WO2009119474A1 - 熱交換器及びそれを備えた冷凍サイクル装置 - Google Patents

熱交換器及びそれを備えた冷凍サイクル装置 Download PDF

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雄亮 田代
守 濱田
畝崎　史武
武之 前川
裕之 森本
山下　浩司
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三菱電機株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a heat exchanger that is disposed in an air conditioner, a low-temperature device, a hot water supply device, etc., and performs heat exchange with air.
  • a heat exchanger that is disposed in an air conditioner, a low-temperature device, a hot water supply device, etc., and performs heat exchange with air.
  • the frost region generated on the heat transfer surface the generation temperature is controlled, and even when the heat transfer surface is frosted
  • the present invention relates to a technique for delaying the time until the air passage is blocked and maintaining the performance of the apparatus longer.
  • frost grows, the gap between the fins is blocked, the air path resistance increases, and the performance of the apparatus is greatly reduced.
  • the apparatus in order to remove the frost attached to the fin surface, the apparatus must be periodically defrosted, which also significantly deteriorates the performance of the apparatus.
  • a general conventional heat exchanger has a problem that the heat resistance and the airway resistance increase due to the generation of frost, and the performance deteriorates at the time of frost formation.
  • the present invention focuses on the following two phase changes in the frost generation process described below (1) Phase change from water vapor to condensed water droplets (2) Phase change from condensed water droplets to ice droplets, By providing a large number of holes, the frost formation region is limited and the solidification temperature is lowered, and even if frost formation occurs, the performance is maintained long and energy saving is attempted.
  • the radius of the hole provided in the fin is nano-sized, and is sufficiently small compared to the diameter of dust and dust that is normally assumed indoors and outdoors, so the hole is not blocked and the performance can be maintained over time. .
  • a hole is provided in the surface of the heat transfer fin constituting the heat exchanger, and the radius of the hole is determined based on the air condition and the surface temperature of the fin. It is smaller than the critical radius to limit the region where condensed water droplets can be generated. Also, a hole that produces the Gibbs-Thomson effect is provided on the surface of the heat transfer fin that constitutes the heat exchanger, and the freezing point of condensed water droplets (or condensed droplets) is lowered to 0 ° C. or lower in the hole. It is.
  • the frosting range is narrowed, the amount of frosting is reduced, or the action of frosting is delayed, etc. It is possible to maintain and save energy.
  • FIG. 1 shows a refrigerant circuit of a refrigeration apparatus.
  • This refrigeration apparatus is an apparatus used for indoor refrigeration by performing a vapor compression refrigeration cycle operation.
  • 11 is an outdoor unit and 12 is an indoor unit.
  • the outdoor unit 11 includes a compressor 21, a condenser 22, and a condenser fan 23 that sends air to the condenser 22.
  • the indoor unit 12 is an evaporator fan that sends air to the expansion means 24, the evaporator 25, and the evaporator 25. 26.
  • the compressor 21, the condenser 22, the expansion means 24, and the evaporator 25 constitute a refrigeration cycle circuit, which is filled with a circulating refrigerant.
  • This device is mainly used in low-temperature equipment such as unit coolers and showcases.
  • the refrigerant in the refrigeration apparatus is compressed by the compressor 21 and flows into the condenser 22 at a high temperature and a high pressure.
  • the refrigerant dissipates heat in the condenser 22 to become a liquid refrigerant, and is then expanded by the expansion means 24 to become a gas-liquid two-phase refrigerant.
  • the evaporator 25 the refrigerant absorbs heat from the ambient air and returns to the compressor 21 as a gas. Therefore, this refrigeration cycle apparatus performs a cooling operation for cooling the air in the refrigerator.
  • FIG. 2 shows details of the evaporator 25 of FIG.
  • the evaporator 25 shown in FIG. 2 is a finned tube heat exchanger widely used in refrigeration apparatuses and air conditioners.
  • the condenser 25 is mainly composed of a plurality of fins (heat transfer fins) 31 and a plurality of heat transfer tubes 32.
  • a plurality of fins 31 are laminated at a predetermined interval, and heat transfer tubes 32 are provided through the through holes provided in the fins 31.
  • the condenser 25 absorbs heat by vaporizing the liquid refrigerant flowing through the heat transfer tube 32, and exchanges heat with the external air via the fins 31.
  • an aluminum plate or the like that is easy to process and has a good thermal conductivity is suitable.
  • air is fed into the evaporator 25 by the evaporator fan 26 in parallel toward the fins 31.
  • the ambient air temperature is 0 ° C. and the refrigerant evaporation temperature is about ⁇ 10 ° C. under refrigeration conditions
  • the ambient air temperature is ⁇ 20 ° C. and the evaporation temperature is about ⁇ 30 ° C. under refrigeration conditions.
  • the surfaces of the fins 31 are both 0 ° C. or less, and the fins 31 are frosted.
  • frost formation occurs, the amount of air flowing through the evaporator 25 decreases, the amount of heat exchange with the air decreases, and the cooling performance of the evaporator deteriorates.
  • a hole having a radius derived from the following equations (1) to (4) is provided in the fin 31 to reduce the amount of frost and reduce the height of the frost. And by doing so, by delaying the time to the air passage blockage, the performance degradation of the apparatus is suppressed even if frost formation occurs.
  • the frost generation / growth process will be described with reference to FIG.
  • the air having a temperature of 0 ° C. or higher is in contact with the cooled surface 41 and the surface temperature is cooled below the dew point temperature determined by the temperature and humidity of the air
  • the water vapor 42 in the air is cooled by the surface 41
  • Condensed water droplets 44 are formed by forming nuclei 43 on the surface 41 and condensing. This condensation occurs everywhere on the surface 41 where the surface is not treated. Thereafter, the condensed water droplets 44 merge with the adjacent condensed water droplets 44 to reduce the surface energy and continue to grow.
  • condensed water droplets 45 having different diameters exist on the surface 41.
  • the condensed water droplets are cooled to 0 ° C. or lower and solidified to become ice droplets 46.
  • Frost 47 is generated in a needle shape from the ice droplet 46, and a frost layer is formed as a whole.
  • frost is formed by sublimation when the air temperature is 0 ° C. or less, but there is also a report that a supercooled liquid of water exists up to ⁇ 40 ° C.
  • the frost formation process is essentially the same as above 0 ° C. Condensed water droplets or ice droplets generated on the cooled surface are combined, frost is generated from the ice droplets, and a frost layer is formed as a whole.
  • phase change is a stable environmental phase in which nuclei are generated and different phases are formed as the nuclei grow.
  • the amount of change dG is given by the following equation (1) when a nucleus of radius r is generated.
  • FIG. 4 shows the r dependency of Equation (1).
  • the vertical axis in FIG. 4 represents the value of the equation dG, and the horizontal axis represents the radius r of the nucleus.
  • One term on the right side decreases negatively as r increases, and two terms increase positively as r increases. From FIG.
  • T is the temperature of the fin surface (or the temperature of the condensed water droplets)
  • p is the water vapor pressure
  • pe is the equilibrium vapor pressure of the condensed water droplets.
  • FIG. 5 is a diagram showing p / pe as a function of r * when the condensed water droplet is 0 ° C.
  • ⁇ 76 [erg / cm 2 ]
  • the air condition is a temperature of 7 ° C., a relative humidity of 85%, and the surface temperature of the fin is ⁇ 10 ° C.
  • the fin surface 51 FIG. 6B
  • the reference value of the diameter of the hole 52 varies depending on the situation where the device is used. However, if the hole diameter is too small, the above effect cannot be expected unless numerous holes are provided on the fin surface. If a hole with a radius of approximately 0.5 mm or more is available, it can be used for current air conditioners and refrigerators.
  • the diameter of the hole provided in the fin is nano-sized and is sufficiently small compared to the diameter of dust and dust that is normally assumed indoors and outdoors, so the hole is not blocked and the performance can be maintained over time. .
  • the depth of the hole provided in the fin is preferably not penetrating the fin, considering the actual strength of the fin.
  • An anodizing method can be used as a method for forming a nano-order hole in the fin.
  • direct current electrolysis is performed in an electrolyte solution using a metal to be treated as an anode and an insoluble electrode as a cathode.
  • the cathode and the anode are energized, the metal surface of the anode is oxidized, and a part of the metal is ionized and dissolved in the electrolyte solution.
  • aluminum, niobium, tantalum and the like have an oxide film by an anodic oxidation method.
  • this oxide film has poor electrical conductivity, a metal oxide is formed on the substrate as the anodizing process proceeds, and a fine hole structure in which regularly grown is formed.
  • the depth of the narrow hole is determined by the time during which the voltage is applied, but it is preferable that the fine hole does not penetrate as described above.
  • the oxide film has poor thermal conductivity, it is not always good to make a deep hole in order to deteriorate the heat exchange between the surface and air. However, the above-described effect does not change even for a hole that penetrates essentially. For heat exchangers with extremely thin fins, through holes may be drilled.
  • an evaporator (heat exchanger) used in an air conditioner has a smaller fin interval than a general heat exchanger in order to increase the amount of heat exchange with air. Therefore, as shown in FIG. 7A, when the windward side and the leeward side are compared, the amount of frost 64 attached to the windward side is large, and the height of the frost 64 is higher on the windward side and becomes lower as it approaches the leeward side. This is because most of the water vapor in the air is condensed water droplets on the windward side, so that the amount of water vapor contained in the air decreases as it approaches the leeward side.
  • the height of the frost on the windward side can be lowered, and the entire fin is frosted on average, and the air passage The occlusion time can be delayed. Therefore, as shown in FIG. 7B, the amount of frost attached to the windward side is reduced by providing the hole 63 having the critical radius r * or less on the windward side of the fin 61, thereby reducing the amount of frost attached to the windward side. The height can be lowered.
  • symbol 62 in FIG. 7 represents the heat exchanger tube.
  • FIG. 8 shows the fins 71 and the heat transfer tubes 72 constituting the evaporator (heat exchanger) 25.
  • the condenser (heat exchanger) 25 absorbs heat when the liquid refrigerant flowing through the heat transfer tube 72 is vaporized, and exchanges heat with external air via the fins 71.
  • the ambient air temperature is ⁇ 20 ° C.
  • the evaporation temperature is about ⁇ 30 ° C.
  • the surface of the fin 71 is 0 ° C. or less
  • frost formation occurs. Further, as shown in FIG.
  • the temperature around the heat transfer tube 72 is particularly low even on the surface of the fin 71.
  • the hole 73 for lowering the freezing point of the condensed water droplets by the Gibbs-Thomson effect of the following formulas (5) and (6) the entire fin 71 or the heat transfer tube 72 is provided. The time until frost formation is delayed to suppress the performance degradation of the apparatus.
  • phase generation process shown in the first embodiment is from condensed water droplets to ice droplets.
  • d ⁇ is given by the following equation (5) using the temperature T of the liquid phase.
  • Tm-T (2 ⁇ vTm / L) ⁇ (1 / r *) (6)
  • Equation (6) represents the temperature difference between the solidification temperature and the liquid phase.
  • FIG. 9 is a diagram showing the r * dependence of Tm-T of water.
  • r * is sufficiently large, Tm-T is asymptotic to 0, and the liquidus temperature coincides with Tm. This is the state of solidification found in bulk systems.
  • Tm-T increases as r * decreases. That is, as r * is smaller, Tm does not become the freezing point, and freezing point depression occurs. This effect is called the Gibbs-Thomson effect.
  • the radius of the condensed water droplet 84 can be considered to be 10 nm.
  • the condensation temperature of the condensed water droplet 84 in the hole 83 is close to ⁇ 15 ° C.
  • the condensed water droplets 84 in the hole 83 do not solidify and become ice droplets 85 only in the region other than the hole 83. As a result, the amount of frost formation decreases.
  • the freezing point of the condensed water droplet in the hole is 0 ° C. or less.
  • the hole 83 having the Gibbs-Thomson effect is provided in the entire fin to delay the closing time due to frost formation. Further, by providing a large number of such holes 83 around the heat transfer tube of the evaporator (heat exchanger), the number of condensed water droplets that become ice droplets around the heat transfer tube is reduced, and when operating the apparatus at a low temperature of 0 ° C. or lower, The amount of frost formation around the heat transfer tube can be reduced.
  • the interval between the holes 83 is preferably an interval of several nanometers in the same order as the hole diameter. At least 200 holes 83 are required on a plane of 200 nm ⁇ 200 nm. The optimal effect is not expected.
  • a decrease in the amount of frost formation can be expected by providing holes 83 having the above effects in the fins. By doing so, even when the operation of the evaporator is performed at a lower temperature, the time during which the fins are closed can be delayed, and the performance of the apparatus is improved, resulting in energy saving.
  • the diameter of the hole 83 provided in the fin is nano-sized, and is sufficiently smaller than the diameter of dust or dust normally assumed indoors or outdoors, so that the hole is not blocked and the performance is maintained over time. it can.
  • FIG. 11 shows an example of a well-known configuration of an evaporator (heat exchanger).
  • a heat exchanger heat exchanger
  • a plurality of fins 31 are arranged in parallel at regular intervals, and a heat transfer tube 32 is passed therethrough.
  • frost grows from both surfaces of the fins 31 facing each other.
  • the space between the fins 31 is blocked with frost, the fins 31 are filled, and the performance of the evaporator is lowered.
  • a general defrost method is to switch the four-way valve, reverse the direction of refrigerant flow, and change the evaporator heat exchanger and the condenser heat exchanger to melt frost.
  • the holes 52, 63, 73, described in the first or second embodiment are formed only on one side of the fin 31 facing each other.
  • 83 is provided on the entire surface of the fin 31.
  • the frost is attached to both the fins 31 facing each other in almost the same amount.
  • the fin 31 having the hole described in the first embodiment or the second embodiment on one side has the frost only on one side. I will support it. For this reason, it becomes easy for frost to fall in the case of defrost, the time which defrost requires is also shortened, and it contributes also to energy saving.
  • the diameter of the hole provided in the fin is nano-sized, and it is sufficiently small compared to the diameter of dust, dust, etc. normally assumed indoors and outdoors, so the hole is not blocked and the performance can be maintained over time. .
  • FIG. 12 shows heat transfer fins 31 of the condenser (heat exchanger) shown in the first embodiment.
  • a plurality of fins 31 are arranged in parallel at regular intervals, and frosting starts when cooled to 0 ° C. or lower. Thereafter, the space between the fins 31 is blocked with frost, the fins 31 are filled, and the performance of the apparatus is degraded.
  • the holes 52, 63, 73, 83 described in the first embodiment or the second embodiment are formed in the fin 31 in the fourth embodiment.
  • a plurality of rows are arranged in parallel. By doing so, even if the space between the fins 31 is blocked, a wind passage is secured, and a decrease in wind speed can be delayed.
  • the holes provided in the fins 31 have a small pitch and are densely arranged, or a plurality of rows are arranged close to each other. This is true not only in the fourth embodiment but also in other embodiments.
  • the frosting delay effect can be obtained by providing the nano-sized holes 52, 63, 73, 83 in the fin. It is also effective to provide the hole in a heat exchanger having a slit in the fin so as to efficiently exchange heat with air.
  • the slit fin has a slit 92 on the fin 91 in order to positively exchange heat with air.
  • the amount of condensed water droplets generated at the slit 92 is large, and the amount of frost formation is also large.
  • the effect of the slit 92 is lost.
  • the frost formation of the slit 92 portion is reduced, The effect of the slit 92 can be maintained for a long time.
  • heat exchangers to which the present invention can be applied are not limited to those described above, and can be applied to, for example, heat exchangers having corrugated fins used in automobiles.
  • condensed water droplets of water vapor in the air generated on the fin surface can be generated only in a specific region, and the amount of frost formed on the fin surface can be reduced.
  • the height of the frost layer on the fin surface is substantially constant with respect to the traveling direction of the wind. Thereby, wind path resistance is reduced, the performance at the time of frost formation improves, and energy saving can be aimed at.
  • the heat exchanger is operated at a low temperature of 0 ° C.
  • the frost formation of the fin is delayed.
  • the thermal resistance can be reduced, and when the heat exchanger is operated at a low temperature of 0 ° C. or lower, the capacity reduction is delayed. it can.
  • the growth of frost can be limited to only one side of the facing fin, the time taken to close between the fins can be delayed, and the frost is It is easy to peel off, and the time required for defrosting is shortened.
  • the hole diameter provided in the fin is nano-sized and is sufficiently smaller than the diameter of dust or dust normally assumed indoors or outdoors, the hole is not blocked and the performance can be maintained over time.
  • this invention it becomes possible to improve the frosting problem occurring on the surface of the heat exchanger that exchanges heat with air at 0 ° C. or lower.
  • frost formation causes air passage blockage in the heat exchanger, resulting in performance degradation such as thermal resistance and defrost.

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Abstract

　寒冷地の室外機、冷凍装置の室内機では、蒸発器として作用する熱交換器の温度が空気露点温度以下に冷却され、その温度が０°C以下の時、表面に着霜現象が生じる。着霜は風路抵抗や熱抵抗の増加を引き起こし、装置の能力の低下につながる。しかし着霜が遅延できれば省エネ化が可能となる。そのため、熱交換器のフィン表面に、複数の穴、例えば数ナノオーダーの半径の穴を複数設けて、フィン表面に生じる凝縮水滴の発生を抑える。また、ギブス・トムソン効果を生じさせる穴を複数設けて凝固点を低下させ、着霜による能力低下を遅延させる。

Description

熱交換器及びそれを備えた冷凍サイクル装置
　この発明は、空調機、低温機器、給湯機器等に配備されている、空気と熱交換を行う熱交換器に関する。特に、熱交換器を構成するフィンの空気との伝熱面に複数の穴を設けることで、伝熱面に生成する霜の領域、生成温度を制御し、伝熱面に着霜する場合でも、風路が塞がるまでの時間が遅延され、装置の性能をより長く維持できる技術に関する。
　従来の冷凍サイクルシステムにおいて、そこで使用されている熱交換器の伝熱面を構成するフィンの表面温度が０℃以下になると、空気中の水蒸気はフィン表面で凝縮水滴となり、その後冷やされて氷滴となり、結果として霜となる着霜という現象が生じる。
　フィン表面上に着霜すると、霜が厚くなるにつれフィン表面の熱抵抗が増していき、その結果、空気との熱交換量が減少し、装置の性能低下につながる。
　さらに霜が成長することで、フィン間が閉塞し、風路抵抗が増加し、装置の性能は大きく低下する。
　また、フィン表面に付着した霜を除去するために、装置は定期的にデフロストを行う必要があり、これもまた装置の性能を著しく低下させていた。
　この着霜問題に対応するため、フィン表面にプラズマ照射を行い、フィン表面を超親水性にして、親水化処理により水の排水性を高め、着霜遅延を行うものがあった（例えば、特許文献１参照）。
特開２００２－９００８４号公報（図２、図４）
　以上のように、一般的な従来の熱交換器では、霜の発生により、熱抵抗、風路抵抗が大きくなり、着霜時に性能が悪化する問題があった。
　また、特許文献１に示したような熱交換器では、着霜に対して親水性でないと着霜遅延効果が発揮できず、経年的に表面状態を維持し親水性を持たせなければならなかった。
　この発明は、後述する霜の生成過程の以下の２つの相変化
（１）水蒸気から凝縮水滴への相変化
（２）凝縮水滴から氷滴への相変化
に注目し、熱交換器のフィンに多数の穴を設けることで、着霜領域の制限、凝固温度の低下を行い、着霜が生じても性能を長く維持して、省エネを図ろうとするものである。
　なお、フィンに設ける穴の半径はナノサイズであり、通常室内や室外で想定されるごみやちり等の径に比べて十分に小さいため、穴が塞がることはなく、経年的に性能は維持できる。
　この発明に係る熱交換器は、熱交換器を構成する伝熱用のフィンの表面に穴を設け、その穴の半径を空気条件とフィンの表面温度によって決まる凝縮水滴（又は凝縮液滴）の臨界半径よりも小さくして、凝縮水滴の生成できる領域を制限したものである。
　また、熱交換器を構成する伝熱用のフィンの表面にギブス・トムソン効果が生じる穴を設け、該穴内で凝縮水滴（又は凝縮液滴）の凝固点を０℃以下に低下するようにしたものである。
　また、熱交換器を構成する複数枚平行に並べられた伝熱用のフィンに対して、各々のフィンの片面のみに穴を持たせ、霜層によるフィン間の閉塞に要する時間を遅延させ、さらにデフロストに要する時間を短くするようにしたものである。
　この発明の熱交換器によれば、フィン表面上において、着霜範囲が狭くなる、着霜量が少なくなる、あるいは着霜が遅延する等の作用が生じて、着霜が生じても性能を維持し、省エネを図ることが可能となる。
この発明の実施の形態１を示す冷凍サイクル装置の構成図である。 この発明の実施の形態１を示す蒸発器（熱交換器）の斜視図である。 凝縮水滴の生成過程を示した模式図である。 式（１）の核の半径ｒ依存性を示すグラフである。 圧力比の核の臨界半径r*依存性を示すグラフである。 穴を持つ表面と穴のない表面で、凝縮水滴のできる過程を示した模式図である。 従来の場合におけるフィンへの着霜状態を示す説明（ａ）と、実施の形態１の蒸発器（熱交換器）のフィンを示す模式図（ｂ）である。 蒸発器（熱交換器）のフィンの伝熱管付近の温度分布図（ａ）と、この発明の実施の形態２に係るフィンの構成例１（ｂ）、フィンの構成例２（ｃ）を示す模式図である。 凝固点降下の臨界半径r*依存性を示すグラフである。 フィン表面における穴のある位置と穴のない位置での凝縮水滴の振舞いを示した図である。 この発明の実施の形態３を示す蒸発器（熱交換器）の向かい合うフィンを示す概略図である。 この発明の実施の形態４を示す蒸発器（熱交換器）のフィンの模式図である。 この発明の実施の形態４を示すスリットを持つフィンの模式図である。
符号の説明
　１１　室外機、１２　室内機、２１　圧縮機、２２　凝縮器（熱交換器）、２３　凝縮器用ファン、２４　膨張手段、２５　蒸発器（熱交換器）、２６　蒸発器用ファン、３１　フィン、３２　伝熱管、４１　冷却面の表面、４２　水蒸気、４３　核、４４　凝縮水滴、４５　合体後の凝縮水滴、４６　氷滴、４７　針状の霜、５０　無処理のフィン表面、５１　表面に半径１nm以下の穴を持つフィン表面、５２　半径１nm以下の穴、５３　核、５４　凝縮水滴、６１　フィン、６２　伝熱管、６３　実施の形態１による臨界半径r*以下の穴、６４　霜、７１　フィン表面　７２　伝熱管、７３　ギブス・トムソン効果による凝縮水滴の凝固点の低下に供する穴、８１　フィン表面、８３　ギブス・トムソン効果による凝縮水滴の凝固点の低下に供する穴、８４　凝縮水滴、９１　フィン、９２　スリット。
実施の形態１.
　この発明に係る熱交換器の実施の形態１について、それが用いられている冷凍サイクル装置を例にして図を用いて説明する。図１は、冷凍装置の冷媒回路を表している。この冷凍装置は、蒸気圧縮式の冷凍サイクル運転を行うことによって、屋内の冷凍に使用される装置である。図１において、１１は室外機、１２は室内機である。室外機１１は、圧縮機２１、凝縮器２２、凝縮器２２に空気を送る凝縮器用ファン２３を備え、室内機１２は、膨張手段２４、蒸発器２５、蒸発器２５に空気を送る蒸発器用ファン２６を備えている。圧縮機２１、凝縮器２２、膨張手段２４、及び蒸発器２５は冷凍サイクル回路を構成し、その内部には循環用冷媒が充填されている。本装置は主にユニットクーラーやショーケースなどの低温機器に見られる形態である。
　冷凍装置内の冷媒は圧縮機２１で圧縮され、高温高圧となって凝縮器２２へと流れ込む。そして、冷媒は凝縮器２２で放熱し液冷媒となり、その後、膨張手段２４により膨張され気液二相の冷媒となる。蒸発器２５で冷媒は周囲空気から吸熱を行い、気体となって圧縮機２１へと戻る。したがって、この冷凍サイクル装置は庫内の空気を冷却する冷房運転を行う。
　図２に図１の蒸発器２５の詳細を示した。図２に示す蒸発器２５は、冷凍装置や空調機に広く利用されているフィンチューブ式の熱交換器である。凝縮器２５は主として複数のフィン（伝熱フィン）３１と複数の伝熱管３２とで構成されている。フィン３１は所定の間隔で複数枚積層されており、各フィン３１に設けた貫通穴を貫通して伝熱管３２が設けられている。凝縮器２５は伝熱管３２を通じて流れ込んだ液冷媒が気化することで吸熱を行い、外部の空気とフィン３１を介して熱交換する。フィン３１には加工しやすく熱伝導率のよいアルミ板等が適している。また、空気との熱交換過程を効率的に行うため、図２の矢印に示すように、蒸発器２５にはフィン３１に向かって平行に、蒸発器ファン２６により空気が送り込まれる。
　例えば、冷蔵条件では周囲の空気温度が０℃、冷媒の蒸発温度が約－１０℃であり、冷凍条件では周囲の空気温度が－２０℃、蒸発温度が約－３０℃である。そのような条件では、共にフィン３１の表面は０℃以下であり、フィン３１には着霜が生じる。着霜が生じると、蒸発器２５を流れる風量が減少し、空気との熱交換量が低下し、蒸発器の冷却性能が悪化する。
　以上のことから、フィン３１に生成する霜の量を減少できれば、霜層による風路抵抗減少が可能となる。そこで実施の形態１では、以下の式（１）～（４）から導かれる半径の穴をフィン３１に設けて、霜の量を減らし、霜の高さを低くする。そしてそれにより、風路閉塞に至る時間を遅延することで、着霜に至っても装置の性能低下を抑えるようにしている。
　次に、着霜の過程を詳細に説明する。ここでは、霜の生成・成長過程を図３を用いて説明する。０℃以上の温度の空気と冷却された表面４１が接していて、表面温度が空気の温度と湿度で決まる露点温度以下に冷却されているとき、空気中の水蒸気４２は表面４１で冷却され、表面４１上に核４３となり凝縮され、凝縮水滴４４が形成される。表面に処理の行われていない表面４１上では、この凝縮が至る所で発生する。凝縮水滴４４はその後、隣同士の凝縮水滴４４と合体することで、表面エネルギーを下げ、成長を続ける。この合体はランダムに生じるため、表面４１上には径の大きさが異なる凝縮水滴４５が存在する。そして表面４１の温度が０℃以下となると、凝縮水滴は０℃以下に冷却され凝固し、氷滴４６となる。その氷滴４６から針状に霜４７が発生し、全体として霜層が形成されていく。
　空気の温度が０℃以下の時、文献では昇華により霜が形成されると報告があるが、－４０℃まで水の過冷却液体が存在する報告もある。しかし本質的には霜の生成過程は０℃以上の場合と変わらない。冷却された表面上で生成した凝縮水滴若しくは氷滴が合体し、その氷滴から針状に霜が発生し、全体として霜層が形成されていく。
　上記の水蒸気から霜への成長過程は、２つの相変化により生じている。一つは水蒸気から凝縮水滴への相変化で、もう一つは凝縮水滴から氷滴への相変化である。相変化は安定な環境相に核が発生し、その核が成長することで異なる相ができていく。核が成長するためには、熱力学的に相全体の自由エネルギーGを下げる必要があり、その変化量dGは半径rの核が生成したとき以下の式（１）で与えられる。
　　　dG＝－（４πｒ3／３ｖ)ｄμ＋４πｒ2γ　　　　　 （１）
　ここでｖは分子１個の体積、dμ は分子一個あたりの化学ポテンシャルの変化量、γは表面エネルギー密度を表わす。核が成長することでGを下げることは、ｒが増加することでdGが小さくなればよい。式（１）のｒ依存性を図４に示す。図４の縦軸は式ｄGの値を表わし、横軸は核の半径ｒを表わす。右辺一項はｒの増加とともに負に減少し、二項はｒの増加とともに正に増加する。図４から、式（１）はあるｒ＝ｒ*で極大値を持ち、0<r<r*ではｒの増加と共にdGは増え、一方r>r*ではｒの増加と共にdGは減少する。つまり半径ｒがｒ*以上の核のみが成長を続けることができる。このｒを臨界半径ｒ*と呼ぶ。ｒ*は式（１）をｒで微分することで得られ、以下の式（２）で与えられる。
　　　r*＝２γｖ／ｄμ　　　　　 （２）
　次に、水蒸気から凝縮水滴への相変化の制御を説明する。ここでは、上記の生成過程が水蒸気から凝縮水滴の場合を考える。気相の変化を考えるとき、式（２）のdμ は各々の相の圧力を用いて以下の式（３）で与えられる。
　　　dμ=kTlog（p/pe）　　　　　（３）
　ここで、kはボルツマン定数、Tはフィン表面の温度（又は凝縮水滴の温度）、pは水蒸気圧、peは凝縮水滴の平衡蒸気圧を表わす。
　式（３）を式（２）に代入することで、以下の式（４）が得られる。
　　　p／pe＝exp（（２γｖ）／（kTr*））　　　（４）　
　図５は凝縮水滴を０℃としたときのp/ peをr*の関数として表わした図である。但し、γ =76 [erg/cm2]、ｖ=3×10-23 [cm3]（水の0℃における物性値）を用いた。なお図３に示したp/ peのr*依存性はTを変化させても（例えばT=263,283 [K]としても）、値は大きく変化しない。つまり、水蒸気から凝縮水滴への相変化はこの図で考えることができる。
　例えば、空気条件が温度７℃、相対湿度８５%、フィンの表面温度が-10℃のとき、表面に穴５２が設けられたフィン表面５１（図６（ｂ））と、そうでない表面５０（図６（ａ））との霜の成長過程の違いを図６を用いて示す。温度７℃、相対湿度６５%のとき、空気中の水蒸気圧はp=854 [Pa]である。凝縮水滴の温度はおおよそ表面温度と等しい-10℃と考えられるので、凝縮水滴の-10℃における平衡蒸気圧はpe =286 Paであり、おおよそpはpeの３倍となる。このような条件下での臨界半径r*は、図５よりr*=１nmである。つまりr>1 nmの核５３は成長できる。従って、図６（ａ）、図６（ｂ）に示すようにr>1 nmの核５３は成長を続け、隣の凝縮水滴と合体しより大きな水滴５４となっていく。一方、表面に半径が1 nm以下の穴５２が開いていると、穴５２内部では半径1 nm以上の凝縮水滴が生成できないので、穴５２内部には凝縮水滴は発生できず、図６（ｂ）に示すように水滴が合体しやすい領域とそうでない領域とが表面上にできる。その結果、図６（ｂ）に示すように、穴５２の開けられたフィン表面５１では凝縮水滴の合体が制限され、無処理の表面５０に比べて着霜量が減り、また霜高さも低くなる。
　穴５２の径の基準値は装置を使用する状況によって変化する。但し穴径が小さすぎるとフィン表面に無数に穴を設けなければ上記の効果は期待できない。おおよそ0.5 nm以上の半径の穴が空いていれば、現行の空調機や冷凍機に使用されるものに対応できる。
　なお、フィンに設ける穴の径はナノサイズであり、通常室内や室外で想定されるごみやちり等の径に比べて十分に小さいため、穴が塞がることはなく、経年的に性能は維持できる。
　フィンに設ける穴の深さは、実際のフィンの強度を考えると、フィンを貫通しないことが望ましい。フィンにナノオーダーの穴を空ける手法としては、陽極酸化法が挙げられる。陽極酸化法とは処理対象となる金属を陽極とし、不溶性電極を陰極として電解質溶液中で直流電解操作を行うものである。陰極と陽極とが通電することで、陽極の金属の表面が酸化し、金属の一部がイオン化して電解質溶液中に溶解する。特にアルミニウム、ニオブ、タンタルなどが陽極酸化法により酸化皮膜を持つ。この酸化皮膜は電気伝導率が悪いため、陽極酸化処理が進むにつれ、金属酸化物が素地上に形成され、規則正しく成長した細穴構造ができる。細穴の深さは電圧を印加する時間によって決まるが、先に述べたように貫通しない程度がよい。また、酸化皮膜は熱伝導率も悪いので、表面と空気との熱交換を悪化させるため、必ずしも深い穴を空けることが良いとはいえない。しかし、本質的には貫通した穴に対しても、上述の効果は変わらない。極端に薄いフィンを持った熱交換器に対しては、貫通した穴を空けてもよい。
　以上のことから、空気条件とフィン表面（冷却面）温度条件によって決まる臨界半径よりも小さな穴をフィンの風上側に設けることで、フィン表面の穴以外の領域にだけ凝縮水滴を発生させることができ、フィン上の着霜量を減らして、霜高さも低くすることができる。こうすることで、風上側では空気が通過しても水蒸気は凝縮されず風下側へと流れていく。その結果、フィンの閉塞を遅延することができ、着霜による能力低下を遅延できる。またこの効果を利用して、フィン間の間隔をより狭くし、小型で性能の良い熱交換器を得ることが可能となる。
　また、例えば空調機で用いられる蒸発器（熱交換器）は空気との熱交換量を増やすために、フィンの間隔を一般の熱交換器に比べて狭くしている。そのため、図７（ａ）に示すように、風上側と風下側を比較すると、風上側に付く霜６４の量が多く、また霜６４の高さも風上側が高く、風下に近づくにつれ低くなる。これは風上側で空気中の水蒸気の大部分が凝縮水滴となるため、風下側に近づくにつれ空気中に含まれる水蒸気量が減るためである。このような熱交換器に対しては、風上側の着霜量を減らすことで、風上側に付く霜の高さを低くすることができ、フィン全体に平均的に着霜させて、風路閉塞の時間を遅延できる。そのため、図７（ｂ）に示すように、フィン６１の風上側に前述した臨界半径r*以下の穴６３を設けることで、風上側に付く霜の量を減らして、風上側に付く霜の高さを低くすることができる。なお、図７中の符号６２は伝熱管を表している。 
実施の形態２.
　次に、この発明の実施の形態２の熱交換器を説明する。図８に蒸発器（熱交換器）２５を構成しているフィン７１及び伝熱管７２を示した。既に述べたように、凝縮器（熱交換器）２５は伝熱管７２を通じて流れ込んだ液冷媒が気化することで吸熱を行い、外部の空気とフィン７１を介して熱交換する。上述したように、冷凍条件では周囲の空気温度が－２０℃、蒸発温度が約－３０℃であり、フィン７１表面は０℃以下となり着霜が生じる。また、図８に示すように伝熱管７２の周りはフィン７１表面でも特に温度が低いといえる。実施の形態２では、以下の式（５）、（６）のギブス・トムソン効果によって、凝縮水滴の凝固点の低下に供する穴７３を、フィン７１の全体若しくは伝熱管７２の周りに設けることで、着霜に至る時間を遅延させ、装置の性能低下を抑えるようにしたものである。
　次に、凝縮水滴から氷滴への相変化の制御を説明する。実施の形態１で示した相の生成過程が、凝縮水滴から氷滴の場合を考える。融液相の変化を考えるとき、dμ は液相の温度Tを用いて、以下の式（５）で与えられる。
　　　dμ＝L（Tm-T）／Tm　　　　　　　　　（５）　
　ここでLは融解潜熱、Tmは凝固温度を表わす。
　式（５）を式（２）に代入することで、以下の式（６）が得られる。
　　　Tm-T＝（２γｖTm／L）・（1/r*）　　　（６）
　式（６）の左辺は凝固温度と液相の温度差を表わしている。
　図９は水のTm-Tのr*依存性を表わした図である。但し、Tm =273[K]、L =9.97×10-14 [erg]（水の物性値）を用いた。図９から、r*が十分に大きいときTm-Tは0に漸近しており、液相温度はTmと一致する。これはバルクの系で見られる凝固の状態である。一方、r*の減少とともにTm-Tが増加している。つまり、r*が小さいほどTmが凝固点とならず凝固点降下が生じる。この効果はギブス・トムソン効果といわれる。
　例えば図１０に示すように、表面８１に半径が10nmの穴８３が多数空いている場合を考える。この穴８３が凝縮水滴８４で埋まっているとき、その凝縮水滴８４の半径は10nmと考えることができる。この時、図９から穴８３内の凝縮水滴８４の凝固温度は－15℃近くになっていることがわかる。この時、表面８１が－10℃に冷却されていても、穴８３内の凝縮水滴８４は凝固せず、穴８３以外の領域だけで氷滴８５となる。その結果、着霜量は減少する。つまり式（６）のr*の半径を持つ穴の中では、穴内の凝縮水滴の凝固点が０℃以下となる。このギブス・トムソン効果をもつ穴８３を、フィン全体に設けて着霜による閉塞時間を遅延する。また、そのような穴８３を蒸発器（熱交換器）の伝熱管周辺に多数設けることで、伝熱管周りで氷滴となる凝縮水滴が減り、０℃以下の低温で装置を運転するとき、伝熱管周辺の着霜量を減少させることができる。
　なお、穴８３間の間隔はその穴径と等しいオーダーの数nm程度の間隔が望ましいく、最低限でも200nm×200nmの平面に200個の穴８３が必要であり、50個程度の穴数では最適な効果は見込まれない。
　以上の効果を持つ穴８３をフィンに設けることで着霜量の減少が期待できる。こうすることで、蒸発器の温度がより低温になるような運転をしても、フィン間が閉塞される時間を遅延でき、装置の性能向上につながり省エネとなる。
　なお、フィンに設ける穴８３の径はナノサイズであり、通常室内や室外で想定されるごみやちり等の径に比べて十分に小さいため、穴が塞がることはなく、経年的に性能は維持できる。
実施の形態３.
　次に、この発明の実施の形態３の構成について説明する。図１１に蒸発器（熱交換器）のよく知られた構成の一例を示している。この蒸発器（熱交換器）は、複数のフィン３１が一定の間隔で複数枚平行に並べられて、そこに伝熱管３２が通されている。このような熱交換器においてフィン３１が０℃以下まで冷却され、着霜が始まると、向かい合うフィン３１の両面から霜が成長する。そしてある時間経つと、フィン３１間が霜で閉塞され、フィン３１が埋まり、蒸発器の性能が低下する。このため蒸発器のデフロストを行い、フィン３１間の霜を溶かす。一般的なデフロスト方法は、四方弁を切り替えて、冷媒の流れる向きを逆転させ、蒸発器熱交換器と凝縮器熱交換器を変えて霜を溶かすものである。
　フィン３１の表面に特別な処理を行わない従来のフィンに対して、実施の形態３では、向かい合うフィン３１の片面にだけ実施の形態１もしくは実施の形態２で述べた穴５２，６３，７３，８３をフィン３１表面の全体に設ける。こうすることで、フィン３１片面では上述の過程を経て霜が成長するが、穴５２，６３，７３，８３がある面ではフィン３１全体で凝縮水滴が生成し難く、さらに凝固点も低下し、霜の成長は無処理の面よりも遅くなる。その結果、風路閉塞に至るまでの時間を延長できる。
　また、従来のフィンでは霜が向かい合うフィン３１両方に霜がほぼ同量付着していたが、片面に実施の形態１もしくは実施の形態２で述べた穴を持つフィン３１は、霜を片面のみで支えることになる。このため、デフロストの際に霜が落下し易くなり、デフロストに要する時間も短くなって、省エネにも寄与する。
　また、フィンに設ける穴の径はナノサイズであり、通常室内や室外で想定されるごみやちり等の径に比べて十分に小さいため、穴が塞がることはなく、経年的に性能は維持できる。
実施の形態４.
　さらに、この発明の実施の形態４の構成について説明する。図１２に実施の形態１に示した凝縮器（熱交換器）の伝熱フィン３１を示す。前述したようにフィン３１は各々が一定の間隔で複数枚平行に並べられており、０℃以下まで冷却されると、着霜が始まる。その後、フィン３１間が霜で閉塞され、フィン３１が埋まり、装置の性能が低下する。
　フィンの表面に穴を設けていない従来のフィンに対して、実施の形態４ではフィン３１に、実施の形態１もしくは実施の形態２で述べた穴５２，６３，７３，８３を、風方向と平行に列状に配して複数列に設けている。こうすることで、フィン３１間が閉塞しても風の通り道が確保され、風速低下を遅延できる。
　この際、フィン３１に設ける穴は、ピッチを小さくし密集させるか若しくは複数列を互いに近接して配置するほうがよい。なおこれは、実施の形態４だけでなく、他の実施の形態においても当てはまることである。
　以上のように、ナノサイズの穴５２，６３，７３，８３をフィンに設けることで着霜遅延効果が得られることがわかる。また、空気との熱交換を効率的に行うよう、フィンにスリットを持つ熱交換器にも上記穴を設けることは有効である。例えば図１３の上段に示すように、スリットフィンは空気との熱交換を積極的に行わせるためにスリット９２をフィン９１上に持つ。しかし、スリット９２部での凝縮水滴の生成量が多く、着霜量も多くなる。そして霜の量が増えてくるとスリット９２の効果がなくなる。このスリット９２部の着霜を軽減するため、図１３の下段に示すように、スリット９２部分に穴５２，６３，７３，８３を集中的に設けると、スリット９２部の着霜が軽減し、スリット９２の効果を長く維持することができる。
　この発明が適用できる熱交換器の種類は以上に説明したものに限るものではなく、例えば自動車に使われているコルゲートフィンを持つ熱交換器にも適用可能である。
　この発明により、フィン表面に生じる空気中の水蒸気の凝縮水滴を、特定の領域にだけ生成させることが可能となり、フィン表面に生じる着霜量を減少させることができる。
　また、穴５２，６３，７３，８３をフィンの風上側に設けることで、フィン表面の霜層は、風の進行方向に対して高さがほぼ一定となる。これにより風路抵抗が軽減され、着霜時の性能が向上し、省エネを図ることができる。
　また、穴７３，８３内の凝縮水滴の凝固点は、ギブス・トムソン効果により低下するので、フィン全体にそのような穴７３，８３を設けることで、熱交換器を０℃以下の低温で運転する際に、フィンの着霜が遅延される。
　また、同様にフィンの伝熱管周りに穴５２，６３，７３，８３を集中的に設けることで、熱抵抗軽減でき、熱交換器を０℃以下の低温で運転する際に、能力低下を遅延できる。
　さらに、フィンの片面のみに上述の穴を持たせることで、霜の成長を向かい合うフィンの片方のみに限定でき、フィン間の閉塞にかかる時間を遅らせることができ、しかもデフロストの際、霜がフィンから剥がれ易くなり、デフロストに要する時間が短くなる。
　なお、フィンに設ける穴径はナノサイズであり、通常室内や室外で想定されるごみやちり等の径に比べて十分に小さいため、穴が塞がることはなく経年的に性能が維持できる。
　この本発明を利用すれば、０℃以下で空気と熱交換する熱交換器の表面に生じる着霜問題の改善が可能となる。特に、冷凍サイクルシステムでは、着霜により、熱交換器に風路閉塞が生じ、熱抵抗やデフロストといった性能低下を引き起こす結果を生じていた。しかしこの発明により、風路閉塞に至るまでの時間を延長でき、熱交換器の性能低下を遅延し、省エネを図ることも可能である。

Claims (10)

  1. 　流体が通る伝熱管と、前記伝熱管が貫通し空気と熱交換を行う伝熱フィンとを備えた熱交換器であって、
    　前記伝熱フィンの周囲の空気温度及び空気湿度と、前記伝熱フィンの表面温度とによって決まる凝縮水滴の臨界半径r*よりも小さい半径を持つ穴が、前記伝熱フィンの表面に複数設けられていることを特徴とする熱交換器。
  2. 　前記臨界半径r*が、p／pe＝exp（（２γｖ）／（kTr*））の関係にあるものであり、
    　ｐは水蒸気圧、peは凝縮水滴の平衡蒸気圧、γは表面エネルギー密度、ｖは分子１個の体積、ｋはボルツマン定数、Tは伝熱フィンの表面温度である、ことを特徴とする請求項１記載の熱交換器。
  3. 　流体が通る伝熱管と、前記伝熱管が貫通し空気と熱交換を行う伝熱フィンとを備えた熱交換器であって、
    　前記伝熱フィンの表面に、Tm-T＝（２γｖTm／L）・（1/r*）、
    　ただし、γは表面エネルギー密度、ｖは分子１個の体積、Tmは凝固温度、Lは融解潜熱、Tは伝熱フィンの表面温度、で与えられるr*よりも小さな半径を持つ穴が、前記伝熱フィンの表面に複数設けられていることを特徴とする熱交換器。
  4. 　前記伝熱フィンの片面にだけ前記穴を設けていることを特徴とする請求項１～３のいずれか１項に記載の熱交換器。
  5. 　前記伝熱フィンの表面にスリットを有するものにおいて、前記スリットの近傍に前記穴を設けていることを特徴とする請求項１～３のいずれか１項に記載の熱交換器。
  6. 　前記伝熱フィンの風上側となる領域に前記穴が設けられていることを特徴とする請求項１～３のいずれか１項に記載の熱交換器。
  7. 　前記伝熱フィンの前記伝熱管の周囲に前記穴が設けられていることを特徴とする請求項１～３のいずれか１項に記載の熱交換器。
  8. 　空気の通過方向と平行に前記穴が列状に設けられていることを特徴とする請求項１～３のいずれか１項に記載の熱交換器。
  9. 　前記伝熱フィンに設けられる複数の穴は、ピッチを小さくし密集されるか若しくは複数列を互いに近接して配置されることを特徴とする請求項１～８のいずれか１項に記載の熱交換器。
  10. 　請求項１～９のいずれか１項に記載の熱交換器を、蒸発器として備えた冷凍サイクル装置。
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Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2011122769A (ja) * 2009-12-10 2011-06-23 Mitsubishi Electric Corp 熱交換器用の伝熱材及び伝熱面の加工方法
WO2011141962A1 (ja) * 2010-05-12 2011-11-17 三菱電機株式会社 クロスフィン型熱交換器及びこのクロスフィン型熱交換器を用いた冷凍サイクル装置
JP2012088051A (ja) * 2012-01-26 2012-05-10 Mitsubishi Electric Corp 熱交換器用の伝熱材及び伝熱面の加工方法

Families Citing this family (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN104807264B (zh) * 2014-01-23 2017-05-24 珠海格力电器股份有限公司 抑制热泵机组结霜方法和热泵机组
CN110004681A (zh) * 2019-04-16 2019-07-12 广东技术师范大学 一种内循环干衣机及干燥系统
CN110388767A (zh) * 2019-07-23 2019-10-29 山东奇威特太阳能科技有限公司 空气源热泵蒸发器及设计方法和含该蒸发器的空气源热泵

Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2000356440A (ja) * 1999-06-16 2000-12-26 Ishikawajima Harima Heavy Ind Co Ltd 氷蓄熱装置
JP2002090084A (ja) 2000-09-14 2002-03-27 Daikin Ind Ltd フィンとその製造方法及び該フィンを備えた熱交換器

Family Cites Families (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0381139A (ja) * 1989-08-24 1991-04-05 Showa Alum Corp 熱交換器用アルミニウム・フィン材
US6764745B1 (en) * 1999-02-25 2004-07-20 Seiko Epson Corporation Structural member superior in water repellency and method for manufacturing the same
JP2001149735A (ja) * 1999-11-25 2001-06-05 Ebara Corp 除湿又は熱交換用機能素子とその製造方法
AU1461501A (en) * 1999-12-03 2001-06-12 Caterpillar Inc. Patterned hydrophilic-oleophilic metal oxide coating and method of forming
JP2002001106A (ja) * 2000-06-20 2002-01-08 Ebara Corp 除湿又は熱交換用機能素子とその製造方法
CN2613741Y (zh) * 2003-04-02 2004-04-28 双鸿科技股份有限公司 具有微小凸粒的散热器
US20070031639A1 (en) * 2005-08-03 2007-02-08 General Electric Company Articles having low wettability and methods for making
EP1750018A3 (en) * 2005-08-03 2011-12-14 General Electric Company Surfaces and articles resistant to impacting liquids

Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2000356440A (ja) * 1999-06-16 2000-12-26 Ishikawajima Harima Heavy Ind Co Ltd 氷蓄熱装置
JP2002090084A (ja) 2000-09-14 2002-03-27 Daikin Ind Ltd フィンとその製造方法及び該フィンを備えた熱交換器

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP2256452A4 *

Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2011122769A (ja) * 2009-12-10 2011-06-23 Mitsubishi Electric Corp 熱交換器用の伝熱材及び伝熱面の加工方法
WO2011141962A1 (ja) * 2010-05-12 2011-11-17 三菱電機株式会社 クロスフィン型熱交換器及びこのクロスフィン型熱交換器を用いた冷凍サイクル装置
CN102884391A (zh) * 2010-05-12 2013-01-16 三菱电机株式会社 交叉翅片式换热器及使用了该交叉翅片式换热器的制冷循环装置
JP5456160B2 (ja) * 2010-05-12 2014-03-26 三菱電機株式会社 クロスフィン型熱交換器及びこのクロスフィン型熱交換器を用いた冷凍サイクル装置
US9234706B2 (en) 2010-05-12 2016-01-12 Mitsubishi Electric Corporation Cross-fin type heat exchanger and refrigeration cycle apparatus including the same
JP2012088051A (ja) * 2012-01-26 2012-05-10 Mitsubishi Electric Corp 熱交換器用の伝熱材及び伝熱面の加工方法

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