WO2013161799A1 - 熱交換器及びこの熱交換器を備えた冷凍サイクル装置 - Google Patents

熱交換器及びこの熱交換器を備えた冷凍サイクル装置 Download PDF

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拓也 松田
石橋 晃
相武 李
岡崎 多佳志
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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 used in a refrigeration cycle apparatus such as an air conditioner, and a refrigeration cycle apparatus including the heat exchanger.
  • This type of heat exchanger has a plurality of flow paths, and improves the heat transfer performance of the heat exchanger by evenly distributing the refrigerant to each flow path.
  • a plurality of heat exchange units each composed of a plurality of fins and a plurality of flat tubes are arranged in a row direction that is an air passage direction to further improve heat exchange efficiency (see, for example, Patent Document 1). ).
  • the present invention has been made in view of the above points, and in a configuration in which a plurality of heat exchange portions are arranged in the air passage direction, it is possible to suppress the uneven distribution of the refrigerant from the inlet to the outlet of the refrigerant flow path, thereby improving the heat exchange performance.
  • An object of the present invention is to provide a heat exchanger and a refrigeration cycle apparatus capable of achieving the above.
  • the heat exchanger according to the present invention is configured so that the refrigerant passes through the inside thereof, and the plurality of stages of heat transfer tubes provided in a plurality of stages in the direction perpendicular to the air passage direction, and the air passes in the air passage direction.
  • a plurality of heat exchange units having a plurality of arranged fins are arranged in a row direction that is an air passage direction, and refrigerant flows into the heat exchangers at both ends in the row direction among the plurality of heat exchange units.
  • a refrigerant flow path is formed in which the refrigerant flowing from the inlets of the plurality of stages of heat transfer tubes in the inlet heat exchange section flows while turning back at the header portion across the rows until reaching the outlets of the plurality of stages of heat transfer tubes in the outlet heat exchange section,
  • the inside of the row-crossing header is divided into multiple sections in the step direction. Constitute a plurality of rooms, the refrigerant flow paths are those independently for each room.
  • a heat exchanger capable of suppressing the uneven distribution of the refrigerant over the entire flow path and improving the heat exchange performance is obtained. be able to.
  • FIG.5 (a) is a figure which shows the flow (counterflow) of a refrigerant
  • FIG.5 (b) is a figure which shows parallel flow.
  • FIG. 1 is a perspective view of a heat exchanger according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a perspective view showing the row-crossing header of FIG. In FIG. 1, FIG. 2, and the figure mentioned later, what attached
  • the heat exchanger 1 includes a first heat exchange unit 10 and a second heat exchange unit 20 that are arranged in a row direction that is an air passage direction, an inlet header 30 as a refrigerant distributor, a row crossing header 40, and an outlet header. 50.
  • the first heat exchanging section (outlet heat exchanging section) 10 is stacked with a space between each other, a plurality of fins 11 through which air passes, a plurality of fins 11 penetrating in the stacking direction, and a refrigerant passes through the inside.
  • a flat tube (heat transfer tube) 12 provided in a plurality of stages in the step direction perpendicular to the air passage direction. As shown in FIG. 3, the flat tube 12 has a plurality of through holes 12 a that serve as a refrigerant flow path.
  • the second heat exchange unit (inlet heat exchange unit) 20 has the same configuration as the first heat exchange unit 10 and includes a plurality of fins 21 and a plurality of flat tubes (heat transfer tubes) 22.
  • the plate-shaped fin was shown here as the shape of the fin 11, it does not necessarily need to be a plate-shaped fin.
  • it may be a wave-shaped fin or the like that is alternately stacked with the flat tubes 12 in the step direction, and may be any fin that is arranged so that air passes in the air passage direction.
  • the inlet header 30 is disposed on one end side of the second heat exchange unit 20 along the step direction, communicates with all the flat tubes 22 of the second heat exchange unit 20, and flows into the refrigerant from the refrigerant inlet pipe 31. Are evenly distributed and flown into each flat tube 12.
  • the outlet header 50 is arranged along the step direction on one end side of the first heat exchange unit 10, communicates with all the flat tubes 12 of the first heat exchange unit 10, and has passed through each flat tube 12. Are combined and discharged from the refrigerant outlet pipe 51.
  • the row-crossing header 40 is disposed on the other end side of the first heat exchange unit 10 and the second heat exchange unit 20 along the step direction so as to straddle the first heat exchange unit 10 and the second heat exchange unit 20. It is configured.
  • the straddling header 40 has a hollow interior and is partitioned in a step direction by a partition plate 41 to form the same number of chambers 42 as the number of flat tubes 12 and 22.
  • the ends of the flat tubes 12 and 22 on the same stage are connected to the two through holes 43 provided in each room 42.
  • Each chamber 42 configured in this manner is a folded flow path in which the refrigerant that has passed through the flat tube 22 flows in and returns toward the flat tube 12 as indicated by arrows in FIG.
  • the flat tubes 12 and 22, the fins 11 and 21, the inlet header 30, the row-crossing header 40 and the outlet header 50 are made of, for example, aluminum or an aluminum alloy.
  • the flat tubes 12 and 22, the fins 11 and 21, the inlet header 30, the row header 40, and the outlet header 50 are all assembled and simultaneously brazed in the furnace. To do.
  • FIG. 4 is a diagram showing a refrigerant circuit of a refrigeration cycle apparatus to which the heat exchanger of FIG. 1 is applied.
  • the refrigeration cycle device 60 includes a compressor 61, a condenser 62, an expansion valve 63 as a decompression device, and an evaporator 64.
  • the heat exchanger 1 is used for at least one of the condenser 62 and the evaporator 64.
  • the refrigerant discharged from the compressor 61 flows into the condenser 62, exchanges heat with the air passing through the condenser 62, and flows out as high-pressure liquid refrigerant.
  • the high-pressure liquid refrigerant that has flowed out of the condenser 62 is decompressed by the expansion valve 63 to become a low-pressure two-phase refrigerant, and flows into the evaporator 64.
  • the low-pressure two-phase refrigerant that has flowed into the evaporator 64 exchanges heat with the air passing through the evaporator 64 to become a low-pressure gas refrigerant, and is sucked into the compressor 61 again.
  • Fig.5 (a) is a figure which shows the flow of the refrigerant
  • the thick arrow has shown the flow direction of the refrigerant
  • the thin arrow A has shown the flow of the air.
  • the heat exchanger 1 is used as the condenser 62
  • the refrigerant is caused to flow from the downstream side to the upstream side with respect to the air flow direction A (hereinafter, this flow is referred to as an opposing flow).
  • FIG. 5 (b) there is a parallel flow in which the refrigerant flows from the upstream side to the downstream side with respect to the air flow direction A as shown in FIG. 5B. Will be described later.
  • each equally distributed refrigerant flows into each room 42, flows out from each room 42 without mixing with the refrigerant in another room 42, and flows into each flat tube 12 of the first heat exchange unit 10. Inflow. For this reason, each refrigerant that has flowed out of each room 42 flows into each flat tube 12 while maintaining an equally distributed state. Then, the refrigerants that have passed through the flat tubes 12 merge at the outlet header 50 and flow out from the refrigerant outlet pipe 51 to the outside.
  • the heat exchanger 1 as the condenser 62, since it flows in the heat exchanger 1 in a gas state, equal distribution of a refrigerant
  • coolant is easy. For this reason, the inlet header 30 as a refrigerant distributor does not necessarily need to be provided, and each flat tube 22 of the second heat exchange unit 20 may be configured to communicate with each other inside.
  • the effect of flowing the refrigerant in a counterflow is related to the refrigerant temperature distribution from the inlet to the outlet of the refrigerant flow path.
  • FIG. 6 is a diagram showing the refrigerant temperature distribution in the refrigerant flow path from the inlet to the outlet of the condenser.
  • the horizontal axis indicates the refrigerant flow path
  • the vertical axis indicates the temperature.
  • (A) shows a case of a single refrigerant such as R32 and HFO1234YF, an azeotropic refrigerant such as a mixed refrigerant such as R410A
  • (b) shows a non-azeotropic refrigerant obtained by mixing HFO01234YF and R32.
  • the gas refrigerant flows in at a high temperature Ta, and the temperature is lowered by heat exchange with the air passing through the condenser 62 until the condensation temperature Tc. Go down.
  • the refrigerant changes to a liquid state through a gas-liquid two-phase state where the temperature is constant at the condensation temperature Tc.
  • the refrigerant in a liquid state is further sublimed with a temperature lower than the condensation temperature Tc, and flows out as a low temperature Tb.
  • the gas refrigerant flows in at a high temperature Ta ′, and the temperature is lowered by heat exchange with the air passing through the condenser 62 until the condensation temperature Tc ′. Go down.
  • the gas saturation temperature and the liquid saturation temperature are different, and the refrigerant temperature continues to decrease even in the gas-liquid two-phase state and changes to the liquid state. Then, the refrigerant in the liquid state is further sublimed by the temperature lower than the condensation temperature Tc ′, and flows out as a low temperature Tb ′.
  • the condenser 62 is required to have a subcool of, for example, about 10 ° C., it is necessary to ensure a sufficient amount of heat exchange with air even in the second half of the refrigerant flow path from the inlet to the outlet.
  • the condenser 62 has a parallel flow (see FIG. 5B)
  • the air after heat exchange on the first heat exchange unit 10 side flows into the second heat exchange unit 20.
  • the refrigerant in the latter half of the refrigerant flow exchanges heat with the air before heat exchange, so that a sufficient temperature difference can be secured and a subcool can be stably applied.
  • the effect of the counterflow in the condenser 62 is obtained even in the case of a single refrigerant or an azeotropic refrigerant, but is particularly effective in the case of a non-azeotropic refrigerant. That is, in the case of a non-azeotropic refrigerant, since the gas saturation temperature and the liquid saturation temperature are different as described above and there is a temperature gradient in the gas-liquid two-phase region, the temperature difference between the refrigerant and air is azeotroped. It can be secured more than the case of the refrigerant. Therefore, it is more effective.
  • the heat exchanger 1 is used as the condenser 62 has been described above.
  • the case where the heat exchanger 1 is used as the evaporator 64 will be described.
  • the evaporator 64 either the counter flow or the parallel flow may be used, but the counter flow is more preferable.
  • the heat exchanger 1 is used as the evaporator 64 and the refrigerant is a non-azeotropic refrigerant, as described above, there is a temperature gradient in the gas-liquid two-phase region, and the temperature difference increases to improve the heat exchange performance. A higher effect can be obtained by using a counter flow.
  • the evaporator 64 In the evaporator 64, superheat is applied to improve the heat exchange performance, but the superheat is about 1 to 2 ° C, which is smaller than the subcool 10 ° C. Therefore, the effect of using the counterflow is higher when the condenser 62 is used.
  • FIG. 7 is a diagram showing a heat exchanger that is switched and used as an evaporator or a condenser.
  • the dotted line arrows indicate the refrigerant flow in the case of the evaporator 64
  • the solid line arrows indicate the refrigerant flow in the case of the condenser 62. 7 differs from FIG. 1 in that an outlet header 50a having a function as a refrigerant distributor that evenly distributes the refrigerant is provided in place of the outlet header 50.
  • the outlet header 50a when used as the evaporator 64, it is a parallel flow, that is, the outlet header 50a ⁇ the first heat exchange unit 10 ⁇ the row-crossing header 40 ⁇ the second heat exchange unit 20 ⁇ the inlet header 30. Let the refrigerant flow in this order.
  • the outlet header 50a is provided with a function as a refrigerant distributor so that the refrigerant flowing in the gas-liquid two-phase state is evenly distributed and flows into each flat tube 12.
  • the refrigerant flows in the opposite flow, that is, in the order of the inlet header 30 ⁇ the second heat exchanging unit 20 ⁇ the crossing header 40 ⁇ the first heat exchanging unit 10 ⁇ the outlet header 50a.
  • each refrigerant that passes through the flat tubes 12 and 22 in each stage from the inlet to the outlet of the refrigerant flow path in the first heat exchange unit 10 and the second heat exchange unit 20 Flows through an independent flow path without merging with other stage refrigerants. Therefore, the uniform distribution state at the inlet is well maintained up to the outlet, and distribution drift can be suppressed. As a result, the heat exchange efficiency of the heat exchanger 1 can be increased, and a highly efficient operation of the refrigeration cycle apparatus 60 having the heat exchanger 1 can be realized.
  • the heat exchange efficiency can be improved by causing the refrigerant to flow in a counterflow.
  • the effect by setting it as a counterflow is especially effective when the refrigerant
  • the heat exchanger of the present invention is not limited to the structure shown in FIG. 1, and can be variously modified as in the following (1) to (9) without departing from the gist of the present invention. It is.
  • the partitioning plate 41 is provided for each stage in the row-crossing header 40.
  • the partition plate 41 is not necessarily provided for each stage.
  • the inside of the row-crossing header 40 is in an equally distributed state. What is necessary is just to be divided into multiple in the step direction so that it can maintain. Specifically, whether or not the uniform distribution state can be maintained depends on the head difference in each room 42. Therefore, the interval for providing the partition plate 41 may be determined in consideration of the head difference. If only the minimum necessary number of partition plates 41 is provided, the cost can be reduced.
  • the position of the partition plate 41 may be determined according to the wind speed distribution in the heat exchanger 1.
  • the wind speed from the blower fan that blows air to the heat exchanger 1 is not necessarily uniform over the entire surface of the heat exchanger 1, and there is a wind speed distribution.
  • the wind speed is higher at the upper part of the heat exchanger than at the lower part.
  • the portion where the wind speed is fast is more gasified than the portion where the wind speed is slow, and the refrigerant is easily distributed evenly.
  • the space between the partition plates 41 is widened to increase the height (length in the step direction) of the room 42 (long). May be.
  • the heat exchanger 1 is generally I-shaped.
  • the heat exchanger 1 formed in an overall I-shape can be configured by L-bending in the arrow direction as shown in FIG.
  • the 1st heat exchange part 10 side is the state before bending so that the position of the both ends of the 1st heat exchange part 10 and the 2nd heat exchange part 20 may align in the state after L bending.
  • the second heat exchange unit 20 is configured to be shorter.
  • the heat exchanger 1 is I-shaped or L-shaped may be determined according to the mounting space of the heat exchanger 1 in the housing where the heat exchanger 1 is installed, and the mounting space is maximized.
  • a shape that can be used to the maximum and can be mounted with high density may be used.
  • the shape may be a U shape or a rectangular shape in addition to an I shape or an L shape.
  • high heat exchange efficiency can be obtained by arranging in a high density in the mounting space.
  • the first heat exchange unit 10 and the second heat exchange unit 20 are configured so that the positions of both ends thereof are aligned.
  • a drift suppressing member for example, an orifice for restricting the flow of the refrigerant
  • a drift suppressing member may be further provided in the inlet header 30 to suppress the distribution drift. Good.
  • a distributor that distributes the refrigerant substantially equally may be provided as the refrigerant distributor.
  • the refrigerant distributor 70 includes a header 71 and a distributor 74 that communicate with the end of each flat tube 12.
  • the header 71 is partitioned in the vertical direction by one or more partition plates 72 to form a plurality of rooms 73.
  • Each chamber 73 is connected to a distributor 74 by a capillary tube 75.
  • the refrigerant distributed approximately evenly by the distributor 74 flows into the chambers 73 via the capillary tubes 75.
  • each room 73 is smaller than the vertical length when the entire interior of the header 71 is communicated without providing the partition plate 72. For this reason, the influence of the head difference due to gravity is reduced, and the refrigerant can be evenly distributed and flowed into each flat tube 22 communicating with the room 73 in each room 73.
  • the configuration in which the row-crossing header 40 is arranged so as to face in the vertical direction is shown. However, in FIG. It is good also as a structure arrange
  • the heat exchangers at both ends in the row direction among the plurality of rows of heat exchange units are an inlet heat exchange unit into which the refrigerant flows or an outlet heat exchange unit from which the refrigerant flows out.
  • One end portion of the heat transfer tubes of the plurality of stages to be communicated is communicated with the header across the rows.
  • the heat transfer tube is a flat tube in the present embodiment, it is not necessarily a flat tube and may be a circular tube.

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Abstract

 互いに間隔を空けて積層され、その間を空気が通過する複数のフィン11、21と、複数のフィン11、21を積層方向に貫通し、内部を冷媒が通過し、空気通過方向に対して垂直方向の段方向へ複数段設けられた複数段の伝熱管12、22とを有する熱交換部10、20が、空気通過方向である列方向に複数列配置されており、入口から出口に至るまで列跨ぎヘッダ40部分で折り返しながら流れる冷媒流路が形成されており、列跨ぎヘッダ40は、段方向に複数に仕切られて複数の部屋を構成しており、冷媒流路は部屋毎に独立している。

Description

熱交換器及びこの熱交換器を備えた冷凍サイクル装置
 本発明は、例えば空気調和機等の冷凍サイクル装置に用いられる熱交換器及びこの熱交換器を備えた冷凍サイクル装置に関する。
 この種の熱交換器は、複数の流路を有しており、冷媒を各流路へ均等に分配することにより、熱交換器の伝熱性能の向上を図っている。近年では、複数のフィン及び複数の扁平管から構成される熱交換部を空気通過方向である列方向に複数配置し、更なる熱交換効率の向上を図った技術がある(例えば特許文献1参照)。
 特許文献1において2つの熱交換部の全扁平管の端部同士は、列跨ぎヘッダで連通しており、入口ヘッダで均等分配した各冷媒が、一方の熱交換部の各扁平管を流れた後、列跨ぎヘッダで一旦合流して折り返し、再び分配されて他方の熱交換器の各扁平管を流れ、出口ヘッダで合流して流出するようになっている。
特開2003-75024号公報(要約、図1)
 特許文献1では、均等分配されて一方の熱交換器の各扁平管にそれぞれ流入した各冷媒が、列跨ぎヘッダ部分で一旦、合流するため、最初の均等分配状態を維持できず、他方の熱交換器の各扁平管への再分配の際に偏って分配され、熱交換器の熱交換効率が低下するという問題があった。
 本発明はこのような点に鑑みなされたもので、空気通過方向に熱交換部が複数配置された構成において、冷媒流路の入口から出口にわたって冷媒分配の偏りを抑制できて熱交換性能の向上を図ることが可能な熱交換器及び冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。
 本発明に係る熱交換器は、内部を冷媒が通過し、空気通過方向に対して垂直方向の段方向へ複数段設けられた複数段の伝熱管と、空気通過方向に空気が通過するように配置された複数のフィンとを有する熱交換部が、空気通過方向である列方向に複数列配置されており、複数列の熱交換部のうち列方向両端の熱交換器は、冷媒が流入する入口熱交換部又は冷媒が流出する出口熱交換部となり、複数列の熱交換部において列方向に隣接するもの同士の複数段の伝熱管の一方の端部が列跨ぎヘッダで連通しており、入口熱交換部の複数段の伝熱管の入口から流入した冷媒が、出口熱交換部の複数段の伝熱管の出口に至るまで列跨ぎヘッダ部分で折り返しながら流れる冷媒流路が形成されており、列跨ぎヘッダの内部は、段方向に複数に仕切られて複数の部屋を構成しており、冷媒流路は部屋毎に独立しているものである。
 本発明によれば、入口における均等分配状態が出口まで維持されるため、流路全体に渡って冷媒の分配の偏りを抑制できて熱交換性能の向上を図ることが可能な熱交換器を得ることができる。
本発明の一実施の形態に係る熱交換器の斜視図である。 図1の列跨ぎヘッダを示す斜視図である。 図1の扁平管を示す斜視図である。 図1の熱交換器1が適用された冷凍サイクル装置の冷媒回路を示す図である。 図5(a)は、図1の熱交換器を凝縮器として用いる場合の冷媒の流れ(対向流)を示す図、図5(b)は、平行流を示す図である。 凝縮器の入口から出口までの冷媒流路における冷媒温度分布を示す図である。 蒸発器又は凝縮器として切り換えて用いる熱交換器を示す図である。 全体略L字状を成す熱交換器を示す図である。 図8の熱交換器の折り曲げ加工前の状態を示す図である。 冷媒分配器の他の構成例を示す図である。
 図1は、本発明の一実施の形態に係る熱交換器の斜視図である。図2は、図1の列跨ぎヘッダを示す斜視図である。図1、図2及び後述の図において、同一の符号を付したものは、同一の又はこれに相当するものであり、これは明細書の全文において共通している。更に、明細書全文に表れている構成要素の形態は、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。
 熱交換器1は、空気通過方向である列方向に配置された第1熱交換部10及び第2熱交換部20と、冷媒分配器としての入口ヘッダ30と、列跨ぎヘッダ40と、出口ヘッダ50とを備えている。
 第1熱交換部(出口熱交換部)10は、互いに間隔を空けて積層され、その間を空気が通過する複数のフィン11と、複数のフィン11を積層方向に貫通し、内部を冷媒が通過し、空気通過方向に対して垂直方向である段方向へ複数段設けられた扁平管(伝熱管)12とを有している。扁平管12は、図3に示すように冷媒流路となる貫通孔12aを複数有している。第2熱交換部(入口熱交換部)20は第1熱交換部10と同様の構成であり、複数のフィン21と複数の扁平管(伝熱管)22とを有している。なお、ここではフィン11の形状として板状フィンを示したが、必ずしも板状フィンでなくてもよい。例えば段方向に扁平管12と交互に積層して配置される波形状のフィン等でもよく、要は空気通過方向に空気が通過するように配置されたフィンであればよい。
 入口ヘッダ30は、第2熱交換部20の一端側に段方向に沿うように配置され、第2熱交換部20の全ての扁平管22に連通しており、冷媒入口配管31から流入した冷媒を各扁平管12に均等に分配して流入させる。
 出口ヘッダ50は、第1熱交換部10の一端側に段方向に沿うように配置され、第1熱交換部10の全ての扁平管12に連通しており、各扁平管12を通過した冷媒を合流させて冷媒出口配管51から流出させる。
 列跨ぎヘッダ40は、第1熱交換部10及び第2熱交換部20の他端側に段方向に沿うように配置され、第1熱交換部10及び第2熱交換部20を跨ぐように構成されている。列跨ぎヘッダ40は内部が中空に構成され、仕切板41により段方向に仕切られて扁平管12、22の段数と同数の部屋42が形成されている。そして、各部屋42のそれぞれに設けた2つの貫通孔43に、同一段の扁平管12、22の端部がそれぞれ接続されている。このように構成された各部屋42は、図1の矢印に示すように扁平管22を通過後の冷媒が流入し、扁平管12へ向けて折り返す折り返し流路となっている。
 以上の構成により、第2熱交換部20の扁平管22の入口から第1熱交換部10の扁平管12の出口に至るまで段毎(部屋42毎)に独立した流路が形成されている。
 扁平管12、22、フィン11、21、入口ヘッダ30、列跨ぎヘッダ40及び出口ヘッダ50は例えばアルミ又はアルミ合金で形成されている。
 以上の構成の熱交換器1を製造する際には、扁平管12、22、フィン11、21、入口ヘッダ30、列跨ぎヘッダ40、出口ヘッダ50を全て組み立てた状態で同時に炉中ロウ付け接合する。
 図4は、図1の熱交換器が適用された冷凍サイクル装置の冷媒回路を示す図である。
 冷凍サイクル装置60は、圧縮機61と、凝縮器62と、減圧装置としての膨張弁63と、蒸発器64とを備えている。凝縮器62と蒸発器64の少なくとも一方に、熱交換器1が用いられる。圧縮機61から吐出された冷媒は凝縮器62に流入し、凝縮器62を通過する空気と熱交換して高圧液冷媒となって流出する。凝縮器62を流出した高圧液冷媒は膨張弁63で減圧されて低圧二相冷媒となり、蒸発器64に流入する。蒸発器64に流入した低圧二相冷媒は、蒸発器64を通過する空気と熱交換して低圧ガス冷媒となり、再び圧縮機61に吸入される。
 図5(a)は、図1の熱交換器を凝縮器として用いる場合の冷媒の流れを示す図であり、図1を平面的に見た状態での冷媒の流れを示している。図5(a)において太矢印は冷媒の流れ方向を示しており、細矢印Aは空気の流れを示している。
 熱交換器1を凝縮器62として用いる場合は、空気の流れ方向Aに対して下流側から上流側に折り返すようにして冷媒を流す(以下、この流れを対向流という)。なお、この対向流に対し、図5(b)に示すように空気の流れ方向Aに対して上流側から下流側に折り返すようにして冷媒を流す平行流もあるが、平行流とする場合については後述する。
 以下、図1及び図4を参照して熱交換器1を凝縮器62として用いる場合の冷媒の流れを説明する。
 冷媒入口配管31から入口ヘッダ30内部に流入した冷媒は、ここで均等に分配されて第2熱交換部20の各扁平管22の入口にそれぞれに流入する。そして、各扁平管22を通過した各冷媒は、列跨ぎヘッダ40の各部屋42にそれぞれ流入する。そして、各冷媒は各部屋42内で折り返し、各扁平管12にそれぞれ流入する。
 ここで、各部屋42のそれぞれには均等に分配された各冷媒が流入し、別の部屋42の冷媒と混ざることなく各部屋42から流出し、第1熱交換部10の各扁平管12に流入する。このため、各部屋42を流出した各冷媒は、均等分配状態を維持したまま各扁平管12に流入する。そして、各扁平管12を通過した各冷媒は、出口ヘッダ50で合流して冷媒出口配管51から外部に流出する。なお、熱交換器1を凝縮器62として用いる場合は、ガス状態で熱交換器1に流入することから、冷媒の均等分配は容易である。このため、必ずしも冷媒分配器としての入口ヘッダ30を備えていなくてもよく、単に第2熱交換部20の各扁平管22が内部で連通する構成のものとしてもよい。
 次に、冷媒を対向流で流すことによる効果について説明する。冷媒を対向流で流すことによる効果は、冷媒流路の入口から出口までの冷媒温度分布が関係している。
 図6は、凝縮器の入口から出口までの冷媒流路における冷媒温度分布を示す図である。図6において横軸は冷媒流路、縦軸は温度を示している。なお、(a)は、R32、HFO1234YFのような単一冷媒、R410Aのような混合冷媒でも共沸冷媒、(b)は、HFO01234YFとR32を混合した非共沸冷媒の場合を示している。また、凝縮器62では、熱交換性能を向上するためサブクールをつけるようにしており、図6においてSC(=Tc-Tb)で示している。
 図6(a)に示すように単一冷媒、共沸混合冷媒の場合、ガス冷媒は高温Taで流入し、凝縮器62を通過する空気との熱交換により温度が低下して凝縮温度Tcまで下がる。そして、冷媒は凝縮温度Tcで温度一定の気液二相状態を経て液状態に変化する。液状態となった冷媒は、凝縮温度Tcよりも更に温度低下してサブクールが付けられ、低温Tbとなって流出する。
 図6(b)に示すように非共沸冷媒の場合には、ガス冷媒は高温Ta’で流入し、凝縮器62を通過する空気との熱交換により温度が低下して凝縮温度Tc’まで下がる。非共沸冷媒は、ガスの飽和温度と液の飽和温度が異なり、気液二相状態においても冷媒温度が温度低下を続け、液状態に変化する。そして、液状態となった冷媒は、凝縮温度Tc’よりも更に温度低下してサブクールが付けられ、低温Tb’となって流出する。
 凝縮器62では、サブクールを例えば10℃程度付けることが求められるため、入口から出口にわたる冷媒流路の後半においても、空気との熱交換量を十分に確保する必要がある。
 凝縮器62において仮に平行流(図5(b)参照)とすると、第1熱交換部10側で熱交換後の空気が第2熱交換部20に流入することになる。このため、冷媒流路の後半で空気との温度差を十分に取れず、所望のサブクールをつけることができない可能性がある。これに対し、対向流とした場合は、冷媒流れの後半の冷媒が、熱交換前の空気と熱交換することになるため、温度差を十分に確保でき、安定してサブクールをつけることができる。
 凝縮器62において対向流とする効果は、単一冷媒、共沸冷媒の場合でも得られるが、非共沸冷媒の場合には特に効果的である。すなわち、非共沸冷媒の場合には、上述したようにガスの飽和温度と液の飽和温度とが異なり、気液二相域で温度勾配があるため、冷媒と空気との温度差を共沸冷媒の場合よりも確保できる。よって、更に効果的なのである。
 以上では、熱交換器1を凝縮器62として用いる場合を説明したが、次に、蒸発器64として用いる場合について説明する。蒸発器64として用いる場合は、対向流及び平行流のどちらとしてもよいが、どちらかといえば対向流の方が好ましい。熱交換器1を蒸発器64として用いる場合で冷媒が非共沸冷媒であるときには、上述したように気液二相域で温度勾配があり、温度差が拡大して熱交換性能が向上するため、対向流とする方が高い効果が得られる。
 なお、蒸発器64では、熱交換性能を向上するためスーパーヒートをつけるが、スーパーヒートは大体1、2℃程度でありサブクールの10℃に比べて小さい。よって、対向流とすることによる効果は凝縮器62として用いる場合の方が高い。
 熱交換器1を蒸発器専用又は凝縮器専用として用いる場合には、対向流で冷媒を流すように図1の構成とすればよい。一方、図4の冷凍サイクル装置60に更に四方弁を設けて冷媒の流れ方向を切り換え、熱交換器1を蒸発器64又は凝縮器62として切り換えて用いる場合には、次の図7のように構成する。
 図7は、蒸発器又は凝縮器として切り換えて用いる熱交換器を示す図である。図7において点線矢印は蒸発器64の場合の冷媒の流れ、実線矢印は凝縮器62の場合の冷媒の流れを示している。
 図7において、図1と異なるのは、出口ヘッダ50に代えて、冷媒を均等に分配する冷媒分配器としての機能を備えた出口ヘッダ50aを設けた点である。
 このように構成した熱交換器1においては、蒸発器64として用いる場合には平行流、すなわち出口ヘッダ50a→第1熱交換部10→列跨ぎヘッダ40→第2熱交換部20→入口ヘッダ30の順に冷媒を流す。このように蒸発器64として用いる際には、出口ヘッダ50a側から冷媒が流入する。よって、気液二相状態で流入する冷媒を均等に分配して各扁平管12に流入させるよう、出口ヘッダ50aに冷媒分配器としての機能を備えるようにしている。一方、凝縮器62として用いる場合には対向流、すなわち入口ヘッダ30→第2熱交換部20→列跨ぎヘッダ40→第1熱交換部10→出口ヘッダ50aの順に冷媒を流す。
 以上説明したように本実施の形態によれば、第1熱交換部10及び第2熱交換部20における冷媒流路の入口から出口まで、各段の扁平管12、22内を通過する各冷媒が他の段の冷媒と合流することなく独立した流路を流れる。よって、入口における均等分配状態が出口まで良好に維持され、分配偏流を抑制することができる。その結果、熱交換器1の熱交換効率を高めることができ、この熱交換器1を有する冷凍サイクル装置60の高効率な運転を実現することができる。
 また、熱交換器1を凝縮器62として用いる場合には、対向流となるように冷媒を流すことにより、熱交換効率を向上することができる。なお、対向流とすることによる効果は、冷凍サイクル装置60内に封入する冷媒を非共沸冷媒とした場合に特に効果的である。
 なお、本発明の熱交換器は、図1に示した構造に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲で例えば以下の(1)~(9)のように種々変形実施可能である。
(1)本実施の形態では、列跨ぎヘッダ40において段毎に仕切板41を設けるとしたが、必ずしも段毎でなくてもよく、要は、列跨ぎヘッダ40の内部が、均等分配状態を維持できるように段方向に複数に仕切られていればよい。
 均等分配状態を維持できるかどうかは、具体的には各部屋42におけるヘッド差が効いてくるため、ヘッド差を考慮して仕切板41を設ける間隔を決定すればよい。仕切板41を必要最低限だけ設けるようにした場合、コスト低減が可能となる。
(2)熱交換器1における風速分布に応じて仕切板41の位置を決定するようにしてもよい。
 熱交換器1に空気を送風する送風ファンからの風速は、熱交換器1の全面において均一とは限らず、風速分布が存在する。例えばビル用マルチエアコンの場合、熱交換器1の上部に送風ファンが設置されるため、熱交換器の上部の方が下部に比べて風速が速くなる。熱交換器1を蒸発器64として用いる場合において風速が速い部分は風速が遅い部分よりもガス化が進み、冷媒を均等分配しやすくなる。よって、風速が速い部分を通過する扁平管12、22が連通する列跨ぎヘッダ40部分については、仕切板41の間隔を広げて部屋42の高さ(段方向の長さ)を高く(長く)してもよい。
(3)本実施の形態では、熱交換器1が全体略I字状の例を示したが、図8に示すように全体略L字状とし、熱交換器1の一部が曲げて構成されていてもよい。
 全体略L字状とする場合には、全体I字状に形成した熱交換器1を図9に示すように矢印方向にL曲げすることにより構成できる。なお、L曲げ後の状態において第1熱交換部10及び第2熱交換部20の両端部の位置が揃うように、図9に示すように折り曲げ前の状態で第1熱交換部10側を第2熱交換部20に比べて短く構成しておくことは言うまでもない。このように両端部の位置を揃える構成とすることで、冷媒入口配管31及び冷媒出口配管51に接続される外部配管の取り回しが容易となる。
 なお、熱交換器1をI字状とするかL字状とするかは、熱交換器1が設置される筐体内における熱交換器1の実装スペースを応じて決めればよく、実装スペースを最大限に利用して高密度に実装できる形状とすればよい。形状は、I字状やL字状以外にも、U字状や矩形状としてもよい。何れにしろ、実装スペース内に高密度に配置することで、高い熱交換効率を得ることができる。この場合も、第1熱交換部10及び第2熱交換部20の両端部の位置が揃うように構成する。
(4)冷媒分配器として入口ヘッダ30を設けた構成を説明したが、入口ヘッダ30内に更に、分配偏流を抑制するための偏流抑制部材(例えば、冷媒の流れを絞るオリフィス)を設けてもよい。
(5)冷媒分配器として、入口ヘッダ30に代えて冷媒を略均等に分配するディストリビュータを設けてもよい。
(6)冷媒分配器として、入口ヘッダ30に代えて図10に示す冷媒分配器70としてもよい。
 冷媒分配器70は、各扁平管12の端部に連通するヘッダ71とディストリビュータ74とを有する。ヘッダ71は、内部が1以上の仕切板72で上下方向に仕切られて複数の部屋73を形成している。そして、各部屋73のそれぞれが、各キャピラリチューブ75によりディストリビュータ74に接続されている。この冷媒分配器70では、ディストリビュータ74で略均等に分配された冷媒が各キャピラリチューブ75を介して各部屋73に流入する。
 各部屋73の上下方向の長さは、仕切板72を設けずにヘッダ71内全体を連通した場合の上下方向の長さに比べて小さい。このため、重力によるヘッド差の影響が低減され、各部屋73のそれぞれにおいてその部屋73に連通する各扁平管22に、冷媒を均等に分配して流入させることができる。なお、コスト低減やキャピラリチューブ75の引き回しを考えると、仕切板72は段毎に設けず、図10に示したように複数段毎に設けた構成とする方が好ましいが、段毎に設けてももちろんよい。
(7)本実施の形態では、列跨ぎヘッダ40が上下方向に向くように配置した構成を示したが、図1において熱交換器1全体を90度回転させ、列跨ぎヘッダ40が左右方向に向くように配置した構成としてもよい。列跨ぎヘッダ40が上下方向に向くように配置した構成の場合、仕切板41が無い構成と比較するとヘッド差の影響の低減効果が高い。よって、本発明は、列跨ぎヘッダ40が上下方向に向く構成に適用した方がより効果的である。
(8)本実施の形態では、2列構成の例を図示して説明したが、3列以上としてもよい。この場合も2列構成の場合と同様の考え方で構成すればよい。すなわち、複数列の前記熱交換部のうち列方向両端の熱交換器は、冷媒が流入する入口熱交換部又は冷媒が流出する出口熱交換部となり、複数列の熱交換部において列方向に隣接するもの同士の複数段の伝熱管の一方の端部を列跨ぎヘッダで連通させる。そして、入口熱交換部の複数段の伝熱管の入口から流入した冷媒が、出口熱交換部の複数段の伝熱管の出口に至るまで列跨ぎヘッダ部分で折り返しながら流れる冷媒流路を形成する。そして、列跨ぎヘッダの内部を、段方向に複数に仕切って複数の部屋を構成し、冷媒流路が部屋毎に独立した構成とする。
(9)本実施の形態では伝熱管を扁平管としたが、必ずしも扁平管でなくてもよく、円管としてもよい。
 1 熱交換器、10 第1熱交換部、11 フィン、12 伝熱管(扁平管)、12a 貫通孔、20 第2熱交換部、21 フィン、22 伝熱管(扁平管)、30 入口ヘッダ、31 冷媒入口配管、40 列跨ぎヘッダ、41 仕切板、42 部屋、43 貫通孔、50 出口ヘッダ、50a 出口ヘッダ、51 冷媒出口配管、60 冷凍サイクル装置、61 圧縮機、62 凝縮器、63 膨張弁、64 蒸発器、70 冷媒分配器、 71 ヘッダ、72 仕切板、73 部屋、74 ディストリビュータ、75 キャピラリチューブ。

Claims (13)

  1.  内部を冷媒が通過し、空気通過方向に対して垂直方向の段方向へ複数段設けられた複数段の伝熱管と、前記空気通過方向に空気が通過するように配置された複数のフィンとを有する熱交換部が、前記空気通過方向である列方向に複数列配置されており、
     前記複数列の前記熱交換部のうち列方向両端の熱交換器は、冷媒が流入する入口熱交換部又は冷媒が流出する出口熱交換部となり、
     前記複数列の前記熱交換部において列方向に隣接するもの同士の前記複数段の伝熱管の一方の端部が列跨ぎヘッダで連通しており、前記入口熱交換部の前記複数段の伝熱管の入口から流入した冷媒が、前記出口熱交換部の前記複数段の伝熱管の出口に至るまで前記列跨ぎヘッダ部分で折り返しながら流れる冷媒流路が形成されており、
     前記列跨ぎヘッダの内部は、段方向に複数に仕切られて複数の部屋を構成しており、前記冷媒流路は前記部屋毎に独立していることを特徴とする熱交換器。
  2.  前記入口熱交換部が前記空気通過方向の最下流側、前記出口熱交換部が前記空気通過方向の最上流側となるように配置されていることを特徴とする請求項1記載の熱交換器。
  3.  前記熱交換器は蒸発器又は凝縮器として切り換えて用いられ、蒸発器として用いる場合、前記出口から前記入口に冷媒を流し、凝縮器として用いる場合、前記入口から前記出口に冷媒を流すことを特徴とする請求項2記載の熱交換器。
  4.  前記列跨ぎヘッダは、前記各伝熱管の段毎に仕切られて前記複数の部屋を構成しており、同一段の前記伝熱管毎に独立した流路が形成されていることを特徴とする請求項1乃至請求項3の何れか一項に記載の熱交換器。
  5.  前記複数の部屋のそれぞれの前記段方向の長さは風速分布に応じて設定され、風速の速い部分を通過する扁平管が連通する部屋の方が、風速の遅い部分を通過する扁平管が連通する部屋よりも長く設定されていることを特徴とする請求項1乃至請求項4の何れか一項に記載の熱交換器。
  6.  前記熱交換器は、前記熱交換器の一部が曲げて構成されており、前記複数列の熱交換器の両端部の位置が揃うように形成されていることを特徴とする請求項1乃至請求項5の何れか一項に記載の熱交換器。
  7.  蒸発器として用いる場合に入口となる前記複数段の伝熱管には、前記複数段の伝熱管に冷媒を分配して流入させる冷媒分配器が接続されていることを特徴とする請求項1乃至請求項6の何れか一項に記載の熱交換器。
  8.  前記冷媒分配器は、前記複数段の伝熱管の端部に段方向に沿うように配置されたヘッダであることを特徴とする請求項7記載の熱交換器。
  9.  前記ヘッダの冷媒流入部には偏流抑制部材が設けられていることを特徴とする請求項8記載の熱交換器。
  10.  前記冷媒分配器は、内部が1以上の仕切板で上下方向に仕切られて複数の部屋が形成されたヘッダと、冷媒を略均等に分配するディストリビュータとを有し、前記複数の部屋のそれぞれが各キャピラリチューブにより前記ディストリビュータに接続された構成を有することを特徴とする請求項7記載の熱交換器。
  11.  前記列跨ぎヘッダが上下方向に向くように配置されていることを特徴とする請求項1乃至請求項10の何れか一項に記載の熱交換器。
  12.  前記伝熱管は、冷媒流路となる貫通孔を複数有する扁平管であることを特徴とする請求項1乃至請求項11の何れか一項に記載の熱交換器。
  13.  圧縮機と減圧装置と請求項1乃至請求項12の何れか一項に記載の熱交換器とを備えたことを特徴とする冷凍サイクル装置。
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