WO2011141962A1 - 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 - Google Patents

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 Download PDF

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WO2011141962A1
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heat transfer
heat exchanger
hole
fin
type heat
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PCT/JP2010/003216
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濱田守
田代雄亮
福本久敏
山下浩司
森本裕之
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三菱電機株式会社
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    • F28D2021/0068—Other heat exchangers for particular applications; Heat exchange systems not otherwise provided for for refrigerant cycles
    • F28D2021/0071—Evaporators

Definitions

  • the present invention relates to a cross fin type heat exchanger in which a plurality of heat transfer fins are stacked around a straight pipe portion of a heat transfer tube meandering through a plurality of folded portions, and a refrigeration using the cross fin type heat exchanger
  • the present invention relates to a cycle device.
  • the surface temperature of the heat transfer surface is cooled to an air dew point temperature or lower.
  • the surface of the heat transfer surface is condensed with water vapor in the air, water droplets are generated on the surface.
  • the fin temperature is 0 ° C. or lower, a frosting phenomenon occurs in which water vapor in the air becomes frost on the heat transfer surface. As the frosting on the heat transfer surface progresses, the air passage through which the air passes is closed, the ventilation resistance increases, and the performance of the apparatus is greatly reduced.
  • Defrost operation includes, for example, a hot gas system that heats the target heat exchanger from the inside by switching the refrigerant flow in the refrigeration cycle, and a heater system that heats from the outside with a heater provided near the heat exchanger. .
  • the role of the apparatus for example, comfort in air conditioning is reduced, and the efficiency of the equipment is also reduced. For this reason, it is necessary to shorten the defrost operation time as much as possible.
  • a hydrophilic coating layer is formed on the fin surface, and fine irregularities are formed on the hydrophilic coating layer by plasma irradiation. Enhance the effect of the coating layer by enlarging the coating layer, making the moisture adhering to the frost easy to acclimate to the fin surface, promoting the flow down due to gravity, or water-repellent coating layer on the fin surface.
  • the area of the water-repellent coating layer on the fin surface is expanded to make the effect of the coating layer super-water-repellent and cause frost
  • the adhering moisture to be spheroidized to promote fall discharge by gravity from the fin surface to delay frost formation for example, Patent Document 1 Irradiation).
  • the conventional cross fin type heat exchanger basically uses the effect of the hydrophilic or water-repellent coating layer formed on the fin surface to improve the drainage of water by gravity and to prevent frost formation. I was trying to get it.
  • the longitudinal direction of the flat heat transfer tube is often arranged horizontally, and the drainage effect due to gravity in this horizontal arrangement portion Cannot be expected. Also, for the same reason, the effect of shortening the defrost time cannot be expected.
  • the technical problem of the present invention is to make it possible to obtain a drainage effect that does not depend on gravity, and to improve drainage, extend the time until the fins (airways) are blocked, and shorten the defrost time. There is in doing so.
  • the holding device for a cross fin heat exchanger has the following configuration. That is, a cross-fin type heat exchanger in which a plurality of heat transfer fins are stacked around a straight tube portion of a heat transfer tube meandering through a plurality of folded portions, and the heat transfer tube and the air of the heat transfer fin A hole having a radius smaller than the critical radius of the nucleus generated during the phase change from water vapor to condensed droplets is provided on the heat transfer surface.
  • the hole provided in the heat transfer surface between the heat transfer tube and the air of the heat transfer fin is based on the critical radius of the nucleus generated at the time of phase change from water vapor to condensed droplets. Because of its small radius, no condensate droplets can form inside the hole and it is always filled with air. Also, there are always air and metal parts on the heat transfer surface. Since the larger the surface energy, the easier it is to get wet with water, so the water moves to the metal part having a larger surface energy than the air having a smaller surface energy.
  • FIG. 1 is a front view showing an evaporator to which a cross fin type heat exchanger according to Embodiment 1 of the present invention is applied; It is a schematic diagram which shows the drainage property on the evaporator surface to which the cross fin type heat exchanger which concerns on Embodiment 1 of this invention is applied. It is a schematic diagram which shows the frost growth process on the evaporator surface to which the cross fin type heat exchanger which concerns on Embodiment 1 of this invention is applied compared with the past. It is the front view which shows the evaporator to which the cross fin type heat exchanger which concerns on Embodiment 2 of this invention is applied, CC sectional view taken on the line, and the principal part enlarged view.
  • FIG. 1 is a refrigerant circuit diagram of a refrigeration cycle apparatus using the cross-fin heat exchanger according to Embodiment 1 of the present invention as an evaporator.
  • the refrigeration cycle apparatus includes a compressor 1, a four-way valve 2, a condenser 3, an expansion means 4, and an evaporator 5 connected to a closed loop by a refrigerant pipe, a condenser blower 6, and an evaporator blower. 7 and the refrigerant circuit is filled with refrigerant.
  • the refrigerant When the four-way valve 2 is in the switching position as shown in FIG. 1, the refrigerant is compressed by the compressor 1, becomes a high-temperature and high-pressure gas refrigerant, and flows into the condenser 3 through the four-way valve 2.
  • the refrigerant dissipates heat in the condenser 3 to become a liquid refrigerant, and then expands by the expansion means 4 to become a low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant.
  • the refrigerant absorbs heat from the ambient air in the evaporator 5 and returns to the compressor 1 as a gas.
  • the condenser 3 In the case of a fluorocarbon refrigerant or an HC refrigerant, condensation occurs and gas and liquid refrigerant exist, so the condenser 3 is used to condense the gas into liquid.
  • the condenser 3 is a refrigerant such as CO 2 .
  • a supercritical pressure refrigerant it becomes a radiator that dissipates heat.
  • FIG. 2 shows details of the evaporator 5 shown in FIG.
  • the evaporator 5 includes a plurality of heat transfer fins 8 and a plurality of heat transfer tubes 9.
  • a plurality of heat transfer fins 8 are stacked at a predetermined interval, and a heat transfer tube 9 is provided so as to penetrate through holes provided in each fin.
  • the heat transfer tube 9 has a flat shape, absorbs heat when the refrigerant flowing inside is vaporized, and exchanges heat through the outer surface of the heat transfer tube and the heat transfer fins 8.
  • An aluminum plate that is easy to process and has good thermal conductivity is often used for the fin material and the heat transfer tube.
  • the evaporator 5 is fed with air by an evaporator blower 7 provided in parallel toward the heat transfer fins 8.
  • an evaporator blower 7 provided in parallel toward the heat transfer fins 8.
  • FIG. 3 is a perspective view of the principal part of a heat exchanger
  • (b) is a B arrow view of (a).
  • frost When the frost is formed on the heat exchanger, the amount of frost generated on the heat transfer surface is reduced, or even if the frost amount is the same, high density frost is generated between the heat transfer fins 8 (air path It is important to delay the occlusion).
  • the apparatus performs a defrosting operation.
  • a defrosting operation For example, in an air conditioner, the four-way valve 2 is switched as shown in FIG.
  • the frost layer 11 is melted by flowing a high-pressure gas refrigerant.
  • the melted frost becomes defrosted water 12 and falls in the direction of gravity through the heat transfer fins 8 and flows out to the outside.
  • the heating operation is stopped, so the room temperature decreases.
  • the room temperature is lowered, not only is the comfort deteriorated, but the heating load is increased and the efficiency is deteriorated as the room temperature is lowered when the heating operation is restored.
  • frost is generated starting from the defrost water 12 remaining on the heat transfer surface. Therefore, it is important to reliably remove the defrost water 12 from the heat transfer surface.
  • Phase change is a phenomenon in which nuclei are generated in a stable environmental phase and different phases are formed by the growth of the nuclei.
  • the free energy when a nucleus of radius r is generated is given by the following equation (1).
  • v is the volume of one molecule
  • d ⁇ is the amount of change in chemical potential per molecule
  • ⁇ is the surface energy density.
  • Lowering dG by growing nuclei means that dG should be smaller by increasing r.
  • the r dependence of the equation (1) is shown in the graph of FIG.
  • the vertical axis in FIG. 6 represents the value of equation (1)
  • the horizontal axis represents the radius r of the nucleus. In the first term on the right side of equation (1), it decreases negatively as r increases, and in the second term on the right side of equation (1), it increases positively as r increases. As shown in FIG.
  • k is the Boltzmann constant
  • T is the temperature
  • p is the water vapor pressure
  • p e is the equilibrium vapor pressure of the condensed droplet.
  • Figure 7 is a graph showing a p / p e when the condensate droplets and 0 °C as a function of r *.
  • ⁇ 76 [erg / cm 2 ]
  • the condensed droplets of 1 nm or more cannot be generated inside the hole having a radius of 1 nm, the condensed droplet cannot be formed inside the hole and is always filled with air.
  • the heat transfer surface always has an air portion and a metal portion. Since the larger the surface energy, the easier it is to get wet with water, so the water moves to the metal part having a larger surface energy than the air having a smaller surface energy.
  • FIG. 10 shows the frost growth process at the time of frost formation, with and without the hole 21 having a radius smaller than the critical radius of the nucleus on the heat transfer surface.
  • the condensed droplet 22 generated on the heat transfer surface is combined with the adjacent droplet, becomes a large droplet, solidifies, and grows into frost.
  • a hole 21 FIG. 10 (b)
  • a condensed droplet is generated in the metal part, and the condensed droplet 22 does not merge with the adjacent droplet beyond the hole 21, and the droplet diameter remains small. It solidifies and grows into frost, resulting in high density frost and low frost height. As a result, the blockage between the heat transfer fins (wind path) is delayed.
  • the hole 21 having a radius smaller than the critical radius of the nucleus determined from the conditions for using the apparatus is provided on the heat transfer surface, thereby improving drainage and defrosting time. Can be shortened, and the blockage between the heat transfer fins (wind path) can be delayed to reduce the number of defrosts.
  • the hole diameter is nano-sized and is sufficiently small compared to the diameter of dust and dust that is normally assumed indoors and outdoors, so the holes are not blocked by dust and dust, and performance can be maintained over time. .
  • an anodic oxidation method shown in FIG. 16 can be cited as a method for making holes in aluminum fins and heat transfer tubes.
  • 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.
  • this oxide film 54 has poor electrical conductivity, as the anodic oxidation process proceeds, a metal oxide is formed on the metal substrate 53 as shown in FIG. Although the depth of the hole 21 is determined by the time during which the voltage is applied, it can be said that the hole 21 should not be penetrated as described above. In addition, since the oxide film 54 has a low thermal conductivity, it is not necessarily good to make a deep hole in order to deteriorate the heat exchange between the surface and air. However, the above-mentioned effect is essentially unchanged even for a through hole. Since the refrigerant leaks from the heat transfer tube 9, a through hole cannot be formed, but the heat transfer fin 8 may have a through hole.
  • the oxide film 54 generated by the anodizing treatment has high corrosion resistance, an effect of improving reliability can be obtained. Further, when the heat transfer fins 8 and the heat transfer tubes 9 are made of a metal such as aluminum that can be anodized, there is an advantage that the heat transfer fins 8 and the heat transfer tubes 9 can be easily processed in a state assembled as a heat exchanger as shown in FIG. is there.
  • the technique of this Embodiment 1 performs drainage improvement and delay of blockage
  • this technique can also be applied to heat transfer tubes of other shapes, for example, cross-fin type heat exchangers using circular heat transfer tubes.
  • the time until the heat transfer fins (air passages) are blocked can be extended, and the defrost time can be shortened.
  • this refrigeration cycle apparatus to, for example, an air conditioner or a refrigerator, highly efficient operation of the air conditioner or the refrigerator can be realized.
  • an air conditioner equipment used in heat exchangers, unit coolers, showcases, refrigerators, etc.
  • fin pitch fin spacing
  • outer diameter of a circular heat transfer tube about 4 mm to 13 mm
  • it can be applied to a heat exchanger having a fin pitch (fin interval) of 4.0 mm to 10 mm and an outer diameter of a circular heat transfer tube of about 6 mm to 16 mm.
  • FIG. 1 the configuration of the cross-fin heat exchanger according to Embodiment 2 of the present invention will be described with reference to FIGS. 11 to 13. Since the refrigerant circuit configuration is the same as that in FIG. 1 described in the first embodiment, FIG. 1 is referred to in the description.
  • the cross fin type heat exchanger of the second embodiment has the following equations (5) and (6) on the heat transfer surfaces of the heat transfer fins 8 of the evaporator 5 and the air of the heat transfer tubes 9.
  • a hole 31 for reducing the freezing point of the condensed droplet is provided by the Gibbs-Thomson effect expressed by the equation.
  • phase change from water vapor to condensed droplets was considered, but here, phase change from condensed droplets to ice droplets is considered.
  • the change amount d ⁇ of the chemical potential per molecule is given by the following equation (5) using the temperature T of the liquid phase.
  • L represents the latent heat of fusion
  • Tm represents the solidification temperature
  • Equation (6) The left side of equation (6) represents the temperature difference between the solidification temperature and the liquid phase. Since the right side of equation (6) is non-negative, Tm ⁇ T, which represents the drop from the solidification temperature of the liquid phase.
  • FIG. 12 is a graph showing the r * dependence of Tm-T of water.
  • Tm 273 [K]
  • L 9.97 * 10 ⁇ 14 [erg] (physical property value of water) was used.
  • Tm-T increases as r * decreases. In other words, the smaller the r *, the greater the freezing point depression. This effect is called the Gibbs-Thomson effect.
  • the radius of the hole 31 in FIG. 11 is 10 nm, and when the hole 31 is filled with condensed droplets, the radius of the condensed water droplets can be considered to be 10 nm.
  • the condensing temperature of the condensed droplet in the hole 31 is close to ⁇ 15 ° C.
  • the condensed droplets in the holes 31 do not solidify and become ice droplets only in the region other than the holes 31. As a result, the amount of frost formation decreases.
  • the hole 31 is always filled with water.
  • water has a surface energy greater than that of metal, water moves from the metal surface to the water surface. This force becomes a driving force and can improve drainage.
  • the hole 31 having a radius smaller than the radius determined from the conditions for using the apparatus and the expression (6) that is, the hole 31 having a radius at which the solidification temperature of the liquid droplets accumulated inside becomes lower than the heat transfer surface temperature. Is provided on the heat transfer surface, so that the drainage can be improved and the defrost time can be shortened, and the blockage between the heat transfer fins (wind passages) can be delayed and the number of defrosts can be reduced.
  • the hole diameter provided in the second embodiment is nano-sized, and is sufficiently small compared to the diameter of dust or dust normally assumed indoors or outdoors, so that the hole is not blocked by dust or dust, Performance can be maintained over time.
  • an anodic oxidation method shown in FIG. 16 can be cited as a method for making holes in aluminum fins and heat transfer tubes.
  • the anodic oxidation method is a method in which direct current electrolysis operation is performed in an electrolyte solution using a metal to be treated as an anode and an insoluble electrode as a cathode. The surface of the metal is oxidized, and a part of the metal is ionized and dissolved in the electrolyte solution.
  • this oxide film 54 Since this oxide film 54 has poor electrical conductivity, as the anodic oxidation process proceeds, a metal oxide is formed on the metal substrate 53 as shown in FIG.
  • the depth of the hole 31 is determined by the time for which the voltage is applied, but it is preferable that the hole 31 does not penetrate as described above.
  • the oxide film 54 since the oxide film 54 has a low thermal conductivity, it is not necessarily good to make a deep hole in order to deteriorate the heat exchange between the surface and air.
  • the effect described above is essentially the same for a through-hole. That is, the drainage improvement effect by the state where the inside of the hole 31 is always filled with water whose surface energy is larger than that of the metal is obtained. In this case, too, the through hole is not formed in the heat transfer tube 9 because the refrigerant leaks, but it goes without saying that the through hole may be formed in the heat transfer fin 8.
  • the oxide film produced by the anodic oxidation treatment has high corrosion resistance, so that the effect of improving the reliability can be obtained.
  • the heat transfer fins 8 and the heat transfer tubes 9 are made of a metal such as aluminum that can be anodized, the heat exchanger fins 8 and the heat transfer tubes 9 can be easily processed in a state assembled as a heat exchanger as shown in FIG. can get.
  • the technique of the second embodiment also improves drainage and delays the blockage between the heat transfer fins (wind passages), not only the cross fin type heat exchanger in which the heat transfer tube 9 has a flat shape, It goes without saying that this technique can also be applied to cross-fin heat exchangers using other shapes of heat transfer tubes, for example, circular heat transfer tubes.
  • the time until the heat transfer fins (air passages) are blocked can be extended, and the defrost time can be shortened.
  • this refrigeration cycle apparatus to, for example, an air conditioner or a refrigerator, highly efficient operation of the air conditioner or the refrigerator can be realized.
  • an air conditioner equipment used in heat exchangers, unit coolers, showcases, refrigerators, etc.
  • fin pitch fin spacing
  • outer diameter of a circular heat transfer tube about 4 mm to 13 mm
  • it can be applied to a heat exchanger having a fin pitch (fin interval) of 4.0 mm to 10 mm and an outer diameter of a circular heat transfer tube of about 6 mm to 16 mm.
  • Embodiment 3 the configuration of the cross-fin heat exchanger according to Embodiment 3 of the present invention will be described with reference to FIGS.
  • the refrigerant circuit configuration is the same as that in FIG. 1 described in the first embodiment, and therefore FIG. 1 is referred to in the description.
  • the cross fin type heat exchanger converts water vapor into condensed droplets on the heat transfer surfaces of the heat transfer fins 8 of the evaporator 5 and the air of the heat transfer tubes 9.
  • the solidification temperature of the first hole (the hole described in the first embodiment) 21 having a radius smaller than the critical radius of the nucleus generated during the phase change of the liquid droplets and the droplet accumulated inside is larger than the heat transfer surface temperature.
  • Both of the second holes (holes described in the second embodiment) 31 having a decreasing radius are mixed.
  • the hole 21 provides a blockage delay effect between the heat transfer fins (wind passage) by improving the frost layer density
  • the hole 31 provides a blockage delay effect between the heat transfer fins (wind passage) by reducing the amount of frost formation. This has the effect of further delaying the blockage between the heat transfer fins (wind passage).
  • the holes 21 and 31 are mixed as shown in FIG. 15, the surface energy of the air layer portion of the hole 21 is the smallest, the surface energy of the metal portion is then increased, and the water of the hole 31 is always water. The surface energy is the largest in the part where there is. That is, the water on the surface of the heat transfer surface obtains a driving force that moves toward the hole 21 ⁇ the metal part ⁇ the hole 31, and the drainage performance is further improved.
  • the first hole 21 having a radius smaller than the critical radius of the nucleus generated at the time of the phase change from the water vapor to the condensed droplet and the solidification temperature of the droplet determined by the conditions for using the apparatus.
  • the hole diameter provided in the third embodiment 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 performance over time. Can be maintained.
  • an anodic oxidation method shown in FIG. 16 can be cited as a method for making holes in aluminum fins and heat transfer tubes.
  • the anodic oxidation method is a method in which direct current electrolysis operation is performed in an electrolyte solution using a metal to be treated as an anode and an insoluble electrode as a cathode. The surface of the metal is oxidized, and a part of the metal is ionized and dissolved in the electrolyte solution.
  • this oxide film 54 has poor electrical conductivity, as the anodic oxidation process proceeds, a metal oxide is formed on the metal substrate 53 as shown in FIG.
  • the depth of the holes 21 and 31 is determined by the time for applying the voltage, it can be said that it is preferable that the holes 21 and 31 do 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.
  • the effect described above is essentially the same for a through-hole. Since the refrigerant leaks from the heat transfer tube 9, a through hole cannot be formed, but the heat transfer fin 8 may have a through hole.
  • the oxide film 54 produced by the anodizing treatment has high corrosion resistance, the effect of improving the reliability can be obtained.
  • the heat transfer fins 8 and the heat transfer tubes 9 are made of a metal such as aluminum that can be anodized, there is an advantage that the heat transfer fins 8 and the heat transfer tubes 9 can be easily processed in a state assembled as a heat exchanger as shown in FIG. is there.
  • the hole diameter depends on the current.
  • FIG. 16 when the heat exchanger is used as the anode and the connection to the electrode 41 is the heat transfer tube 9, the hole diameter is changed as shown in FIG. As shown in FIG. 5, the current easily flows through the heat transfer tube 9 and the large hole 31 is easily opened.
  • FIG. 17 when the connection with the electrode is the heat transfer fin 8, current flows easily through the heat transfer fin 8 as shown in FIG. 18B, and a large hole 31 is opened.
  • the hole diameter of the heat transfer fin 8 is increased and the drainage performance is increased. It is desirable to improve.
  • the technique of the third embodiment also improves drainage and delays the blockage between the heat transfer fins (wind passages), not only the cross fin type heat exchanger in which the heat transfer tube 9 has a flat shape, It goes without saying that this technique can also be applied to cross-fin heat exchangers using other shapes of heat transfer tubes, for example, circular heat transfer tubes.
  • the cross fin type heat exchanger of the third embodiment for the refrigeration cycle apparatus, it is possible to extend the time until the heat transfer fins (air passages) are blocked, and to reduce the defrost time. This makes it possible to achieve highly efficient operation, leading to energy savings. Then, by applying this refrigeration cycle apparatus to, for example, an air conditioner or a refrigerator, highly efficient operation of the air conditioner or the refrigerator can be realized. For example, in the case of an air conditioner, equipment used in heat exchangers, unit coolers, showcases, refrigerators, etc.
  • fin pitch fin spacing
  • outer diameter of a circular heat transfer tube about 4 mm to 13 mm
  • it can be applied to a heat exchanger having a fin pitch (fin interval) of 4.0 mm to 10 mm and an outer diameter of a circular heat transfer tube of about 6 mm to 16 mm.

Abstract

　複数の折返し部を介して蛇行する伝熱管９の直管部の周りに複数の伝熱フィン８を積層し、伝熱管９と伝熱フィン８の空気との伝熱面に、水蒸気から凝縮液滴への相変化の際に発生する核の臨界半径よりも小さな半径をもつ穴２１を設け、穴２１内部が常に空気で満たされるようにし、表面エネルギーの小さい空気で満たされた穴２１から表面エネルギーの大きい金属部に水が移動するようにして、排水性を向上させる。

Description

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
　本発明は、複数の折返し部を介して蛇行する伝熱管の直管部の周りに複数の伝熱フィンを積層してなるクロスフィン型熱交換器と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に関する。
　一般に、折返し部を介して蛇行する伝熱管の直管部の周りに複数のフィンを積層してなるクロスフィン型熱交換器においては、伝熱面の表面温度が空気露点温度以下に冷却されるとき、伝熱面表面で空気中の水蒸気が凝縮され、表面に水滴が発生する。特にフィン温度が０℃以下になる場合に、空気中の水蒸気が伝熱面表面で霜となる着霜現象が生じる。伝熱面表面の着霜が進むにつれ、空気が通過する風路が閉塞し、通風抵抗が増加し、装置の性能は大きく低下する。
　このような着霜による性能低下を回避するためには、熱交換器表面上に発生した霜を除去するデフロスト（除霜）運転を定期的に行う必要がある。デフロスト運転には、例えば冷凍サイクルの冷媒の流れを切り替えて対象となる熱交換器を内部から加熱するホットガス方式や、熱交換器の近傍に設けたヒーターで外部から加熱するヒーター方式などがある。デフロスト運転中は、装置としての役割、例えば空調での快適性が低下し、また機器の効率も低下する。このため、デフロスト運転時間は、極力短縮する必要がある。
　この着霜問題に対して、従来は、フィン表面に親水性のコーティング層を形成して、この親水性コーティング層にプラズマ照射により微細凹凸を形成することで、フィン表面の親水性コーティング層の面積を拡大してコーティング層による効果を増強した超親水性とし、霜の原因となる付着水分をフィン表面に馴染み易くして、重力による流下排出を促進したり、又はフィン表面に撥水性のコーティング層を形成して、この撥水性コーティング層にプラズマ照射により微細凹凸を形成することで、フィン表面の撥水性コーティング層の面積を拡大してコーティング層による効果を増強した超撥水性とし、霜の原因となる付着水分を球状化させてフィン表面からの重力による落下排出を促進して、着霜遅延を行っている（例えば、特許文献１参照）。
特開２００２－９００８４号公報（図２）
　このように、従来のクロスフィン型熱交換器では、基本的にフィン表面に形成した親水性または撥水性のコーティング層のもつ効果を利用して重力による水の排水性を高め、着霜遅延効果を得られるようにしていた。
　しかしながら、冷媒を流す伝熱管が例えば偏平形状をしているクロスフィン型熱交換器の場合、偏平伝熱管の長手方向は水平に配置される場合が多く、この水平配置部分においては重力による排水効果は期待できない。又、同じ理由からデフロスト時間の短縮効果も期待できない。
　本発明の技術的課題は、重力によらない排水効果を得られるようにして、排水性向上、フィン間（風路）の閉塞に至るまでの時間の延長、及びデフロスト時間の短縮を可能ならしめるようにすることにある。
　本発明に係るクロスフィン型熱交換器の保持装置は、下記の構成からなるものである。すなわち、複数の折返し部を介して蛇行する伝熱管の直管部の周りに複数の伝熱フィンを積層してなるクロスフィン型熱交換器であって、伝熱管と伝熱フィンの空気との伝熱面に、水蒸気から凝縮液滴への相変化の際に発生する核の臨界半径よりも小さな半径をもつ穴を設けたものである。
　本発明に係るクロスフィン型熱交換器において、伝熱管と伝熱フィンの空気との伝熱面に設けた穴は、水蒸気から凝縮液滴への相変化の際に発生する核の臨界半径よりも小さな半径をもつため、その穴内部には凝縮液滴はできず、常に空気で満たされることになる。また、伝熱面には空気の部分と金属の部分が常に存在する。表面エネルギーが大きいほど水に濡れやすいため、表面エネルギーの小さい空気よりも、表面エネルギーの大きい金属部に水は移動する。この空気で満たされた穴から金属部への水の移動が駆動力となり、排水性が促進され、排水性が向上し、着霜の成長の核となる凝縮液滴の排除による着霜遅延、デフロスト時の水切り性向上によるデフロスト時間の短縮が可能となり、延いては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の高効率な運転を実現することができる。
本発明の実施の形態１に係るクロスフィン型熱交換器を蒸発器として用いた冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。 本発明の実施の形態１に係るクロスフィン型熱交換器が適用される蒸発器を示す正面図およびＡ－Ａ矢視断面図である。 本発明の実施の形態１に係るクロスフィン型熱交換器が適用される蒸発器と霜層の関係を示す斜視図およびＢ矢視図である。 本発明の実施の形態１に係るクロスフィン型熱交換器を蒸発器として用いた冷凍サイクル装置の除霜時の冷媒流れを示す冷媒回路図である。 本発明の実施の形態１に係るクロスフィン型熱交換器が適用される蒸発器と除霜水の関係を示す斜視図である。 （１）式のr依存性を示すグラフである。 水蒸気圧と凝縮液滴の平衡蒸気圧の圧力比の臨界半径依存性を示すグラフである。 本発明の実施の形態１に係るクロスフィン型熱交換器を適用した蒸発器を示す正面図、Ｂ－Ｂ矢視断面図、及び要部拡大図である。 本発明の実施の形態１に係るクロスフィン型熱交換器を適用した蒸発器表面上の排水性を示す模式図である。 本発明の実施の形態１に係るクロスフィン型熱交換器を適用した蒸発器表面上の霜成長過程を従来と比較して示す模式図である。 本発明の実施の形態２に係るクロスフィン型熱交換器を適用した蒸発器を示す正面図、Ｃ－Ｃ矢視断面図、及び要部拡大図である。 凝固点降下の凝縮液滴の臨界半径依存性を示すグラフである。 本発明の実施の形態２に係るクロスフィン型熱交換器を適用した蒸発器表面上の排水性を示す模式図である。 本発明の実施の形態３に係るクロスフィン型熱交換器を適用した蒸発器を示す正面図、Ｄ－Ｄ矢視断面図、及び要部拡大図である。 本発明の実施の形態３に係るクロスフィン型熱交換器を適用した蒸発器表面上の排水性を示す模式図である。 本発明の実施の形態３に係るクロスフィン型熱交換器の陽極酸化処理の手順を示す模式図である。 本発明の実施の形態３に係るクロスフィン型熱交換器の陽極酸化処理後の要部を拡大して示す模式図である。 本発明の実施の形態３に係るクロスフィン型熱交換器を適用した蒸発器の陽極酸化処理の手法を示す模式図である。 陽極酸化処理後の金属素地上の酸化皮膜の状態を拡大して示す模式図である。
実施の形態１．
　図１は本発明の実施の形態１に係るクロスフィン型熱交換器を蒸発器として用いた冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。冷凍サイクル装置は、図１のように圧縮機１、四方弁２、凝縮器３、膨張手段４、及び蒸発器５を、冷媒配管によって閉ループに接続するとともに、凝縮器用送風機６と、蒸発器用送風機７とを備えて構成されており、冷媒回路内には冷媒が充填されている。
　四方弁２が図１のような切り替え位置にある場合、冷媒は、圧縮機１で圧縮され、高温高圧のガス冷媒となって四方弁２を通り凝縮器３へ流れ込む。冷媒は凝縮器３で放熱し液冷媒となり、その後、膨張手段４により膨張され低圧の気液二相の冷媒となる。次いで、冷媒は、蒸発器５で周囲空気から吸熱し、気体となって圧縮機１へと戻る。なお、フロン系冷媒やＨＣ冷媒の場合、凝縮が起こりガスと液の冷媒が存在するため、ガスを液に凝縮する凝縮器３としたが、この凝縮器３は、冷媒としてＣＯ2 のような超臨界圧冷媒を場合、熱を放熱する放熱器となる。
　図２に図１の蒸発器５の詳細を示す。蒸発器５は、複数の伝熱フィン８と複数の伝熱管９を備えている。伝熱フィン８は、所定の間隔で複数枚積層されており、各フィンに設けた貫通穴を貫通するように伝熱管９が設けられている。伝熱管９は、偏平形状をしており、内部を流れる冷媒が気化することで吸熱を行い、当該伝熱管外表面および伝熱フィン８を介して熱交換する。フィン材および伝熱管には、加工し易く熱伝導率のよいアルミ板がよく用いられる。空気との熱交換過程を効率的に行うため、蒸発器５には伝熱フィン８に向かって並行に設けられた蒸発器用送風機７により空気が送り込まれる。なお、ここでは平行な板状フィンで説明するが、例えばコルゲート式の伝熱フィンなどであっても同一の動作と効果を生ずる。
　例えば、空調機では暖房運転時の室外熱交換器が蒸発器５となり、蒸発器５に流れ込む空気温度が２℃の場合、蒸発器５内の冷媒の蒸発温度は約－５℃である。伝熱面表面は０℃以下であり、伝熱面上では流れ込む空気中の水蒸気により着霜が生じる。着霜により、図３のように伝熱フィン８間（風路）が霜層１１で閉塞され風量が減少し、空気との熱交換量が低下し、機器効率が悪化する。図３の（ａ）は熱交換器の要部の斜視図、（ｂ）は（ａ）のＢ矢視図である。
　熱交換器に着霜する場合は、伝熱面に生成する霜の量を減少させるか、同じ着霜量であっても密度の高い霜を生成させることで、伝熱フィン８間（風路）の閉塞を遅らせることが重要となってくる。
　また、伝熱面に生成した霜層１１を除去するため、装置は除霜（デフロスト）運転を行うが、例えば空調機では図４に示すように四方弁２を切り替えて蒸発器５内に高温高圧のガス冷媒を流すことで霜層１１を融解させる。融解した霜は除霜水１２となり伝熱フィン８を伝って重力方向に落下し、外部へと流出する。
　除霜運転中は、暖房運転は停止しているため、室温が低下する。室温が低下すると、快適性が損なわれるだけでなく、暖房運転復帰時に、室内温度低下した分、暖房負荷が高くなり、効率が悪化してしまう。除霜時間が長ければ長いほど室温低下幅は大きくなるので、除霜時間は短くした方が、快適性および省エネ性のどちらも向上する。ただし、除霜水１２を伝熱面に残したまま再び暖房運転を開始すると、伝熱面上に残った除霜水１２が起点となって霜が発生する。そのため、確実に伝熱面から除霜水１２を除去することが重要となる。
　特に、図２に示す偏平管を伝熱管９として用いたクロスフィン型熱交換器の場合は、図５に示すように伝熱管９の上面に除霜水１２が溜まって排水されにくくなってしまうため、排水性を向上させることが一層重要となる。
　以下に、排水性を向上させ、かつ伝熱フィン間（風路）の閉塞を遅らせる手法について詳述する。初めに、水蒸気から凝縮液滴への相変化の際に発生する核の臨界半径について説明する。相変化とは、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現象をいう。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dGを下げる必要がある。半径rの核が発生したときの自由エネルギーは下記（１）式で与えられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　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示す。核が成長することでdGを下げるということは、rが増加することでdGが小さくなればよいことを意味する。（１）式のr依存性を図６のグラフに示す。図６の縦軸は（１）式の値を表し、横軸は核の半径rを表す。（１）式の右辺第１項ではrの増加に伴って負に減少し、（１）式の右辺第２項ではrの増加に伴って正に増加する。図６に示すように、（１）式はあるr=r*で極大値を持ち、0<r<r*ではrの増加とともにdGは増え、一方r>r*ではrの増加に伴って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（１）式をrで微分することで得られ、下記（２）式で与えられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　次に、水蒸気から凝縮液滴への相変化の制御について説明する。前記の生成過程が水蒸気から凝縮液滴の場合を考える。気相の変化を考えるとき、（２）式のdμすなわち分子一個あたりの化学ポテンシャルの変化量は、各々の相の圧力を用いて下記（３）式で与えられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
　ここで、kはボルツマン定数、Tは温度、pは水蒸気圧、peは凝縮液滴の平衡蒸気圧を示す。
　また、（３）式を（２）式に代入することで、下記（４）式が得られる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
　図７は凝縮液滴を０℃としたときのp/peをr*の関数として表したグラフである。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７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、水蒸気から凝縮液滴への相変化はこの図７で考えることができる。
　例えば、空気条件が７℃、相対湿度８５％のとき、空気中の水蒸気圧は８５４[Pa]である。また、伝熱面の温度が-10℃のとき、凝縮液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、凝縮液滴-10℃における平衡蒸気圧はpe=286Pa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は臨界半径r*は、図７よりr*=1nmである。つまりr>1nmの核は成長できる。一方、半径1nmの穴内部では、1nm以上の凝縮液滴が生成できないので、穴内部には凝縮液滴はできず、常に空気で満たされる。
　熱交換器で考えると、図８のように蒸発器５の伝熱面上に、空気条件と冷却面条件によって決まる臨界半径よりも小さな半径をもつ穴２１を設けた場合、図９のように伝熱面は空気の部分と金属の部分が常に存在する。表面エネルギーが大きいほど水に濡れやすいため、表面エネルギーの小さい空気よりも、表面エネルギーの大きい金属部に水は移動する。
　除霜運転時は、空気で満たされた穴２１から金属部への水の移動が駆動力となり、排水性が促進される。この効果により、偏平管を伝熱管９として用いたクロスフィン型熱交換器においても、伝熱管９上の水の排水がスムーズとなる。そして、着霜時は過冷却液滴が凍る前に排除され、着霜量が減って伝熱フィン８間（風路）の閉塞が遅延されるという効果が得られる。
　また、伝熱面上に核の臨界半径よりも小さな半径をもつ穴２１がある場合と無い場合について、着霜時の霜の成長過程を図１０に示す。穴２１が無い場合（図１０(a)）は、伝熱面上に発生した凝縮液滴２２が隣の液滴と合体して、大きな液滴となり凝固して霜へと成長していく。穴２１がある場合（図１０(b)）は、金属部に凝縮液滴が発生し、凝縮液滴２２は穴２１を越えて隣の液滴とは合体せず、小さな液滴径のまま凝固し、霜へと成長するため、密度の高い霜となり、霜高さが低くなる。その結果、伝熱フィン間（風路）の閉塞が遅延される。
　以上のように、装置を使用する条件（空気条件と冷却面条件）から決まる核の臨界半径よりも小さな半径をもつ穴２１を伝熱面上に設けることで、排水性が向上してデフロスト時間を短縮できるとともに、伝熱フィン間（風路）の閉塞が遅延化してデフロスト回数を削減することができる。
　また、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小さいため、ごみやちりによって穴が塞がることは無く、経年的に性能は維持できる。
　なお、穴の深さは、実際のフィンや伝熱管の強度を考えると、貫通しないことが望ましい。例えばアルミ製のフィンおよび伝熱管に穴を空ける手法として、図１６に示す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。この酸化皮膜５４は電気伝導率が悪いため、陽極酸化処理が進むにつれ、図１９のように金属酸化物が金属素地５３上に形成され、規則正しく成長した穴構造ができる。穴２１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といえる。また、酸化皮膜５４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、前述の効果は変わらない。伝熱管９は冷媒が漏れてしまうため貫通穴は空けられないが、伝熱フィン８については、貫通穴を空けてもよい。
　陽極酸化処理で生成した酸化皮膜５４は、耐腐食性が高いので、信頼性が向上するという効果が得られる。また、伝熱フィン８と伝熱管９が陽極酸化処理可能なアルミなどの金属でできている場合は、図２に示すような熱交換器として組みあがった状態で容易に処理が可能というメリットがある。
　なお、本実施の形態１の技術は、排水性向上および伝熱フィン間（風路）の閉塞の遅延を行うものであり、伝熱管９が偏平形状をしたクロスフィン型熱交換器だけでなく、他の形状の伝熱管、例えば円形状の伝熱管を用いたクロスフィン型熱交換器にも適用できる技術であることは言うまでもない。
　このように、本実施の形態２のクロスフィン型熱交換器を冷凍サイクル装置に用いることで、伝熱フィン間（風路）の閉塞に至るまでの時間を延長でき、かつデフロスト時間の短縮が可能となり、高効率な運転を実現することができて省エネにつながる。そして、この冷凍サイクル装置を、例えば空調機や冷蔵庫に適用することで、これら空調機や冷蔵庫の高効率な運転を実現することができる。例えば、空調機であれば、フィンピッチ（フィン間隔）1.0mm～2.5mmで、円形伝熱管の外径が4mm～13mm程度の熱交換器、ユニットクーラやショーケースや冷蔵庫などに使用される機器であれば、フィンピッチ（フィン間隔）4.0mm～10mmで、円形伝熱管の外径が6mm～16mm程度の熱交換器に適用可能である。
実施の形態２．
　次に、本発明の実施の形態２に係るクロスフィン型熱交換器の構成について図１１乃至図１３に基づき説明する。なお、冷媒回路構成は実施の形態１で説明した図１と同じであるため、説明にあたっては図１を参照するものとする。
　本実施の形態２のクロスフィン型熱交換器は、図１１に示すように蒸発器５の伝熱フィン８及び伝熱管９の空気との伝熱面に、下記（５）式、（６）式で表されるギブス・トムソン効果によって、凝縮液滴の凝固点を低下させる穴３１を設けたものである。
　すなわち、前述の実施の形態１では、水蒸気から凝縮液滴への相変化を考えたが、ここでは、凝縮液滴から氷滴への相変化を考える。融液相の変化を考えるとき、分子一個あたりの化学ポテンシャルの変化量dμは液相の温度Tを用いて下記（５）式で与えられる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
　ここで、Lは融解潜熱、Tmは凝固温度を表わす。
　（５）式を（２）式に代入することで、下記（６）式が得られる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000006
　（６）式の左辺は凝固温度と液相の温度差を表している。（６）式の右辺は非負なので、Tm<Tとなり液相の凝固温度からの降下を表わす。
　図１２は水のTm-Tのr*依存性を示すグラフである。但し、Tm=273[K]、L=9.97*10-14[erg]（水の物性値）を用いた。図１２に示すように、r*の減少とともにTm-Tが増加している。つまりr*が小さいほど凝固点降下が大きい。この効果はギブス・トムソン効果といわれる。
　例えば、図１１の穴３１の半径は10nmであり、穴３１が凝縮液滴で埋まっているとき、その凝縮水滴の半径は10nmと考えることができる。この時、図１２から穴３１内の凝縮液滴の凝固温度は-15℃近くになっていることが分かる。この時、蒸発器５の伝熱面が-10℃に冷却されても、穴３１内の凝縮液滴は凝固せず、穴３１以外の領域だけで氷滴となる。その結果、着霜量は減少する。つまり、（６）式のr*の半径をもつ穴３１を伝熱面全体に設けることで、凝縮液滴の凝固点を低下させて着霜量を減らし、伝熱フィン間（風路）の閉塞を遅延させることが可能となる。
　また、図１３に示すように、穴３１の中は常に水で満たされている状態となる。その結果、水は金属よりも表面エネルギーが大きくなるので、水は金属面から水表面へ移動する。この力が駆動力となって排水性を向上させることが可能となる。
　以上のように、装置を使用する条件と（６）式から決まる半径よりも小さな半径をもつ穴、つまり内部に溜まった液滴の凝固温度が伝熱面温度より低くなる半径を備えた穴３１を、伝熱面上に設けることで、排水性が向上してデフロスト時間を短縮できるとともに、伝熱フィン間（風路）閉塞が遅延化してデフロスト回数を削減することができる。
　また、本実施の形態２においても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小さいため、ごみやちりによって穴が塞がることは無く、経年的に性能は維持できる。
　なお、本実施の形態２においても穴の深さは、実際のフィンや伝熱管の強度を考えると、貫通しないことが望ましい。例えばアルミ製のフィンおよび伝熱管に穴を空ける手法として、図１６に示す陽極酸化法が挙げられる。陽極酸化法とは、既述したように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り、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。この酸化皮膜５４は、電気伝導率が悪いため、陽極酸化処理が進むにつれ、図１９のように金属酸化物が金属素地５３上に形成され、規則正しく成長した穴構造ができる。穴３１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５４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、ここでも本質的には貫通した穴に対しても、前述の効果は変わらない。すなわち、穴３１の中が金属よりも表面エネルギーが大きな水で常に満たされている状態となることによる排水性の向上効果が得られる。ここでも、伝熱管９は冷媒が漏れてしまうため貫通穴は空けられないが、伝熱フィン８については、貫通穴を空けてもよいことは言うまでもない。
　ここでも、陽極酸化処理で生成した酸化皮膜は、耐腐食性が高いので、信頼性が向上するという効果が得られる。また、伝熱フィン８と伝熱管９が陽極酸化処理可能なアルミなどの金属でできている場合は、図２に示すような熱交換器として組みあがった状態で容易に処理が可能というメリットも得られる。
　なお、本実施の形態２の技術も排水性向上および伝熱フィン間（風路）の閉塞の遅延を行うものであり、伝熱管９が偏平形状をしたクロスフィン型熱交換器だけでなく、他の形状の伝熱管、例えば円形状の伝熱管を用いたクロスフィン型熱交換器にも適用できる技術であることは言うまでもない。
　このように、本実施の形態２のクロスフィン型熱交換器を冷凍サイクル装置に用いることで、伝熱フィン間（風路）の閉塞に至るまでの時間を延長でき、かつデフロスト時間の短縮が可能となり、高効率な運転を実現することができて省エネにつながる。そして、この冷凍サイクル装置を、例えば空調機や冷蔵庫に適用することで、これら空調機や冷蔵庫の高効率な運転を実現することができる。例えば、空調機であれば、フィンピッチ（フィン間隔）1.0mm～2.5mmで、円形伝熱管の外径が4mm～13mm程度の熱交換器、ユニットクーラやショーケースや冷蔵庫などに使用される機器であれば、フィンピッチ（フィン間隔）4.0mm～10mmで、円形伝熱管の外径が6mm～16mm程度の熱交換器に適用可能である。
実施の形態３．
　次に、本発明の実施の形態３に係るクロスフィン型熱交換器の構成について図１４乃至図１９に基づき説明する。なお、ここでも冷媒回路構成は実施の形態１で説明した図１と同じであるため、説明にあたっては図１を参照するものとする。
　本発明の実施の形態３のクロスフィン型熱交換器は、図１４に示すように、蒸発器５の伝熱フィン８及び伝熱管９の空気との伝熱面に、水蒸気から凝縮液滴への相変化の際に発生する核の臨界半径よりも小さな半径をもつ第１の穴（実施の形態１で説明した穴）２１と、内部に溜まった液滴の凝固温度が伝熱面温度より低くなる半径を備えた第２の穴（実施の形態２で説明した穴）３１の両方を混在させたものである。
　穴２１で霜層密度の向上による伝熱フィン間（風路）の閉塞遅延効果、穴３１で着霜量減少による伝熱フィン間（風路）の閉塞遅延効果が得られ、これらの相乗効果により、さらに伝熱フィン間（風路）の閉塞が遅延化される効果がある。また、図１５に示すように穴２１と穴３１が混在していると、穴２１の空気層部分の表面エネルギーが最も小さく、次に金属部の表面エネルギーが大きくなって、穴３１の常に水が存在する部分は最も表面エネルギーが大きくなる。つまり、伝熱面表面の水は穴２１→金属部→穴３１に向かって移動する駆動力を得て、より排水性が向上することになる。
　以上のように、水蒸気から凝縮液滴への相変化の際に発生する核の臨界半径よりも小さな半径をもつ第１の穴２１と、装置を使用する条件から決まる、つまり液滴の凝固温度が伝熱面温度より低くなる半径をもつ第２の穴３１の両方を伝熱面上に設けることで、排水性を向上させてデフロスト時間を短縮することができるとともに、伝熱フィン間（風路）の閉塞の遅延化が可能となってデフロスト回数を削減することができるといった効果が得られる。
　また、本実施の形態３においても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小さいため、穴が塞がることは無く、経年的に性能は維持できる。
　なお、本実施の形態３においても穴の深さは、実際のフィンや伝熱管の強度を考えると、貫通しないことが望ましい。例えばアルミ製のフィンおよび伝熱管に穴を空ける手法として、図１６に示す陽極酸化法が挙げられる。陽極酸化法とは、既述したように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り、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。この酸化皮膜５４は、電気伝導率が悪いため、陽極酸化処理が進むにつれ、図１９のように金属酸化物が金属素地５３上に形成され、規則正しく成長した穴構造ができる。穴２１，３１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といえる。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、ここでも本質的には貫通した穴に対しても、前述の効果は変わらない。伝熱管９は冷媒が漏れてしまうため貫通穴は空けられないが、伝熱フィン８については、貫通穴を空けてもよい。
　また、ここでも陽極酸化処理で生成した酸化皮膜５４は、耐腐食性が高いので、信頼性が向上するという効果が得られる。また、伝熱フィン８と伝熱管９が陽極酸化処理可能なアルミなどの金属でできている場合は、図２に示すような熱交換器として組みあがった状態で容易に処理が可能というメリットがある。
　また、陽極酸化処理において、穴径は電流に依存し、図１６に示すように、熱交換器を陽極とする場合に電極４１との接続を伝熱管９にした場合は、図１８（ａ）に示すように伝熱管９に電流が流れ易く大きな穴３１が開き易くなる。逆に図１７に示すように、電極との接続を伝熱フィン８にした場合は、図１８（ｂ）に示すように伝熱フィン８に電流が流れ易くなり大きな穴３１が開く。
　したがって、偏平伝熱管を用いたクロスフィン型熱交換器のように伝熱管上の排水性を高めたい場合は、伝熱管９の穴径を大きくして、表面エネルギーの大きい水の領域を増やして、排水性を向上させることが望ましい。
　逆にフィンピッチが狭く、伝熱フィン間での水滴のブリッジが起きて、伝熱フィン８上の排水性が悪化するような場合は、伝熱フィン８の穴径を大きくして、排水性を向上させることが望ましい。
　なお、本実施の形態３の技術も排水性向上および伝熱フィン間（風路）の閉塞の遅延を行うものであり、伝熱管９が偏平形状をしたクロスフィン型熱交換器だけでなく、他の形状の伝熱管、例えば円形状の伝熱管を用いたクロスフィン型熱交換器にも適用できる技術であることは言うまでもない。
　このように、本実施の形態３のクロスフィン型熱交換器を冷凍サイクル装置に用いることで、伝熱フィン間（風路）の閉塞に至るまでの時間を延長でき、かつデフロスト時間の短縮が可能となり、高効率な運転を実現することができて省エネにつながる。そして、この冷凍サイクル装置を、例えば空調機や冷蔵庫に適用することで、これら空調機や冷蔵庫の高効率な運転を実現することができる。例えば、空調機であれば、フィンピッチ（フィン間隔）1.0mm～2.5mmで、円形伝熱管の外径が4mm～13mm程度の熱交換器、ユニットクーラやショーケースや冷蔵庫などに使用される機器であれば、フィンピッチ（フィン間隔）4.0mm～10mmで、円形伝熱管の外径が6mm～16mm程度の熱交換器に適用可能である。
　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上に生じる着霜問題の改善につながる。冷凍サイクル装置を用いる空調機や冷蔵庫では、伝熱フィン間（風路）の閉塞やデフロスト運転による効率低下を引き起こしていた。本発明のクロスフィン型熱交換器を有する冷凍サイクル装置を空調機や冷蔵庫に用いることで、伝熱フィン間（風路）の閉塞に至るまでの時間を延長でき、かつデフロスト時間の短縮が可能となり、空調機や冷蔵庫の高効率な運転を実現することができて省エネにつながる。
　１　圧縮機
　３　凝縮器
　４　膨張弁（膨張手段）
　５　蒸発器
　８　伝熱フィン
　９　伝熱管
　２１　穴（核の臨界半径以下の半径をもつ穴）
　２２　凝縮液滴
　３１　穴（ギブス・トムソン効果が得られる半径をもつ穴）
　５３　金属素地
　５４　酸化皮膜

Claims (10)

  1. 　複数の折返し部を介して蛇行する伝熱管の直管部の周りに複数の伝熱フィンを積層してなるクロスフィン型熱交換器であって、
    　前記伝熱管と前記伝熱フィンの空気との伝熱面に、水蒸気から凝縮液滴への相変化の際に発生する核の臨界半径よりも小さな半径をもつ穴を設けたことを特徴とするクロスフィン型熱交換器。
  2. 　複数の折返し部を介して蛇行する伝熱管の直管部の周りに複数の伝熱フィンを積層してなるクロスフィン型熱交換器であって、
    　前記伝熱管と前記伝熱フィンの空気との伝熱面に、内部に溜まった液滴の凝固温度が前記伝熱面の温度より低くなる半径を備えた穴を設けたことを特徴とするクロスフィン型熱交換器。
  3. 　複数の折返し部を介して蛇行する伝熱管の直管部の周りに複数の伝熱フィンを積層してなるクロスフィン型熱交換器であって、
    　前記伝熱管と前記伝熱フィンの空気との伝熱面に、水蒸気から凝縮液滴への相変化の際に発生する核の臨界半径よりも小さな半径をもつ第１の穴と、内部に溜まった液滴の凝固温度が前記伝熱面の温度より低くなる半径を備えた第２の穴の両方を設けたことを特徴とするクロスフィン型熱交換器。
  4. 　前記伝熱管の穴の径と前記伝熱フィンの穴の径を異ならせたことを特徴とする請求項１乃至請求項３のいずれかに記載のクロスフィン型熱交換器。
  5. 　前記伝熱面の穴は、陽極酸化処理により形成されていることを特徴とする請求項１乃至請求項４のいずれかに記載のクロスフィン型熱交換器。
  6. 　前記伝熱管と前記伝熱フィンが組み上がった状態で、前記陽極酸化処理が施されていることを特徴とする請求項５記載のクロスフィン型熱交換器。
  7. 　前記伝熱面に前記陽極酸化処理で穴をあける際、電源との接続を前記伝熱管のみにして、該伝熱管に空ける穴の径を前記伝熱フィンに空ける穴の径よりも大きくしたことを特徴とする請求項６記載のクロスフィン型熱交換器。
  8. 　前記伝熱面に前記陽極酸化処理で穴をあける際、電源との接続を前記伝熱フィンのみにして、該伝熱フィンに空ける穴の径を前記伝熱管に空ける穴の径よりも大きくしたことを特徴とする請求項６記載のクロスフィン型熱交換器。
  9. 　前記伝熱面に前記陽極酸化処理で穴をあけることにより、酸化皮膜を形成することを特徴とする請求項６乃至請求項８のいずれかに記載のクロスフィン型熱交換器。
  10. 　少なくとも圧縮機、凝縮器、膨張手段、及び蒸発器を備え、これらが冷媒配管によって閉ループに接続されて冷媒回路を構成し、該冷媒回路内には冷媒を充填してなる冷凍サイクル装置であって、
    　前記蒸発器として、請求項１乃至請求項９のいずれかに記載のクロスフィン型熱交換器を用いたことを特徴とする冷凍サイクル装置。
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