第二方向Ｚに交差する第三方向Ｘの中心を通る中心面１００を想定する。なお、中心面１００は第一方向Ｙおよび第二方向Ｚと平行な面であるため、図４および図５では一点鎖線で示している。そして、中心面１００を境として、ヘッダ１１を２つの領域４１および４２に分けた場合、それぞれの領域に隣り合う挿入部２３同士を連通する連通路２２ａおよび２２ｂが形成されている。連通路２２ａおよび２２ｂは、２つの領域４１および４２のそれぞれにおいて、扁平管２が並列される第二方向Ｚ、すなわち、ヘッダ１１の伸びる方向に連なって形成されている。連通路２２aは冷媒流入口３と挿入部２３を介さず接続し、連通路２２ｂは冷媒流入口３と挿入部２３を介して接続しており、連通路２２aの流路断面積を、他方の領域４２に位置する連通路２２ｂの流路断面積よりも大きく構成している。

図４および図５では典型的な例として、ヘッダ１１の流路２１における扁平管２の第三方向Ｘの両側部に連通路２２ａおよび２２ｂが設置された構造を示したが、２つの領域４１および４２のそれぞれに少なくとも１つあればよく、必ずしも第三方向Ｘの両側部になくともよい。２つの領域４１および４２のいずれか、または両方に複数の連通路２２ａおよび２２ｂを備えるようにしてもよい。

扁平管２は、内部に隣り合う複数の冷媒流路２０が形成された多穴管構造をなし、連通路２２ａおよび２２ｂは、図６および図７に示すように、挿入部２３において、扁平管２の内部の各冷媒流路２０が接続されている。さらに、ヘッダ１１の２つの領域４１および４２のうちの少なくとも一方の領域４１または４２には、流路２１と接続される第１の冷媒流入口としての冷媒流入口３（図２参照）が設けられている。

次に、ヘッダ１１における冷媒の流れについて、比較例と比較しながら説明する。図８は、比較例の熱交換器における冷媒の流れの説明に供し、ヘッダ５０１の断面を模式的に示す斜視図である。図９は、実施の形態１に係るヘッダ１１の冷媒の流れの説明に供し、図１の熱交換器１０におけるヘッダ１１を部分的に断面で示す斜視図である。図１０は、実施の形態１に係るヘッダ１１の圧損低減効果を示す概念図である。図１１は、比較例の熱交換器のヘッダ５０１の扁平管５０２における孔間分配を示す模式図である。図１２は、実施の形態１のヘッダ１１の扁平管２における孔間分配を示す模式図である。図１３は、実施の形態１に係るヘッダ１１の冷媒流れの説明に供する図である。図１４は、実施の形態１に係る熱交換器１０の性能改善効果と冷媒量削減効果を概念的に示すグラフである。図１５は、実施の形態１に係る熱交換器の流路断面積に対する冷媒分配による性能ロスの改善率を示すグラフである。

ここで、ヘッダでは、一般に、扁平管２とヘッダ１１との接続強度の確保と、接続に用いるロウ材が扁平管２内の冷媒流路２０へ流入することによる品質低下の防止と、を目的に扁平管２をヘッダ１１内部の流路２１内へ突き出した構造となっている。

図８に示すように、比較例のヘッダ５０１では、流路５２１における各扁平管５０２の挿入部５２３周辺に、それぞれ流路５２１の縮小部ＣＡと拡大部ＢＡとが形成されていた。したがって、比較例のヘッダ５０１では、冷媒が流路５２１において収縮と膨張とを繰り返して流れるため、冷媒の質量速度と正の相関とを示す流れの拡大縮小による冷媒圧力損失が発生していた。特に、ヘッダ５０１の上流側に接続された扁平管５０２の本数をn、扁平管５０２を流れる平均流速をＧｍ［ｋｇ／ｍ^２ｓ］として、ｎ本の扁平管５０２の挿入部５２３を流れる流速は、ｎ×Ｇｍ［ｋｇ／ｍ^２ｓ］となる。そして、冷媒は、ヘッダ５０１の上流側に接続された扁平管５０２から、下流側に接続された扁平管５０２まで、流路５２１の拡大部ＢＡと縮小部ＣＡとをｎ回流れるため、冷媒圧力損失が増大し、熱交換器性能が低下することとなっていた。

これに対し、本実施の形態１における熱交換器１０では、ヘッダ１１内の流路２１に仕切部７を設け、ヘッダ１１の２つの領域４１および４２におけるそれぞれの流路２１に、各扁平管２の挿入部２３同士を連通する連通路２２ａおよび２２ｂを設けている。そして、気液二相状態の冷媒は、図９に示すように、これら連通路２２ａおよび２２ｂを介して流れるようになっている。連通路２２ａおよび２２ｂは、中心面１００を挟んで第三方向Ｘの両側に設けられ、且つ、挿入部２３は、仕切部７によって第三方向Ｘに冷媒が流れる流路として機能する。冷媒は、挿入部２３において扁平管２の端部の長手方向に沿って第三方向Ｘに流れる。図９に示されるように、典型的な挿入部２３は、第二方向Ｚの長さが第三方向Ｘの幅よりも小さい扁平形状をなしている。さらに、挿入部２３は、扁平管２の端部からの距離が一定となるようにされ、連通路２２ａおよび２２ｂは、第二方向Ｚに一定の流路断面積を有するようにされる。連通路２２ａおよび２２ｂを流れる冷媒は、順次、挿入部２３に分配された後、各扁平管２に流入する。このような構造であるため、図８に示した比較例の構造で生じるような扁平管２の端部の挿入による拡大縮小の影響を受け難い。

さらに、連通路２２ｂでは、連通路２２aよりも流路断面積が小さいことで、冷媒量の削減に加え、連通路２２aに対する冷媒の上流側から下流側への流量が小さくなり、異なる挿入部２３の間の冷媒の気液比を均等化するように気液の交換を行うこととなる。このため、慣性力による液冷媒の下流への過剰供給を軽減し、冷媒量削減と熱交換器性能とを両立できる。

本実施の形態１のヘッダ１１では、比較例の流路５２１の挿入部５２３周辺に形成された縮小部ＣＡと拡大部ＢＡとを繰り返して流れるヘッダ５０１に比べて、冷媒流量が約１／ｎと小さくすることができる。さらに、冷媒が各扁平管２へ至るまでに挿入部２３を流れる回数を１～２回程度に抑えるため、流れの拡大縮小による圧力損失を低減できる。したがって、このようなヘッダ１１を備える本実施の形態１の熱交換器１０では、流路２１の小径化による圧力損失増大を抑制し、冷媒量削減と熱交換器性能の改善とを両立できる。

図１０において、破線は比較例のヘッダ５０１における冷媒の分配効率を示し、実線は本実施の形態１のヘッダ１１における冷媒の分配効率を示している。図１０に示すように、特に、ヘッダ１１の流路２１における圧力損失のうち、前述した流れの拡大縮小による圧力損失が占める割合に着目してみると、その割合は、冷媒の質量速度が高い高能力運転時に対して、冷媒の質量速度が低い底能力運転時の方が大きくなる。ここで、破線の円Ｈは、ヘッダ５０１とヘッダ１１とにおける冷媒の圧力損失の低減効果において、質量速度が低いほど、当該低減効果が大きくなることを示している。これは、発明者らの試験で明らかとなっており、空気調和装置などの期間効率を支配する低能力運転において、特に性能改善効果が大きい。また、オレフィン系冷媒、プロパンまたはＤＭＥ(ジメチルエーテル)等、Ｒ３２冷媒またはＲ４１０Ａ冷媒に対して、ガス密度の小さい冷媒は、能力当たりの冷媒流速が高くなるため、圧力損失低減による性能改善効果が大きい。なお、オレフィン系冷媒としては、ＨＦＯ１２３４ｙｆ、もしくは、ＨＦＯ１２３４ｚｅ（Ｅ）等が挙げられる。

次に、図１１と図１２を用いて、比較例のヘッダ５０１における扁平管５０２の冷媒流路５２０と、本実施の形態１のヘッダ１１における扁平管２の冷媒流路２０と、における冷媒の分配について説明する。なお、扁平管５０２および扁平管２は、一般に耐圧強度を確保するため、それぞれ同様に内部に複数の冷媒流路５２０および２０が仕切りを設けて形成された多穴管構造をなしている。

図１１に示すように、比較例のヘッダ５０１では、流路５２１が各扁平管５０２の端部の長手方向、すなわち第三方向Ｘにおける一方の端部にのみ設けられ、その流路５２１に各扁平管５０２の挿入部５２３同士を連通する連通路５２２が設けられている。冷媒は、挿入部５２３に対し、連通路５２２と連なった片側端部から流入し、各冷媒流路５２０に順次分配されるため、冷媒流路５２０間で不均等分配が発生し、伝熱性能が低下していた。

これに対し、本実施の形態１のヘッダ１１では、図１２に示すように、流路２１を各扁平管２の第三方向Ｘにおける両端部に設け、これら流路２１にそれぞれ連通路２２ａおよび２２ｂを設けている。つまり、ヘッダ１１では、扁平管２の断面における中心面１００を境とする異なる２つの領域４１および４２のそれぞれに、扁平管２の挿入部２３の連通路２２ａおよび２２ｂを設けているため、冷媒流路２０間の分配不均一が低減し、熱交換器性能が改善する。

さらに、扁平管２の中心面１００を境とする異なる２つの領域４１および４２のそれぞれの流路２１に、挿入部２３同士を連通する連通路２２ａおよび２２ｂを少なくとも１つ設けているため、冷媒流れは一方の領域４１に位置する連通路２２ａから挿入部２３に流入する。そして、挿入部２３において扁平管２へ流れる主流と、他方の領域４２に位置する連通路２２ｂへ流れる傍流に分岐する。他方の領域４２に位置する連通路２２ｂを流れる冷媒流れは、連通路２２ｂの流路断面積が連通路２２aに対して小さいことで第１方向の冷媒流速が連通路２２aに対して低く、慣性力による冷媒輸送効果が比較的小さくなる。よって、流路２１の気液濃度勾配に起因した拡散による効果が大きくなる。

このとき、図１３に示すように、拡散は気液濃度勾配を緩和するように、隣り合う扁平管２同士における隣り合う挿入部２３間で生じ、ガス冷媒または液冷媒の交換が発生する。このため、本実施の形態１のヘッダ１１では、図１２のような比較例のヘッダ５０１において扁平管５０２に流れていた気液二相割合(以下、分配)を支配する流れの慣性力による分配不均一を緩和して熱交換器性能の改善を図ることができる。よって、熱交換器１０を搭載する空気調和装置２００などのエネルギー効率を改善できる。

図１４において、破線は比較例のヘッダ５０１を備える熱交換器１０の熱交換器性能を示し、実線は本実施の形態１のヘッダ１１を備える熱交換器１０の熱交換器性能を示している。図１４に示すように、本実施の形態１の熱交換器１０では、比較例のヘッダ５０１を有する熱交換器に対し、熱交換器性能の管内容積に対する感度が小さく、より低容積で熱交換器性能を維持可能であり、冷媒量削減と性能向上の両立が可能なことがわかる。

図１５において、横軸は、連通路２２ｂの流路断面積Ｓｂの連通路２２ｂの流路断面積Ｓａに対する面積比であり、値の０は連通路２２ｂがないヘッダ５０１を、値の１は連通路２２aと連通路２２ｂの流路断面積が等しいことを示す。また、縦軸は、均等分配を仮定した熱交換器１０の熱交換器性能に対する比較例のヘッダ５０１を搭載する熱交換器１０の熱交換器性能の低下率を１００％とした冷媒分配による性能ロス改善率を示す。本開示者らは、この評価試験により、流路断面積比Ｓｂ/Ｓaを１より小さくすることで、冷媒の分配を改善し、熱交換器性能ロスを最大５０％以上低減することを確認した。流路断面積比Ｓｂ/Ｓaが著しく小さくなると、連通路２２ｂの流路断面積に対して濡れぶち長さが比較的大きくなり、壁面の液膜の表面張力により拡散による分配改善効果が阻害され性能が低下する。一方で、流路断面積比Ｓｂ/Ｓaが大きくなり、１以上になると連通路２２ｂを流れる冷媒流量が大きくなり慣性力が増大し、拡散による分配改善効果が阻害され性能が低下する。特に、流路断面積比Ｓｂ/Ｓaを０．１５より大きく０．８より小さくすることで、熱交換器性能ロスを最大３０％以上低減し効果が大きい。

＜実施の形態１の効果＞
以上、説明したように、本実施の形態１の熱交換器１０およびそれを搭載した空気調和装置２００では、ヘッダ１１内に、隣り合う扁平管２の間の流路２１の少なくとも一部を閉塞する仕切部７を備える。また、隣り合う仕切部７に挟まれて形成された扁平管２の挿入部２３同士の間に、これら挿入部２３間を連通する連通路２２aおよび２２ｂが形成されている。このとき、ヘッダ１１の流路２１における連通路２２aは、扁平管２が挿入された挿入部２３を介さず構成しているため、挿入部２３において発生する冷媒流れの拡大縮小による冷媒圧力損失を低減させ、流路２１の小径化による圧力損失増大を抑制できる。

また、ヘッダ１１は、扁平管２の第三方向Ｘにおける中心を通る中心面１００を境として異なる２つの領域４１および４２に分けた場合、２つの領域４１および４２のそれぞれに、連通路２２aおよび２２ｂが設けられている。２つの領域４１および４２のうちの少なくとも一方の領域４１には、流路２１と接続される冷媒流入口３が設けられている。連通路２２aに冷媒流入口３を設けることで、冷媒流入口３から扁平管２の挿入部２３へ主に慣性力により冷媒を輸送する連通路２２aと、扁平管２の挿入部２３を介して主に拡散により気液を交換する連通路２２ｂと、が設けられた構成となる。これにより、冷媒流速の変化による分配不均一を緩和することで、熱交換器性能を改善し、熱交換器１０を搭載する空気調和装置２００などのエネルギー効率を改善できる。かくして、冷媒圧力損失を低減させ、冷媒分配の均一化を図ることにより、熱交換器性能の改善を可能とする。また、少なくとも挿入部２３と連通路２２ｂとの接合部において、挿入部２３の第２方向の幅は中実の仕切部７の第２方向の幅より小さく構成することで、連通路２２ａの冷媒流れの慣性力が連通路２２ｂの流れへ与える影響を低減して熱交換器性能を改善し、さらに仕切部７が幅広でかつ中実であるため省冷媒化が可能となり特に効果的である。

なお、図１～図３においては、熱交換器１０に対してヘッダ１１を重力方向の上下にそれぞれ配置する構成で示しているが、ヘッダ１１の配置はこれに限ることはない。熱交換器１０に対するヘッダ１１の配置としては、例えば、重力方向の上下における一方のみでもよい。また、扁平管２を第一方向Ｙではなく第二方向Ｚに向かって伸長し、第一方向Ｙに互いに間隔をあけて並んで配置した場合、ヘッダ１１を重力方向に直交する側面に位置する左右の少なくとも一方に配置してもよい。ただし、重力方向上側あるいは下側に配置する方が、気液密度差による拡散の阻害を緩和できるため、より効果的である。また、図１において、空気調和装置２００は、熱交換器１０を室外機ユニット２０１に搭載しているが、室内機ユニット２０２に搭載してもよく、その効果に支障はない。また、ヘッダ１１の上流側または下流側に仕切部７を設けない領域があってもよい。

図１６は、実施の形態１に係るヘッダ１１の変形例を示す断面模式図である。さらに、ヘッダ１１の構成としては、例えば、図１６に示すように、隣り合う扁平管２の一部が仕切部７によって仕切られていなくてもよい。特に、拡散が発生する部位における連通路２２の仕切部７を減らすことで、分配に対する慣性力の寄与を低減できる。

ここで、ヘッダ１１の具体的な構成例について説明する。図１７は、実施の形態１に関わるヘッダ１１の一例を示す分解斜視図である。図１８は、実施の形態１に関わるヘッダ１１の変形例を示す分解斜視図である。図１９は、実施の形態１に関わるヘッダ１１の変形例を示す分解斜視図である。図２０は、実施の形態１に係るヘッダ１１の変形例を示す分解斜視図である。図１７～図２０には、ヘッダ１１の部品構成例を示す。

図１７に示すように、本実施の形態１のヘッダ１１は、矩形箱形のヘッダ１１に対し、複数の扁平管２と、管状の冷媒流入口３と、仕切部７と、を組み付け、ヘッダ１１の第二方向Ｚの両端に形成された開口を蓋部材８０によって閉塞する構成とすることが好ましい。この場合、各構成部品は、例えばロウ付け加工により接合することが好ましい。

また、ヘッダ１１は、図１８にその変形例を示すように、互いに対向する面が開口された矩形箱形の蓋部材８１および８２によって構成するようにしてもよい。この場合、蓋部材８１および８２は、それぞれ内部に前述した連通路２２aおよび２２ｂ（ここでは、便宜上、図示省略する）を設ける流路２１が形成されている。そして、仕切部７に対して複数の扁平管２をその厚み方向である第二方向Ｚに並べた状態で組み付けると共に、これら扁平管２が組み付けられた仕切部７の扁平管２における幅方向である第三方向Ｘの両端部を覆うように、蓋部材８１および８２が組み付けられる。かかる構成により、扁平管２を仕切部７に対して第一方向Ｙ向きに挿入して組み合わせる場合と比較して、扁平管２の位置調整が容易となり、位置決め不良による流路２１の閉塞またはつぶれの発生を抑制できる。

さらに、ヘッダ１１は、図１９にその変形例を示すように、第二方向Ｚに押し出された部材８２とその第二方向Ｚの両端を閉塞する蓋部材８０を組み付けて構成するようにしてもよい。この場合、押し出し部材と仕切り部材とに囲まれる空間に前述した連通路２２aおよび２２ｂが形成されている。そして、押し出し部材８２の第二方向Ｚの両端部を覆う蓋部材８０において、連通路２２aを閉塞する一端に冷媒流入口３が組み付けられる。かかる構成により、図１８に示す変形例の効果に加えて、連通路２２aおよび２２ｂの流路断面積の調整が容易となる。

さらに、図２０にその変形例を示すように、複数の板状部材９１～９４を積層することで、ヘッダ１１を構成してもよい。この場合、板状部材９１は、複数の扁平管２を貫通して保持する貫通部９０が形成され、蓋部として機能する。また、板状部材９２は、扁平管２の数に応じた挿入部２３が形成されている。なお、貫通部９０は、扁平管２の外周と一致する大きさで形成され、挿入部２３より小さく形成されているため、扁平管２が組み付けられた状態で、挿入部２３の上面側を閉塞するようになっている。板状部材９３は、第三方向Ｘの両端側部に連通路２２ａおよび２２ｂが形成されている。板状部材９４は、管状の冷媒流入口３が接続され、ヘッダ１１の底面を構成する。そして、これら板状部材９１～９４は、扁平管２の第一方向Ｙに積層して組み付けられることで、ヘッダ１１を構成する。

図２１は、実施の形態１に係るヘッダ１１の変形例を示す断面斜視図である。なお、図２１に示すように、本実施の形態１に係るヘッダ１１の連通路２２ａおよび２２ｂは、扁平管２の中心面１００を境とする２つの領域４１および４２のそれぞれに設けている限り、連通路２２ａおよび２２ｂが挿入部２３の下方に配置されてもよい。かかる構成によれば、連通路２２ａおよび２２ｂの流路径を、熱交換器１０の通風方向ＡＦ（ヘッダ１１の第三方向Ｘ、図２参照）にヘッダ１１を大型化することなく設計できる。このため、扁平管２の第三方向Ｘに、異なる扁平管２を並列に並べ、熱交換器１０の通風方向ＡＦの上流側と下流側とにそれぞれ異なる熱交換器１０を構成する場合、または、熱交換器１０を製品筐体内に設置する場合の省スペース化を図ることができる。

図２２は、実施の形態１に係るヘッダ１１の変形例における冷媒流れの説明に供し、ヘッダ１１を部分的に断面で示す斜視図である。図２２に示すように、ヘッダ１１において、流路２１の上流側に配置される第一の伝熱管群５１と、流路２１の下流側に配置される第二の伝熱管群５２と、に区画し、ヘッダ１１の上流側および下流側それぞれに伝熱部を設けて構成してもよい。この場合、ヘッダ１１内の流路２１の圧力損失を低減することにより、上流側の伝熱部と下流側の伝熱部とで、流れる冷媒の凝縮温度(あるいは蒸発温度)差が小さくなるため、熱交換器性能の向上効果が大きくなる利点を有する。

実施の形態２
次に、実施の形態２に係る熱交換器１０およびそれを搭載した空気調和装置２００について説明する。図２３は、実施の形態２に係る熱交換器１０におけるヘッダ１１の平断面を示す模式図である。図２４は、比較例の熱交換器におけるヘッダ５０１の分配性能の説明に供する模式図である。図２５は、実施の形態２に係る熱交換器１０におけるヘッダ１１の分配性能の説明に供する模式図である。図２６は、実施の形態２に係る熱交換器１０の変形例を示し、ヘッダ１１のＸ－Ｚ面における断面を示す模式図である。なお、便宜上、図２５において見易さを考慮し、ヘッダ１１の各部について符号を省略しているが、ヘッダ１１としては図２３と同様であるため、これに相当するものとする。

実施の形態２は、実施の形態１のヘッダ１１を一部変更したものであり、熱交換器１０および空気調和装置２００の全体構成は実施の形態１と同様であるため、図示および説明を省略し、同様あるいは相当部分には同じ符号を付している。実施の形態１に係る熱交換器１０のヘッダ１１は中心面１００を挟んで２つの領域が対称である構造を基本としたが、本実施の形態２のように非対称としてもよい。

実施の形態２に係る熱交換器１０のヘッダ１１は、図２３に示すように、冷媒流入口２４の配置を、ヘッダ１１の中心面１００を境として、熱交換器１０の通風方向ＡＦ（図２参照）である扁平管２の第三方向Ｘに沿って、偏心した位置としている。これに合わせて、一方の領域４１側の連通路２２ａの位置は、他方の領域４２側の連通路２２ｂの中心面１００に対称な位置から第三方向Ｘに偏心している。つまり、冷媒流入口２４が一方の領域４１側の連通路２２ａと接続される位置は、他方の領域４２側の連通路２２ｂの中心面１００に対称な位置から第三方向Ｘにずれている。例えば、本実施の形態２の場合、冷媒流入口２４は、ヘッダ１１の第三方向Ｘに異なる２つの領域のうちの、一方の領域４１側に偏心した位置に設けられている。なお、冷媒流入口２４の配置としては、これに限らず、他方の領域４２側に偏心して構成されてもよい。

図２４に示すように、比較例の構成においては、連通路５２２が形成された流路５２１を、扁平管５０２の第三方向Ｘの端部において、一方の端部にのみ設けている。このため、扁平管５０２への液輸送量が慣性力支配であり、質量速度が大きい運転において液冷媒が下流の扁平管５０２に、質量速度が小さい運転において液冷媒が上流の扁平管５０２に偏って輸送され、熱交換器性能が低下する。

これに対して、実施の形態２の熱交換器１０のヘッダ１１では、図２５に示すように、連通路２２ａおよび２２ｂから挿入部２３への分配特性に関し、一方の領域４１に位置する連通路２２ａでは、冷媒の慣性力が支配的となる。また、他方の領域４２に位置する連通路２２ｂでは、挿入部２３から連通路２２ｂへの衝突による拡散が支配的となる。このとき、質量速度が大きい運転において、一方の領域４１に位置する連通路２２ａを流れる慣性力が大きくなり、下流の扁平管２の挿入部２３への液冷媒の輸送量が大きくなるが、他方の領域４２に位置する連通路２２ｂへの流出量も多くなる。一方、質量速度が小さい運転において、一方の領域４１に位置する連通路２２ａを流れる慣性力が小さくなり、下流の扁平管２の挿入部２３への液冷媒の輸送量が小さくなるが、他方の領域４２に位置する連通路２２ｂの拡散による液輸送量が多くなる。よって、冷媒分配の質量速度に対する感度が軽減され、広い能力帯において性能が改善する。

また、図２３に示すように、冷媒流入口２４を扁平管２の断面の中心面１００から、一方の領域４１に偏心して構成する場合において、一方の領域４１に位置する連通路２２ａの流路径を水力直径Ｄ１とする。また、他方の領域４２に位置する連通路２２ｂの流路径を水力直径Ｄ２とする。このとき、一方の領域４１に位置する連通路２２ａの水力直径Ｄ１を、他方の領域４２に位置する連通路２２ｂの水力直径Ｄ２よりも大きくすることで、他方の領域４２に位置する連通路２２ｂにおける拡散による液輸送効果が向上し、性能が向上する（図２５参照）。例えば水力直径Ｄ２を小さくする手段として、図２６に示すように他方の領域４２に位置する流路２１の連通路２２ｂに多孔質体６を配置することで、連通路２２ｂにおいて冷媒が通過する進路（通液路）に対して濡れ縁面積を大きくしてもよい。

＜実施の形態２の効果＞
以上、本実施の形態２の熱交換器１０およびそれを搭載した空気調和装置２００では、冷媒流入口２４を、ヘッダ１１の中心面１００から、熱交換器１０の通風方向ＡＦである扁平管２の第三方向Ｘ（例えば一方の領域４１側）に偏心して配置した。連通路２２ａおよび２２ｂから挿入部２３への分配特性に関し、一方の領域４１に位置する連通路２２ａでは、冷媒の慣性力が支配的となり、他方の領域４２に位置する連通路２２ｂでは、挿入部２３から連通路２２ｂへの衝突による拡散が支配的となる。よって、冷媒分配の質量速度に対する感度が軽減され、広い能力帯において熱交換器性能を改善できる。

また、一方の領域４１に位置する連通路２２ａの流路径を水力直径Ｄ１とし、他方の領域４２に位置する連通路２２ｂの流路径を水力直径Ｄ２とするとき、水力直径Ｄ１を、水力直径Ｄ２よりも大きくする。これにより、他方の領域４２の連通路２２ｂにおける拡散による液輸送効果が向上し、熱交換器性能を向上させることができる。

実施の形態３
次に、実施の形態３に係る熱交換器１０およびそれを搭載した空気調和装置２００について説明する。図２７は、実施の形態３に係る熱交換器１０のヘッダ１１を部分的に断面で示す斜視図である。図２８は、図２７のヘッダ１１を示し、ヘッダ１１の平断面を示す模式図である。図２９は、図２８のヘッダ１１のＤ－Ｄ視野における断面を示す模式図である。図３０は、図２９のヘッダ１１の変形例を示す断面模式図である。

実施の形態３は、実施の形態２のヘッダ１１を一部変更したものであり、熱交換器１０および空気調和装置２００の構成は実施の形態１と同様であるため、説明を省略し、同様あるいは相当部分には同じ符号を付している。

本実施の形態３のヘッダ１１は、図２７～図２９に示すように、扁平管２の断面の中心面１００（図２６参照）から、扁平管２の第三方向Ｘである熱交換器１０の通風方向ＡＦ（図２参照）に偏心した位置に冷媒流入口２４が設けられている。具体的に、冷媒流入口２４は、例えば２つの領域４１および４２のうちの一方の領域４１側に設けられている。また、この冷媒流入口２４が接続された流路２１における連通路２２ａにのみ、連通路２２aと、扁平管２が挿入された挿入部２３と、を接続する接続部位に、縮流孔４が設けられている。なお、縮流孔４は、図２９に示すように、ヘッダ１１における扁平管２の第三方向Ｘに延びて配置される挿入部２３（図２７および図２８参照）に対して、扁平管２と同一線上に位置するように配置されていることが好ましい。

＜実施の形態３の効果＞
以上、実施の形態３のヘッダ１１では、冷媒流入口２４を備える一方の領域４１の連通路２２ａと扁平管２の挿入部２３との間に縮流孔４を設けることで、気液二相分配の慣性力に対する感度を低減する。また、連通路２２ｂに縮流孔４を設けないことでヘッダが大型化しない。このため、他方の領域４２の連通路２２ｂにおける拡散による分配改善効果が向上し、熱交換器性能を改善できる。

なお、縮流孔４は、図３０に示すように、ヘッダ１１における扁平管２の第三方向Ｘに延びて配置される挿入部２３（図２５および図２６参照）に対して、扁平管２と同一線上の位置から、扁平管２が並列される第一方向Ｙに偏心した位置に配置されていてもよい。

このように、縮流孔４が挿入部２３に対して第二方向Ｚに偏心しているため、縮流孔４の流路中心が、一般に挿入部２３の中心近傍に位置する扁平管２の中心軸から外れる。これにより、一方の領域４１の連通路２２ａから他方の領域４２の連通路２２ｂへの冷媒流れにおける扁平管２の流路２１への突き出し部分への衝突が軽減し、他方の領域４２の連通路２２ｂへの冷媒流速が向上する。よって、攪拌の促進により、拡散による分配改善効果が向上し、熱交換器性能が向上する。

実施の形態４
次に、実施の形態４に係る熱交換器１０およびそれを搭載した空気調和装置２００について説明する。図３１は、実施の形態４に係る熱交換器１０におけるヘッダ１１の平断面を示す模式図である。実施の形態４は、実施の形態２のヘッダ１１を一部変更したものであり、熱交換器１０および空気調和装置２００の構成は実施の形態１と同様であるため、説明を省略し、同様あるいは相当部分には同じ符号を付している。

本実施の形態４に係る熱交換器１０のヘッダ１１は、図３１に示すように、隣り合う扁平管２の間にそれぞれ配置された仕切部７の少なくともいずれかに、当該仕切部７を第三方向Ｘに沿って貫通する接続流路５が形成されている。この接続流路５は、流路２１を、扁平管２の中心面１００を境に隔てた２つの領域４１および４２のそれぞれに配置された連通路２２ａと連通路２２ｂとを接続するものである。この接続流路５は、挿入部２３と平行、すなわち、扁平管２の第三方向Ｘである熱交換器１０の通風方向ＡＦ（図２参照）、に沿って設けられ、扁平管２が挿入されることはない。また、接続流路５は、ヘッダ１１に少なくとも１つ設けられている。

＜実施の形態４の効果＞
以上、本実施の形態４のヘッダ１１では、２つの領域４１および４２の連通路２２ａと連通路２２ｂとを接続する、扁平管２を挿入しない接続流路５を設けることで、挿入部２３に対して冷媒流速が大きい流れを形成する。これにより、接続流路５を流れる冷媒によって、例えば一方の領域４１に偏心して構成するヘッダ１１において、他方の領域４２に位置する連通路２２ｂの冷媒の攪拌が促進し、分配改善効果が向上し、熱交換器性能を向上させることができる。

実施の形態５
次に、実施の形態５に係る熱交換器１０について説明する。図３２は、実施の形態５に係る熱交換器１０におけるヘッダ１１の平断面を示す模式図である。本実施の形態５は、実施の形態１のヘッダ１１を一部変更したものであり、熱交換器１０の構成は実施の形態１と同様であるため、説明を省略し、同様あるいは相当部分には同じ符号を付している。

実施の形態５に係る熱交換器１０のヘッダ１１は、流路２１を、扁平管２の中心面１００で隔てた２つの領域４１および４２のうちの一方に位置する連通路２２ａと他方に位置する連通路２２ｂとの少なくとも一部が、挿入部２３と接続されていない。換言すれば、かかるヘッダ１１は、一方の領域４１に位置する連通路２２ａと、他方の領域４２に位置する連通路２２ｂと、のうち、例えば、一方の領域４１の連通路２２ａと直接連通させずに遮断する挿入部２３ａが設けられている。

＜実施の形態５の効果＞
以上、本実施の形態５のヘッダ１１では、熱交換器１０（図１等参照）に通風する風量分布に合わせた二相冷媒の分配設計が可能となり、熱交換器性能が改善される。なお、一方の領域４１に位置する連通路２２ａと連通していない挿入部２３ａは、他方の領域４２に位置する連通路２２ｂと連通していればよい。

実施の形態６
次に、実施の形態６に係る熱交換器１０について説明する。図３３は、実施の形態６に係る熱交換器１０におけるヘッダ１１の平断面を示す模式図である。実施の形態６は、熱交換器１０のヘッダ１１を一部変更したものであり、熱交換器１０の構成は実施の形態１と同様であるため、説明を省略し、同様あるいは相当部分には同じ符号を付している。

実施の形態６に係る熱交換器１０のヘッダ１１は、図３３に示すように、ヘッダ１１の流路２１の上流側における第一の伝熱管群５１と、流路２１の下流側の第二の伝熱管群５２とを備えている。加えて、実施の形態６に係るヘッダ１１は、２つの異なる冷媒流入口として第１の冷媒流入口２４ａと、第２の冷媒流入口２４ｂと、を有している。第１の冷媒流入口２４ａは、一方の領域４１に配置された連通路２２aと接続されている。第２の冷媒流入口２４ｂは、他方の領域４２の連通路２２ｂに接続されている。第２の冷媒流入口２４ｂの流路径は、第１の冷媒流入口２４aよりも小さい。

また、第一の伝熱管群５１と第二の伝熱管群５２とが接続する流路２１の一部あるいは全てをヘッダ３１とみなしたとする。この場合、図３３に示すヘッダ３１の流路２１の平断面である第一方向Ｙ（不図示）の断面を見て、連通路２２ｂのうち、第一の伝熱管群５１と第二の伝熱管群５２との間に位置する第２の冷媒流入口２４ｂ周辺の流路の一部の径がその他の位置の径よりも小さい。

＜実施の形態６の効果＞
以上、本実施の形態６のヘッダ１１では、第１の冷媒流入口２４ａおよび第２の冷媒流入口２４ｂは、流路断面積が小さい連通路２２ｂと接続する第２の冷媒流入口２４ｂの流路径を、流路断面積が大きい連通路２２aと接続する第１の冷媒流入口２４aの流路径よりも小さく構成した。これによれば、連通路２２ｂに流れる冷媒流量を低減し、冷媒質量速度と正の相関のある慣性力に対する気液二相分配の感度を低減して広い運転能力帯で熱交換器性能を改善できる。

図３４は、実施の形態６に係る熱交換器１０の変形例を示すヘッダ１１の平断面を示す模式図である。図３５は、実施の形態６に係る熱交換器１０の変形例を示すヘッダ１１の平断面を示す模式図である。図３４および図３５に示すように、第２の冷媒流入口２４ｂの流路液を「０」としてもよい。すなわち、図３４では、第２の冷媒流入口２４ｂを無くし、図３５では、第２の冷媒流入口２４ｂに替えて仕切り２９を設けることで、ヘッダ１１の連通路２２ｂに流れる冷媒流量を「０」としてもよい。

図３６は、実施の形態６に係る熱交換器１０の変形例を示すヘッダ１１の平断面を示す模式図である。図３６に示すように、連通路２２aおよび２２ｂを上流側の熱交換器のヘッダ３０の連通路と一体で構成してもよい。

図３７は、実施の形態６に係る熱交換器１０の変形例を示すヘッダ１１の平断面を示す模式図である。図３７に示すように、ヘッダ１１に接続する扁平管２の一部を第一の伝熱管群５１を構成する扁平管２とすることで、冷媒流れの最も上流側の少なくとも一つの扁平管が第２の冷媒流入口２４ｂとして機能してもよい。かかる構成により、連通路２２ｂへ第二方向Yへの慣性力を低減して冷媒を供給できるため、連通路２２ｂにおいて気液の拡散による性能改善効果が向上する。

なお、ここでは、熱交換器１０の伝熱管群として第一の伝熱管群５１と第二の伝熱管群５２との２つで構成される場合について述べているが、これに限定されることはない。例えば、熱交換器１０の伝熱管群は３つ以上で構成されてもよく、前述した構成が２つの伝熱管群毎に異なっていてもよい。

１ フィン、２ 扁平管、３ 冷媒流入口、４ 縮流孔、５ 接続流路、６ 多孔質体、７ 仕切部、１０ 熱交換器、１１ ヘッダ、１２ 冷媒配管、１３ 室外ファン、１４ 圧縮機、１５ 四方弁、１６ 室内熱交換器、１７ 絞り装置、１８ バイパス流路、１９ 絞り装置、２０ 冷媒流路、２１ 流路、２２ 連通路、２２a 連通路、２２ｂ 連通路、２３ 挿入部、２３ａ 挿入部、２４ 冷媒流入口、２４ａ 第１の冷媒流入口、２４ｂ 第２の冷媒流入口、２５ 連通路、２６ 連通路、２７ 壁面、２８ 流路壁面、２９ 仕切り、３１ ヘッダ、４１ 領域、４２ 領域、４３ 領域、４５ 領域、５１ 第一の伝熱管群、５２ 第二の伝熱管群、６１ 液主体冷媒、６２ ガス主体冷媒、６３ 液冷媒、６４ ガス冷媒、８０ 蓋部材、８１ 蓋部材、９０ 貫通部、９１ 板状部材、９２ 板状部材、９３ 板状部材、９４ 板状部材、１００ 中心面、１０１ 短手方向の中心面、２００ 空気調和装置、２０１ 室外機ユニット、２０２ 室内機ユニット、５０１ ヘッダ、５０２ 扁平管、５２０ 冷媒流路、５２１ 流路、５２２ 連通路、５２３ 挿入部、ＢＡ 拡大部、ＣＡ 縮小部。

Claims (12)

1. 第一方向に延びて設けられ、前記第一方向に直交する第二方向の断面が扁平形状であり、前記第二方向に互いに間隔をあけて並んで配置された複数の扁平管と、前記第二方向に延びて設けられ、隣り合う各前記扁平管の前記第一方向における端部同士を連通するヘッダと、を備える熱交換器であって、
   前記ヘッダは、冷媒を流通する流路が内部に形成されており、
   前記流路には、
   隣り合う各前記扁平管の間にそれぞれ配置され、各前記扁平管の間における前記流路の少なくとも一部を閉塞し、前記冷媒が前記第二方向に流れること抑止する仕切部と、
   隣り合う前記仕切部に挟まれて形成され、前記冷媒が、各前記扁平管の前記第一方向および前記第二方向と交差する第三方向に流れる空間であり、各前記扁平管がそれぞれ挿入される挿入部と、
   隣り合う各前記挿入部のうち、前記第三方向における一方側同士を連通する第１連通路と、
   隣り合う各前記挿入部のうち、前記第三方向における他方側同士を連通する第２連通路と、が形成されており、
   前記第１連通路の前記第二方向に対して垂直な断面積は、前記第２連通路の前記第二方向に対して垂直な断面積よりも大きく、
   前記ヘッダに対して前記冷媒を流入させ、前記流路と接続される第１の冷媒流入口が、前記第１連通路に形成される、熱交換器。
2. 前記挿入部は、
   少なくとも前記第２連通路との接続部における前記第二方向の幅が、前記仕切部の前記第二方向の幅よりも小さい、請求項１に記載の熱交換器。
3. 各前記扁平管は、上下方向に延びて配置され、
   前記ヘッダは、
   各前記扁平管の前記第一方向における上側あるいは下側に位置する端部のうち、少なくとも一方の端部に設けられる、請求項１または２に記載の熱交換器。
4. 前記第１連通路の前記第一方向の流路断面積をＳ１とし、
   前記第２連通路の前記第一方向の流路断面積をＳ２とすると、
   Ｓ２をＳ１で割ったときの商は、０．１５より大きく、０．８より小さい、請求項１～３のいずれか一項に記載の熱交換器。
5. 前記ヘッダには、
   前記第２連通路にのみ、前記第一方向に透視して各前記扁平管を突出して挿入している、請求項１～４のいずれか一項に記載の熱交換器。
6. 前記ヘッダには、
   前記第１連通路にのみ、当該第１連通路と、前記挿入部と、の接続部位に縮流孔が設けられている、請求項１～５のいずれか一項に記載の熱交換器。
7. 前記ヘッダには、
   各前記仕切部の少なくともいずれかに設けられ、前記第１連通路と前記第２連通路とを接続する接続流路が形成されている、請求項１～６のいずれか一項に記載の熱交換器。
8. 前記ヘッダは、
   前記第１連通路または前記第２連通路の一部が、前記挿入部と遮断されている、請求項１～７のいずれか一項に記載の熱交換器。
9. 前記冷媒の流れ方向における上流側に異なる熱交換器を更に備え、
   前記異なる熱交換器の有する複数の扁平管が合流するヘッダと、前記第１連通路を介して接続される前記ヘッダにおいて、
   前記第一方向の流路断面積が大きい連通路を前記第１連通路とし、
   前記第一方向の流路断面積が小さい連通路を前記第２連通路として、
   前記第２連通路と前記異なる熱交換器のヘッダとを接続する第２の冷媒流入口の流路径は、前記第１連通路と前記異なる熱交換器のヘッダと接続する前記第１の冷媒流入口の流路径よりも小さいかあるいは接続していない、請求項１～８のいずれか一項に記載の熱交換器。
10. 前記ヘッダは、各前記扁平管のうち、前記冷媒の流れ方向における上流側の少なくとも一つの扁平管が、前記第２の冷媒流入口として機能する、請求項９に記載の熱交換器。
11. 少なくとも圧縮機、凝縮器、膨張弁および蒸発器を有するヒートポンプ式の冷媒回路を備え、前記凝縮器または前記蒸発器として請求項１～１０のいずれか一項に記載の熱交換器を搭載した空気調和装置。
12. 前記冷媒が、少なくともオレフィン系冷媒、プロパン、ＤＭＥ(ジメチルエーテル)を含むＲ３２冷媒、または、Ｒ４１０Ａ冷媒に対してガス密度の小さい冷媒である、請求項１１に記載の空気調和装置。

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