JP7414951B2 - 熱交換器及び空気調和機 - Google Patents

Description

本発明は、空気調和機の熱交換器に関する。

多くの冷凍空調機器に冷媒として使用されているフロン類は、地球温暖化効果を有することが指摘されるようになり、その排出量を削減するために様々な規制が世界的に行われている。例えば、２０１６年のモントリオール議定書キガリ改正では、日本を含む先進国は、ＧＷＰ（Ｇｌｏｂａｌ Ｗａｒｍｉｎｇ Ｐｏｔｅｎｔｉａｌ）と冷媒使用量の積で決まるＧＷＰ総量値を、２０３６年までに２０１１－２０１３年比で１５％まで削減することが義務付けられた。

このような規制を遵守するために、冷凍空調機器業界では、現在広く使用されているＲ４１０Ａ（Ｒ３２：Ｒ１２５＝５０重量％：５０重量％、ＧＷＰ＝２０８８）、Ｒ３２（ＧＷＰ＝６７５）などのＨＦＣ冷媒から、よりＧＷＰの低い冷媒への転換が検討されている。

より具体的には、２－３－３－３－テトラフルオロプロペン（Ｒ１２３４ｙｆ、ＧＷＰ＝４）、トランス－１－３－３－３－テトラフルオロプロペン（Ｒ１２３４ｚｅ（Ｅ）、ＧＷＰ＝６）、１－１－２トリフルオロエチレン（Ｒ１１２３、ＧＷＰ＝４）などのＨＦＯ冷媒、ジフルオロメタン（Ｒ３２、ＧＷＰ＝６７５）、ペンタフルオロエタン（Ｒ１２５、ＧＷＰ＝３５００）、１－１－１－２－テトラフルオロエタン（Ｒ１３４ａ、ＧＷＰ＝１４３０）などのＨＦＣ冷媒と上記ＨＦＯ冷媒の混合冷媒、あるいはプロパン（Ｒ２９０、ＧＷＰ＝３）、イソブタン（Ｒ６００ａ、ＧＷＰ＝４）などのＨＣ冷媒の適用が検討されている。

これらの候補物質の中でも、ＨＦＣ冷媒とＨＦＯ冷媒の混合冷媒は、冷凍能力、理論ＣＯＰ、燃焼性、毒性などの観点で優れており、幅広い冷凍空調機器に適用できる可能性がある。一方で、沸点が異なる複数の冷媒を混合させると、いわゆる非共沸混合冷媒となり、純冷媒や共沸混合冷媒と異なる特性を示すことが知られている。例えば、非共沸混合冷媒の蒸発過程は、低沸点成分が優先的に蒸発し、次いで高沸点成分が蒸発するため、気液界面近傍の液相で高沸点成分の濃度が高くなり、低沸点成分のさらなる沸騰が抑制される。非共沸混合冷媒を使用する場合には、このような蒸発熱伝達の悪化を挽回することが必要となる。

蒸発器の熱交換性能を向上させる方法としては、熱交換器を蒸発器として使用するときの冷媒入口側に補助熱交換器を配置し、補助熱交換器の冷媒流路数を減らすとともに、管径を大きくする方法が知られている（例えば、特許文献１）。

特開２００４－３３２９５８号公報

しかしながら、先行技術文献のように構成された熱交換器では、凝縮器として使用するときに、管径が拡大された補助熱交換器が冷媒出口側に位置することになる。凝縮器の冷媒出口側は過冷却液が流通することになるため、管径の拡大によってこの冷凍サイクルに必要な冷媒量が増大し、冷媒使用量が増大してしまうという問題がある。

この発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、非共沸混合冷媒を用いる空気調和機の熱交換器において、蒸発器として使用するときに伝熱性能を低下させることなく、必要冷媒量を低減することができる熱交換器を得るものである。

上記の目的を達成するため、この開示に係る熱交換器は、
内部を熱媒体が流通し、内周面に複数の溝部が形成された第１の伝熱管と、
一端を前記第1の伝熱管の一端と接続されて１つの熱媒体流路を形成し、前記第１の伝熱管よりも管径が小さく、単位長さあたりの圧力損失が前記第１の伝熱管より小さくなる内面形状を備えた第２の伝熱管と、で構成される。

本開示に係る熱交換器によれば、非共沸混合冷媒を使用した場合に熱交換熱性能を低下させることなく、必要冷媒量を小さくすることができる。また、製造コストを小さくすることができる。

実施の形態１に係る熱交換器を含む空気調和機の冷媒回路図である。 実施の形態１に係る熱交換器の正面図である。 実施の形態１に係る熱交換器に使用する伝熱管の断面図である。 一般的な溝付管の冷媒乾き度に対する蒸発熱伝達性能の一例を示す特性図である。 一般的な溝付管の冷媒乾き度に対する圧力損失の一例を示す特性図である。 実施の形態１に係る熱交換器を搭載した空気調和機の冷凍サイクル動作を示すＰｈ線図である。 実施の形態１に係る熱交換器の１つの冷媒流路部分を抜き出した側面図の一例である。 実施の形態２に係る熱交換器の１つの冷媒流路部分を抜き出した別の一例の側面図である。 実施の形態１又は２に係る熱交換器を適用した空気調和機の外観図である。

以下に、本開示の実施の形態に係る熱交換器および空気調和機を図面に基づいて詳細に説明する。なお、この実施の形態によりこの発明が限定されるものではない。

実施の形態１．
図１は、実施の形態１に係る熱交換器を含む空気調和機の一例を示す冷媒回路図である。冷媒の流れ方向についても実線及び破線で示している。図１において、１００は空気調和機であり、室外ユニット１と室内ユニット２がガス管３、液管４で接続されて1つの冷媒回路を形成している。この冷媒回路にはそれぞれ沸点が異なる2種類以上の冷媒からなる混合冷媒が封入されている。

室外ユニット１は、圧縮機５、室外熱交換器６、膨張弁７、四方弁９を搭載しており、室内ユニット２は室内熱交換器８を搭載している。室内熱交換器８が蒸発器として作用する冷房運転時には、圧縮機５から吐出された冷媒は、四方弁９を通って室外熱交換器６に流入し、膨張弁７で減圧されて室外ユニット１を流出する。液管４を通って室内ユニット２に流入した冷媒は、室内熱交換器８で蒸発して室内ユニット２を流出する。ガス管３を通って室外ユニット１に戻った冷媒は、再び圧縮機５に吸入される。

室内熱交換器８が凝縮器として作用する暖房運転時には、圧縮機５から吐出された冷媒は、四方弁９の流路設定によってガス管３から室内ユニット２に流入する。室内熱交換器８で凝縮した冷媒は液管４を通って室外ユニット１に戻り、膨張弁７で減圧される。低圧となった冷媒は、室外熱交換器６で室外空気と熱交換して蒸発し、四方弁９を経由して再び圧縮機５に吸入される。

また、図示は省略するが、室外熱交換器６及び室内熱交換器８にはそれぞれファンが設けられており、室外および室内の空気を強制的に室外熱交換器６及び室内熱交換器８に送風することで冷媒と空気との熱交換効率を高めている。ファンとしては、たとえばクロスフローファン、プロペラファン、ターボファン、あるいはシロッコファンを用いることができる。また、１つの熱交換器に対して複数のファンを設けてもよいし、複数の熱交換器に対して１つのファンを設けてもよい。また、実施の形態１における空気調和機１００は、冷房運転、暖房運転が可能な最小の構成としており、冷媒回路内に気液分離器、レシーバ、アキュームレータ、内部熱交換器等の機器を適宜追加してもよい。

図２は、実施の形態１に係る室外熱交換器６の一例を示す正面図である。室外熱交換器６は、１．５ｍｍ程度の間隔を空けて積層された複数のフィン１１と、このフィン１１を貫通する伝熱管３１～３８で構成されている。伝熱管３１～３８は、ヘアピン状に形成されており、フィン１１と伝熱的に密接に嵌合されている。伝熱管３１～３８の一端もしくは両端は、複数のＵ字管１４によって接続され、１２をガス側出入口、１３を液側出入口とする１本の冷媒流路を形成している。室外熱交換器６が蒸発器として作用する暖房運転のとき、液側出入口１３は冷媒流路の入口にあたり、ガス側出入口１２は冷媒流路の出口となる。また、図１にも示したように、冷房運転時には冷媒流れ方向が逆転するので、室外熱交換器６が凝縮器として作用するときには液側出入口１３が冷媒流路出口、ガス側出入口１２が冷媒流路入口となる。

図３は、実施の形態に係る熱交換器に使用する伝熱管の断面図である。図２に示す室外熱交換器６を形成する伝熱管３１～３８のうち、第１の伝熱管である３１～３６は、例えば図３（ａ）に示すような管内面に山と谷が複数形成された溝付管であり、ガス側出入口１２を一端としてフィン１１を貫通し、第１熱交換部を形成する。また、第２の伝熱管である伝熱管３７、３８は、図３（ｂ）に示すような平滑管であり、液側出入口１３を一端としてフィン１１を貫通し、第２熱交換部を形成する。また、伝熱管３７，３８の内径Ｄ２は、伝熱管３１～３６に使用される溝付管の内径Ｄ１よりも小さい（Ｄ１＞Ｄ２）。

ここで、伝熱管３１～３６の管内の溝についてはその形状を問わない。具体的には、内径、管内部のフィン（以下管内フィン）の本数、管内フィンの高さ、管内フィンのねじれ角、面積拡大率などを特に限定しない。

また、空気調和機１００に封入する非共沸混合冷媒（以下、文脈上で純冷媒、共沸混合冷媒と区別する必要がない限り冷媒と記述）に関しては種類を問わない。例えば、ジフルオロメタン（Ｒ３２、ＧＷＰ＝６７５）、ペンタフルオロメタン（Ｒ１２５、ＧＷＰ＝３５００）、１－１－１－２－テトラフルオロメタン（Ｒ１３４ａ、ＧＷＰ＝１４３０）などのＨＦＣ冷媒と、２－３－３－３－テトラフルオロプロペン（Ｒ１２３４ｙｆ、ＧＷＰ＝４）、トランス－１－３－３－３－テトラフルオロプロペン（Ｒ１２３４ｚｅ（Ｅ）、ＧＷＰ＝６）、１－１－２トリフルオロエチレン（Ｒ１１２３、ＧＷＰ＝４）、ジフルオロエチレン（Ｒ１１３２ａ、ＧＷＰ＝１）、トランス－ジフルオロエチレン（Ｒ１１３２（Ｅ）、ＧＷＰ＝１）、１－１－１－４－４－４ヘキサフルオロ－２－ブテン（Ｒ１３３６ｍｚｚ（Ｚ）、ＧＷＰ＝２）、などのＨＦＯ冷媒との混合冷媒でも良いし、あるいはトランス－１－クロロ－３－３－３－トリフルオロプロペン（Ｒ１２３３ｚｄ、ＧＷＰ＝１）、シス－１－クロロ－２－３－３－３－テトラフルオロプロペン（Ｒ１２２４ｙｄ（Ｚ）、ＧＷＰ＝１）などのＨＦＣＯ冷媒、プロパン（Ｒ２９０、ＧＷＰ＝３）、イソブタン（Ｒ６００ａ、ＧＷＰ＝４）などのＨＣ冷媒などを混合した冷媒を用いてもよい。

図４は、一般的な溝付管の冷媒乾き度に対する管内蒸発熱伝達性能の一例を示す特性図である。縦軸は溝付管の蒸発熱伝達率であり、平滑管の蒸発熱伝達率に対する相対値で表している。冷媒としては、単一冷媒の場合と非共沸混合冷媒の場合の２通りの特性をそれぞれ破線と実線でプロットしている。

図４に示すように、単一冷媒の場合には、溝付管は冷媒乾き度によらず平滑管比で３倍以上の蒸発熱伝達率となるため、熱交換性能の向上に大きく寄与する。一方で、非共沸混合冷媒を用いた場合には、平滑管比の蒸発熱伝達率向上は単一冷媒の場合ほど大きくない。特に、冷媒乾き度が０．４以下の低乾き度領域では、溝付管の蒸発熱伝達率は平滑管の蒸発熱伝達率とほとんど変わらず、熱交換性能向上に寄与しない。

図５は、一般的な溝付管の冷媒乾き度に対する圧力損失の一例を示す特性図である。縦軸は、溝付管の圧力損失を平滑管比で表した相対値である。破線は単一冷媒の場合の圧力損失であり、実線は非共沸混合冷媒の場合の圧力損失である。

図５に示すように、溝付管の圧力損失は、平滑管の圧力損失に対して冷媒乾き度によらず大きく、特に、冷媒乾き度０．３～０．５の領域で大きい。この現象は単一冷媒でも非共沸混合冷媒でも同様であるが、非共沸混合冷媒の方が圧力損失の増大比率が大きい。図４および図５から、熱交換器に溝付管を採用することで伝熱性能は向上するが、冷媒乾き度０．４以下では伝熱性能は向上せず、圧力損失だけが大きくなるといえる。

図６は、実施の形態１に係る空気調和機１００の冷凍サイクル動作を示すＰｈ線図である。縦軸は圧力、横軸は比エンタルピであり、Ｘ０は冷媒が飽和液もしくは飽和ガスの状態である点をつないだ飽和線である。状態Ａ、状態Ｂ、状態Ｃ、状態Ｄは、冷凍サイクルを形成する圧縮～凝縮～膨張～蒸発過程それぞれの入口状態である。図６に示した冷凍サイクルは、冷房運転であるか暖房運転であるかを限定したものではないが、まずは以下に暖房運転の場合を想定して冷凍サイクル動作を説明する。

圧縮機５の吸入位置にある低温低圧のガス冷媒（状態Ａ）は、圧縮機５によって昇圧されて高温高圧の吐出ガス（状態Ｂ）となる。この吐出ガスは、凝縮器として作用する室内熱交換器８で凝縮し、高圧の過冷却液（状態Ｃ）となる。続いて、膨張弁７によって減圧され、低圧の気液二相冷媒（状態Ｄ）となる。

ここで、図中のＸ１は冷媒乾き度０．２の等乾き度線である。蒸発器入口の冷媒（状態Ｄ）は、一般的空調運転条件である凝縮温度４０℃±１０℃、蒸発温度０℃±１０℃の範囲において、大凡０．２前後となることが知られている。すなわち、一般的な空気調和機において状態Ｄから状態Ａに至る蒸発過程は、ほとんどの運転条件で冷媒乾き度が０．２から１．０前後まで変化する。この実施の形態では、図２に示した室外熱交換器６において、低圧気液二相状態Ｄの冷媒はわずかに過熱するまで室外空気から吸熱し、再び状態Ａとなって1つの冷凍サイクルを形成する。

前述したとおり、この蒸発過程での乾き度変化０．８（＝１．０－０．２）のうち、０．２～０．４までの間は溝付管の熱伝達率向上効果は発揮されない。すなわち、蒸発器として使用する場合、冷媒入口となる液側出入口１３から２５％（＝０．２／０．８）長さでは、熱交換性能向上手段である溝付管を採用する必要がない。そのため、実施の形態１では、図２に示したように、室外熱交換器６の液側出入口１３に繋がる伝熱管３７，３８を平滑管で構成している。平滑管は溝付管より安価であるため、室外熱交換器６の製造コストと小さくすることができる。

また、蒸発温度が極めて低い条件で使用された場合、液冷媒に溶解している冷凍機油が分離し、伝熱管壁の近傍に滞留してしまうケースが考えられる。冷凍機油の滞留は、圧縮機５の信頼性を損なうことがあるので、できるだけ回避すべきである。液冷媒の存在量が多い液側出入口１３に近い第２熱交換部に管内摩擦の小さい平滑管を採用することで冷凍機油の滞留量が小さくなり、空気調和機の信頼性が向上する。

続いて、冷房運転の場合について説明する。冷房運転では、室内熱交換器８が蒸発器として作用し、室外熱交換器６は凝縮器として作用する。圧縮機５から吐出された状態Ｂの高温高圧ガス冷媒は、室外熱交換器６に流入して室外空気と熱交換を行い、凝縮して状態Ｃの過冷却液冷媒となる。この凝縮過程の終盤であるＳＣ部、すなわち、冷媒が飽和液となった後の領域であるＳＣ部にこの冷凍サイクルに必要な冷媒量の大半が集中する。

実施の形態１における室外熱交換器６は、凝縮器として使用されるときに冷媒出口側となる第２熱交換部を構成する伝熱管３７，３８の管径を、それ以外の伝熱管より小さくしているので、ＳＣ部に存在する冷媒量が小さくなる。これにより、空気調和機１００に封入される冷媒量も小さくなり、ＧＷＰ総量値を下げることに貢献でき、環境負荷を低減することができる。

また、伝熱管３７，３８の管径を小さくしたことにより、第２熱交換部の冷媒流速が増大し、対流熱伝達が促進されるので、平滑管にしたことによる伝熱性能の低下を挽回し、熱交換性能の低下を抑制することができる。

図７は、実施の形態１に係る熱交換器の１つの冷媒流路部分を抜き出した側面図の一例である。図２では１列の熱交換器として記載したが、図７では１つの冷媒流路を形成する伝熱管３１～３８が空気の流れ方向に２列になるように配置されている。伝熱管３１～３８の８本のうち、伝熱管３１～３６の６本が溝付管で、伝熱管３７，３８の２本が溝付管より細い平滑管である。すなわち、全冷媒流路長さの液側出入口１３に近い側の２５％を平滑管としている。図７では伝熱管３１～３６で構成された第１熱交換部と伝熱管３７，３８で構成された第２熱交換部を一体で形成しているので、製造に要する工程が少なく、製造コストを低減することができる。

以上のように、実施の形態１に係る熱交換器によれば、１つの冷媒流路のガス側出入口１２に繋がる伝熱管を溝付管とし、液側出入口１３につながる伝熱管を溝付管より細い平滑管とし、平滑管の長さを全体の２５％以下としたので、非共沸混合冷媒を使用した場合に、伝熱性能を低下させることなく、必要冷媒量を小さくすることができる。また、製造コストを小さくすることができる。

実施の形態２．
図８は、実施の形態２に係る室外熱交換器６の１つの冷媒流路部分を抜き出した別の一例の側面図である。室外熱交換器６の上部に伝熱管３１～３６を配置して第１熱交換部が形成され、また、伝熱管３７，３８が室外熱交換器６の下部に配置されて第２熱交換部を形成している。図８に示すように、第１熱交換部と第２熱交換部それぞれのフィン１１は分割されているので、第１熱交換部と第２熱交換部は伝熱管の間隔およびフィン１１の間隔を独立に調整可能である。

以上のように、実施の形態２に係る熱交換器によれば、溝付管の第１熱交換部と平滑管の第２熱交換部を別々に製造することができるので、それぞれの熱交換特性に合わせてフィンピッチや伝熱管同士の間隔を適正に設定することができる。

実施の形態３．
図９は実施の形態１又は２に係る熱交換器を搭載した空気調和機の一例を示す外観図である。空気調和機１００は、室外ユニット１と、室内ユニット２がガス管３及び液管４によって接続されて構成されている。室外ユニット１が収納する室外熱交換器６と、室内ユニット２が収納する室内熱交換器８は、図示はしないが双方とも実施の形態１又は２に示す熱交換器が使用されている。

以上のように、実施の形態３に示す空気調和機１００によれば、室外熱交換器６及び室内熱交換器８に実施の形態１又は２に係る熱交換器を用いることにより、熱交換性能を損なうことなく空気調和機１００に封入される冷媒量を小さくすることができるので、ＧＷＰ総量値を下げることに貢献でき、環境負荷を低減することができる。

また、実施の形態１及び２においては、１つの冷媒流路を形成する伝熱管８本のうち、液側出入口１３に近い２本を平滑管としていたが、例えば伝熱管４本で１つの冷媒流路を形成する場合は液側出入口１３に近い１本を平滑管とし、伝熱管６本で１つの冷媒流路を形成する場合も液側出入口１３に近い１本を平滑管とする。平滑管で構成する冷媒流路長さを少なくとも全体の２５％以下にすれば、溝付管による伝熱性能増大効果を損なうことがない。また、これらの効果は室外熱交換器６に適用した場合だけでなく、室内熱交換器８に適用した場合でも同様の効果が得られる。

また、以上の実施の形態に示した構成は、本開示の内容の一例を示すものであり、別の公知の技術と組み合わせることも可能であるし、本開示の要旨を逸脱しない範囲で、構成の一部を省略、変更することも可能である。

１：室外ユニット、２：室内ユニット、３：ガス管、４：液管、５：圧縮機、６：室外熱交換器、７：膨張弁、８：室内熱交換器、９：四方弁、 １１：フィン、１２：ガス側出入口、１３：液側出入口、１４：Ｕ字管、３１～３６：溝付管、３７，３８：平滑管、１００：空気調和機

Claims (6)

1. 内部を熱媒体が流通し、内周面に複数の溝部が形成された第１の伝熱管と、
   一端を前記第１の伝熱管の一端と接続されて１つの熱媒体流路を形成し、前記第１の伝熱管よりも管径が小さく、単位長さあたりの圧力損失が前記第１の伝熱管より小さくなる内面形状を備えた平滑管である第２の伝熱管と、
   で構成される熱交換器であって、
   前記熱交換器を蒸発器として作用させるときに前記第２の伝熱管の他端を前記熱媒体入口とし、
   前記熱交換器を凝縮器として作用させるときに前記第１の伝熱管の他端を前記熱媒体入口とする、熱交換器。
2. 前記第１の伝熱管の長さは、前記第２の伝熱管の長さより長い、請求項１に記載の熱交換器。
3. 前記熱媒体は、非共沸混合冷媒である請求項２に記載の熱交換器。
4. 前記第２の伝熱管の長さは、前記熱媒体流路の長さの２５％以下である請求項３に記載の熱交換器。
5. 前記第１の伝熱管により形成される第１の熱交換部と、前記第２の伝熱管により形成される第２の熱交換部が分割されてなる請求項１～４の何れか１項に記載の熱交換器。
6. 前記請求項１～５の何れか１項に記載の熱交換器を、室外側あるいは室内側に用いた空気調和機。

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