WO2014125603A1 - 熱交換装置およびこれを備えた冷凍サイクル装置 - Google Patents

熱交換装置およびこれを備えた冷凍サイクル装置 Download PDF

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相武 李
牧野　浩招
早丸　靖英
大輔 杉山
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三菱電機株式会社
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    • F28F1/10—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses
    • F28F1/40—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only inside the tubular element
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F24F—AIR-CONDITIONING; AIR-HUMIDIFICATION; VENTILATION; USE OF AIR CURRENTS FOR SCREENING
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    • F24F1/0067—Indoor units, e.g. fan coil units characterised by heat exchangers by the shape of the heat exchangers or of parts thereof, e.g. of their fins
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    • F24—HEATING; RANGES; VENTILATING
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    • F24F13/30—Arrangement or mounting of heat-exchangers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
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    • F28F13/00—Arrangements for modifying heat-transfer, e.g. increasing, decreasing
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
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    • F28F13/00—Arrangements for modifying heat-transfer, e.g. increasing, decreasing
    • F28F13/02—Arrangements for modifying heat-transfer, e.g. increasing, decreasing by influencing fluid boundary

Definitions

  • the present invention relates to a heat exchange apparatus including a heat transfer tube having a groove on the inner surface of the tube.
  • a heat exchanger used in a refrigeration apparatus an air conditioner, or a heat pump
  • a plurality of fins arranged at predetermined intervals are provided with through holes, and heat transfer tubes are disposed through the through holes.
  • the heat transfer tubes are arranged in a plurality of rows in the airflow direction, and grooves are formed on the inner surface.
  • the heat transfer tube becomes a part of the refrigerant circuit in the refrigeration cycle apparatus, and the refrigerant (fluid) flows through the inside of the tube.
  • the groove on the inner surface of the tube is processed so that the tube axis direction and the direction in which the groove extends form a certain angle.
  • the inner surface of the tube can be made uneven.
  • the space of the recessed portion is referred to as a groove portion
  • the protruding portion formed by the side wall of the adjacent groove is referred to as a peak portion.
  • the inner groove pitch and the groove lead angle of the heat transfer tube on the upstream side of the airflow are made smaller than the inner surface groove pitch and the groove lead angle of the heat transfer tube on the downstream side of the airflow.
  • the heat transfer promotion effect is improved.
  • the groove pitch and groove lead angle of the heat transfer tube on the upstream side of the airflow are made smaller than the inner surface groove pitch and groove lead angle of the heat transfer tube on the downstream side of the airflow, the amount of liquid refrigerant retained
  • the heat transfer coefficient in the heat transfer tube on the upstream side of the air flow is lowered, and the coefficient of performance (COP) is lowered.
  • the present invention has been made to solve the above-described problems, and can improve the heat transfer rate in the pipe of the heat exchanger and obtain a preset heat transfer performance without increasing the pressure loss in the pipe.
  • An object is to provide a heat exchange device.
  • the heat exchange device is provided with a plurality of rows of heat exchangers in which a plurality of heat transfer tubes having grooves on the inner surface of the tube are inserted through the plurality of fins in the flow direction of the gas flowing between the plurality of fins.
  • a heat exchange device in which a plurality of groups of heat exchangers configured by the plurality of rows are provided and the groups of the heat exchangers are connected via a dehumidification valve, and the dehumidification valve is connected to the dehumidification valve from a refrigerant inlet in a cooling operation.
  • the ratio of the groove area Aa and the outer diameter Do in the plane perpendicular to the tube axis of the heat transfer tube in the first row from the windward side in the previous section or the section from after the dehumidifying valve in the heating operation to the refrigerant outlet (Aa / Do) is formed larger than the ratio (Ab / Do) of the area Ab of the groove portion to the outer diameter Do in the plane orthogonal to the tube axis of the heat transfer tubes in the second and subsequent rows from the windward side. .
  • the ratio (Aa / Do) of the groove area Aa to the outer diameter Do in the plane orthogonal to the tube axis is the groove area Ab and outer diameter in the plane orthogonal to the tube axis of the second and subsequent rows from the windward side. Since it is formed larger than the ratio to Do (Ab / Do), the liquid refrigerant held in the groove portion increases. For this reason, compared with a conventional heat transfer tube, the heat transfer performance in the tube for condensation / evaporation can be improved without increasing the pressure loss, and the heat exchange efficiency is improved.
  • FIG. 1 is a diagram showing the flow of refrigerant in the heat exchange device 1 according to Embodiment 1 of the present invention.
  • a heat exchange device 1 is a fin tube type heat exchanger widely used as an evaporator or a condenser of a refrigeration device or an air conditioner.
  • the flow direction of the gas flowing between the plurality of fins 10 includes a heat exchanger in which a plurality of heat transfer tubes 20 having grooves on the tube inner surface are inserted into the plurality of fins 10.
  • a plurality of rows of heat exchangers (a main heat exchanger 1A and a sub heat exchanger 1B) are provided.
  • the main heat exchanger 1A and the auxiliary heat exchanger 1B are connected via a dehumidifying valve.
  • the dehumidifying valve 30 is provided to use a part of the heat exchanger as a condenser and the other as an evaporator during dehumidification (dehumidification while heating the room).
  • the heat transfer tube 20 becomes a part of the refrigerant circuit in the refrigeration cycle apparatus, and the refrigerant flows inside the tube.
  • the heat transfer tube 20 transfers the heat of the refrigerant flowing inside to the air flowing outside through the fins 10, thereby expanding the heat transfer area serving as a contact surface with the air, and exchanging heat between the refrigerant and the air. Do it efficiently.
  • FIG. 2 is a partially enlarged view of a vertical cross-section of the heat exchange device 1 according to Embodiment 1 of the present invention as viewed from the side, and shows the shape of the inner surface of the heat transfer tube 20 and the groove pitch in an enlarged manner. Yes.
  • the temperature difference between the air and the refrigerant is large.
  • the heat transfer tubes 20A in the first row from the windward side are regions where a large amount of liquid refrigerant exists. For this reason, when the ratio (Aa / Do) between the area Aa and the outer diameter of the groove portion 21b of the heat transfer tube 20A in the first row is increased, the liquid refrigerant held in the groove portion 21a increases, and the side wall of the adjacent groove portion 21a increases. The heat exchange efficiency is improved through the formed peak portion 22a.
  • the temperature difference between the air and the refrigerant is small, and there is a small amount of liquid refrigerant.
  • the dehumidifying valve 30 is provided to use a part of the heat exchanger as a condenser and the other as an evaporator during dehumidification (dehumidification while heating the room).
  • the ratio (Aa / Do) of the area Aa of the groove 21a of the heat transfer tube 20A to the outer diameter Do is in the range of 0.0075 (mm 2 / mm) to 0.0125 (mm 2 / mm). It is formed to become.
  • the ratio (Ab / Do) of the area Ab of the groove 21b of the heat transfer tube 20B to the outer diameter Do (Ab / Do) is 0.0028 (mm 2 / mm) to 0.0074. It is formed to be in the range of (mm 2 / mm).
  • the ratio (Aa / Do) between the area Aa and the outer diameter Do of the groove portion 21a of the heat transfer tube 20A in the first row from the windward side is 0.0075 (mm2 / mm) to 0.00.
  • the range of 0125 (mm 2 / mm) was set because the ratio (Aa / Do) between the area Aa of the groove portion 21a of the heat transfer tube 20A in the first row and the outer diameter Do was 0.0075 (mm 2 / mm) This is because if it is smaller, the liquid refrigerant held in the groove portion 21a is reduced, the liquid film thickness on the peak portion 22a is increased, and the heat transfer performance in the tube is lowered.
  • the ratio (Aa / Do) of the area Aa of the groove portion 21a of the heat transfer tube 20A in the first row to the outer diameter Do is greater than 0.0125 (mm 2 / mm)
  • the liquid refrigerant holding effect is reduced, and the inside of the tube This is because the heat transfer performance decreases.
  • the ratio (Ab / Do) of the area Ab of the groove portion 21b of the heat transfer tube 20B in the second row from the windward side to the outer diameter (Ab / Do) is 0.0028 (mm 2 / mm) to 0.0074 (
  • the range (mm 2 / mm) is set to a ratio (Ab / Do) of the area Ab of the groove 21b of the heat transfer tube 20B in the second row from the windward side to the outer diameter Do (0.002 (mm 2 / mm)).
  • the ratio (Ab / Do) of the area Ab of the groove part 21b of the heat transfer tube 20B in the second row from the windward side to the outer diameter Do is larger than 0.0074 (mm 2 / mm)
  • the liquid refrigerant holding effect is lowered. This is because the heat transfer performance in the tube deteriorates.
  • the heat exchange device 1 of the first embodiment in the two or more rows of indoor side heat exchangers in which the plurality of heat transfer tubes 20 are inserted into the plurality of fins 10, Between the area Aa and the outer diameter Do of the groove portion 21a of the heat transfer tube 20A in the first row from the windward side in the section from the windward side to the dehumidifying valve 30 or before the dehumidifying valve 30 in the heating operation. Since the ratio (Aa / Do) is larger than the ratio (Ab / Do) between the area Ab of the groove 21b of the heat transfer tube 20B in the second and subsequent rows from the windward side and the outer diameter Do, the heat transfer performance in the tube is improved.
  • the heat exchange rate (ratio of the amount of heat before and after passing through the heat transfer tube) can be increased. Therefore, energy saving can be achieved. Further, it is possible to reduce the size of the refrigerant circuit while reducing the amount of refrigerant and maintaining the efficiency.
  • the area Aa / outer diameter Do of the groove portion 21a of the heat transfer tube 20A in the first row is 0.0075, 0.0095, 0.0115, 0.0125 (mm 2 / mm)
  • the second row The heat exchange apparatus 1 of Examples 1 to 4 in which the area Ab / outer diameter Do of the groove portion 21b of the heat transfer tube 20B was 0.035 (mm 2 / mm) was produced (Examples 1 to 4).
  • the area Aa / outer diameter Do of the groove portion 21a of the heat transfer tube 20A in the first row is 0.005, 0.035 (mm 2 / mm), and the area of the groove portion 21b of the heat transfer tube 20B in the second row.
  • a heat exchange device having an Ab / outer diameter Do of 0.035 (mm 2 / mm) was produced (Comparative Examples 1 and 2).
  • the heat exchange devices 1 of Examples 1 to 4 each had a higher heat exchange rate than the heat exchangers of Comparative Examples 1 and 2, and the heat transfer performance in the tube was improved.
  • the area Aa / outer diameter Do of the groove 21a of the first row of heat transfer tubes 20A is 0.0095 (mm 2 / mm), the area Ab / outside of the groove 21b of the second row of heat transfer tubes 20B.
  • Heat exchangers 1 having diameters Do of 0.0028, 0.0035, 0.005, and 0.0074 (mm 2 / mm) were produced (Examples 5 to 8).
  • the area Aa / outer diameter Do of the groove portion 21a of the heat transfer tube 20A in the first row is 0.0095 (mm 2 / mm), and the area Ab / outer diameter of the groove portion 21b of the heat transfer tube 20B in the second row.
  • Heat exchange devices having Do of 0.0025 and 0.008 (mm 2 / mm) were produced (Comparative Examples 3 and 4).
  • the main heat exchanger 1A and the sub heat exchanger 1B are both configured by a group of heat exchangers configured by a plurality of rows, that is, the fin 10 is divided into a plurality of rows in the gas flow direction.
  • the fin 10 is divided into a plurality of rows in the gas flow direction.
  • it is not limited to this.
  • it is good also as a structure which does not divide
  • FIG. 3 is a refrigerant circuit diagram of an air conditioner according to Embodiment 2 of the present invention, in which the heat exchange device described in Embodiment 1 is used as an indoor heat exchanger.
  • a compressor 61, a four-way valve 62, an outdoor heat exchanger 63, a decompressor 64, and an indoor heat exchanger 65 are connected in a closed loop by a refrigerant pipe 70, and the indoor unit 50
  • a gas valve 68 and a liquid valve 69 are disposed between the outdoor unit 60 and the outdoor unit 60.
  • the outdoor heat exchanger 63 is provided with an outdoor fan 66
  • the indoor heat exchanger 65 is provided with an indoor fan 67.
  • the low-pressure and low-temperature gas refrigerant is compressed into the high-temperature and high-pressure gas refrigerant by the compressor 61 of the outdoor unit 60 and sent to the four-way valve 62. And it guide
  • the high-pressure liquid refrigerant exiting from the outdoor heat exchanger 63 is converted into a low-pressure and low-temperature gas-liquid two-phase refrigerant by the decompressor 64 and led to the indoor heat exchanger 65 of the indoor unit 50 through the liquid valve 69.
  • the heat in the indoor air is absorbed and the refrigerant evaporates to become a low-pressure and low-temperature gas refrigerant, and the cooling operation is performed (the indoor heat exchanger 65 acts as an evaporator).
  • the low-pressure and low-temperature gas refrigerant is guided to the compressor 61 through the gas valve 68 and the four-way valve 62 to perform the refrigerant cycle operation.
  • the indoor heat exchanger 65 acts as a condenser and the outdoor heat exchanger 60 acts as an evaporator by switching the four-way valve 62 to make the refrigerant flow in the opposite direction to that in the cooling operation.
  • the rest is the same as in the cooling operation.
  • the heat exchange device 1 according to the first embodiment is used as the indoor heat exchanger 65, the heat transfer performance in the pipe of the indoor heat exchanger 65 can be improved.
  • the exchange rate ratio of the amount of heat before and after passing through the heat transfer tube
  • energy saving can be achieved.
  • the application to the refrigeration apparatus or the air conditioner has been described with respect to the heat exchange apparatus according to the present invention.
  • the present invention is not limited to these apparatuses.
  • the present invention can also be applied to other refrigeration cycle apparatuses having a heat exchanger such as an evaporator and a condenser that constitute a refrigerant circuit like a heat pump apparatus.

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Abstract

　冷房運転で冷媒入口から除湿弁３０の前までの区間、または暖房運転で除湿弁３０の後から冷媒出口までの区間で、風上側から１列目の伝熱管２０Ａの管軸に直交する平面における溝部２１ａの面積Ａａと外径Ｄｏとの比（Ａａ／Ｄｏ）を、風上側から２列目以降の伝熱管２０Ｂの管軸に直交する平面における溝部２１ｂの面積Ａｂと外径Ｄｏとの比（Ａｂ／Ｄｏ）より大きく形成して、圧力損失を増加させずに、凝縮・蒸発の管内伝熱性能を高めることができるようにする。

Description

熱交換装置およびこれを備えた冷凍サイクル装置
　本発明は、管内面に溝を有する伝熱管を備えた熱交換装置に関する。
　従来、冷凍装置、空気調和装置、又はヒートポンプに用いる熱交換器では、一般に、所定の間隔で複数並べたフィンに貫通穴が設けられ、貫通穴に伝熱管が貫通して配置されている。伝熱管は、気流方向に複数列配置され、内面に溝が形成されている。伝熱管は、冷凍サイクル装置における冷媒回路の一部となり、管内部を冷媒（流体）が流れるようにしている。
　管内面の溝は、管軸方向と溝が延びる方向とが一定の角度をなすように状に加工されている。溝を形成することにより管内面に凹凸ができるが、ここでは、凹部の空間を溝部と称し、隣り合う溝の側壁によって形成される凸部分を山部と称する。
　そして、このような伝熱管を流れる冷媒は、伝熱管外側を流れる流体（例えば空気）との熱交換により相変化（凝縮又は蒸発）する。そして、この相変化を効率よく行わせるために、管内の表面積増加、溝部による流体攪拌効果、溝部の毛細管作用に伴う溝部間の液冷媒保持効果を利用して、伝熱管の伝熱性能の改善を図っている（例えば、特許文献１）。
特開平５－３２２４７１号公報（図１）
　ところで、前述のような熱交換器では、気流上流側の伝熱管の内面溝ピッチと溝リード角を、気流下流側の伝熱管の内面溝ピッチと溝リード角に比べて小さくすることで、溝の伝熱促進効果を高めるようにしている。しかしながら、このように気流上流側の伝熱管の溝ピッチと溝リード角を、気流下流側の伝熱管の内面溝ピッチと溝リード角に比べて小さくした熱交換器においては、液冷媒の保持量が小さくなり、気流上流側の伝熱管の管内熱伝達率が低下し、成績係数（ＣＯＰ）が低下するという難点があった。
　本発明は前記の課題を解決するためになされたもので、熱交換器の管内熱伝熱率を向上させ、管内圧力損失を増加させずに、予め設定された伝熱性能を得ることができる熱交換装置を提供することを目的とする。
　本発明に係る熱交換装置は、管内面に溝を有する複数の伝熱管を複数のフィンに挿通させてなる熱交換器を、複数のフィンの間を流れる気体の流れ方向に複数列設け、さらにこの複数列で構成される熱交換器の群を複数設け、これら熱交換器の群の間が除湿弁を介して接続された熱交換装置であって、冷房運転で冷媒入口から前記除湿弁の前までの区間、または暖房運転で前記除湿弁の後から冷媒出口までの区間で、風上側から１列目の伝熱管の管軸に直交する平面における溝部の面積Ａａと外径Ｄｏとの比（Ａａ／Ｄｏ）は、風上側から２列目以降の伝熱管の管軸に直交する平面における溝部の面積Ａｂと外径Ｄｏとの比（Ａｂ／Ｄｏ）より大きく形成されているものである。
　本発明の熱交換装置によれば、冷房運転で冷媒入口から除湿弁の前までの区間、または暖房運転で除湿弁の後から冷媒出口までの区間で、風上側から１列目の伝熱管の管軸に直交する平面における溝部の面積Ａａと外径Ｄｏとの比（Ａａ／Ｄｏ）は、風上側から２列目以降の伝熱管の管軸に直交する平面における溝部の面積Ａｂと外径Ｄｏとの比（Ａｂ／Ｄｏ）より大きく形成されているので、溝部に保持される液冷媒が多くなる。このため、従来の伝熱管に比べて、圧力損失を増加させずに、凝縮・蒸発の管内伝熱性能を高めることができ、熱交換効率が良くなる。
本発明の実施の形態１に係る熱交換装置の冷媒の流れを示す図である。 本発明の実施の形態１に係る熱交換装置を側面側から見た鉛直方向断面の部分拡大図である。 本発明の実施の形態２に係る空気調和機の冷媒回路図である。
実施の形態１．
　図１は本発明の実施の形態１に係る熱交換装置１の冷媒の流れを示す図である。図１において、熱交換装置１は、冷凍装置または空気調和装置の蒸発器、凝縮器として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。
　本実施の形態１の熱交換装置１は、管内面に溝を有する複数の伝熱管２０を複数のフィン１０に挿通させてなる熱交換器を、複数のフィン１０の間を流れる気体の流れ方向に複数列設け、さらにこの複数列で構成される熱交換器の群を少なくとも２つ（主熱交換器１Ａと副熱交換機１Ｂ）備えている。そして、これら主熱交換器１Ａと副熱交換機１Ｂとの間が除湿弁を介して接続されている。なお、除湿弁３０は、除湿時（室内を加熱しながらの除湿）に、熱交換器の一部を凝縮器、他を蒸発器として用いるために設けられている。
　伝熱管２０は、冷凍サイクル装置における冷媒回路の一部となり、管内部を冷媒が流れる。伝熱管２０は、内部を流れる冷媒の熱を、外部を流れる空気にフィン１０を介して伝えることで、空気との接触面となる伝熱面積を拡げ、冷媒と空気との間の熱交換を効率よく行う。
　図２は本発明の実施の形態１に係る熱交換装置１を側面側から見た鉛直方向断面の部分拡大図であり、伝熱管２０の管内面の形状と、溝ピッチを拡大して示している。冷房運転で冷媒入口から除湿弁３０に至る前までの区間、または暖房運転で除湿弁３０の後から冷媒出口までの区間で、図２に示す風上側から１列目の伝熱管２０Ａの管軸に直交する平面における溝部２１ａの面積Ａａ（以下、「伝熱管２０Ａの溝部２１ａの面積Ａａ」という）と外径Ｄｏとの比（Ａａ／Ｄｏ）は、風上側から２列目以降の伝熱管２０Ｂの管軸に直交する平面における溝部２１ｂの面積Ａｂ（以下、「伝熱管２０Ｂの溝部２１ｂの面積Ａｂ」という）と外径Ｄｏとの比（Ａｂ／Ｄｏ）より大きく形成されている。風上側から１列目の伝熱管２０Ａでは、空気と冷媒との温度差が大きい。つまり、風上側から１列目の伝熱管２０Ａは、液冷媒が多く存在する領域である。このため、１列目の伝熱管２０Ａの溝部２１ｂの面積Ａａと外径との比（Ａａ／Ｄｏ）を大きくすると、溝部２１ａに保持される液冷媒が多くなり、隣り合う溝部２１ａの側壁によって形成される山部２２ａを通して熱交換効率が良くなる。

　一方、風上側から２列目以降の伝熱管２０Ｂでは、空気と冷媒との温度差が小さく、液冷媒が少なく存在する領域である。このため、２列目以降の伝熱管２０Ｂの溝部２１ｂの面積Ａｂと外径Ｄｏとの比（Ａｂ／Ｄｏ）を小さくすると、溝部２１ｂに保持される液冷媒が少なくなり、隣り合う溝部２１ｂの側壁によって形成される山部２２ｂを通して熱交換効率が良くなる。なお、除湿弁３０は、除湿時（室内を加熱しながらの除湿）に、熱交換器の一部を凝縮器、他を蒸発器として用いるために設けられている。
　本実施の形態１の熱交換装置１において、冷房運転で冷媒入口から除湿弁３０に至る前までの区間、または暖房運転で除湿弁３０の後から冷媒出口までの区間で、風上側から１列目の伝熱管２０Ａは、伝熱管２０Ａの溝部２１ａの面積Ａａと外径Ｄｏとの比（Ａａ／Ｄｏ）が０．００７５（ｍｍ２／ｍｍ）から０．０１２５（ｍｍ２／ｍｍ）の範囲となるように形成されている。また、風上側から２列目以降の伝熱管２０Ｂは、伝熱管２０Ｂの溝部２１ｂの面積Ａｂと外径Ｄｏとの比（Ａｂ／Ｄｏ）が０．００２８（ｍｍ２／ｍｍ）から０．００７４（ｍｍ２／ｍｍ）の範囲となるように形成されている。
　このように、熱交換装置１において、風上側から１列目の伝熱管２０Ａの溝部２１ａの面積Ａａと外径Ｄｏとの比（Ａａ／Ｄｏ）を０．００７５（ｍｍ２／ｍｍ）から０．０１２５（ｍｍ２／ｍｍ）の範囲に設定したのは、１列目の伝熱管２０Ａの溝部２１ａの面積Ａａと外径Ｄｏとの比（Ａａ／Ｄｏ）を０．００７５（ｍｍ２／ｍｍ）より小さくすると、溝部２１ａに保持される液冷媒が少なくなり、山部２２ａへの液膜厚さが厚くなり、管内伝熱性能が低下するからである。また、１列目の伝熱管２０Ａの溝部２１ａの面積Ａａと外径Ｄｏとの比（Ａａ／Ｄｏ）を０．０１２５（ｍｍ２／ｍｍ）より大きくすると、液冷媒保持効果が低下し、管内伝熱性能が低下するからである。風上側から１列目の伝熱管２０Ａの溝部２１ａの面積Ａａと外径Ｄｏとの比（Ａａ／Ｄｏ）を前述の範囲とすることで、管内伝熱性能を向上させることができる。
　また、熱交換装置１において、風上側から２列目の伝熱管２０Ｂの溝部２１ｂの面積Ａｂと外径との比（Ａｂ／Ｄｏ）を０．００２８（ｍｍ２／ｍｍ）から０．００７４（ｍｍ２／ｍｍ）の範囲に設定したのは、風上側から２列目の伝熱管２０Ｂの溝部２１ｂの面積Ａｂと外径Ｄｏとの比（Ａｂ／Ｄｏ）を０．００２８（ｍｍ２／ｍｍ）より小さくすると、溝部２１ｂに保持される液冷媒が少なくなり、山部２２ｂへの液膜厚さが厚くなり、管内伝熱性能が低下するからである。また、風上側から２列目の伝熱管２０Ｂの溝部２１ｂの面積Ａｂと外径Ｄｏとの比（Ａｂ／Ｄｏ）を０．００７４（ｍｍ２／ｍｍ）より大きくすると、液冷媒保持効果が低下し、管内伝熱性能が低下するからである。風上側から２列目の伝熱管２０Ｂの溝部２１ｂの面積Ａｂと外径との比（Ａｂ／Ｄｏ）を前述の範囲とすることで、管内伝熱性能を向上させることができる。
　以上のように、本実施の形態１の熱交換装置１によれば、複数の伝熱管２０を複数のフィン１０に挿通させてなる２列以上の室内側熱交換器において、冷房運転で冷媒入口から除湿弁３０に至る前までの区間、または暖房運転で除湿弁３０の後から冷媒出口までの区間で、風上側から１列目の伝熱管２０Ａの溝部２１ａの面積Ａａと外径Ｄｏとの比（Ａａ／Ｄｏ）が、風上側から２列目以降の伝熱管２０Ｂの溝部２１ｂの面積Ａｂと外径Ｄｏとの比（Ａｂ／Ｄｏ）より大きく形成されているので、管内伝熱性能を向上させることができ、熱交換率（伝熱管通過前後の熱量の比率）を高くすることができる。そのため、省エネルギ化を図ることができる。また、冷媒回路内の冷媒の減量、効率を維持しつつ、小型化を図ることもできる。
　以下、実施例について、本発明の範囲から外れる比較例と比較して説明する。表１に示すように、１列目の伝熱管２０Ａの溝部２１ａの面積Ａａ／外径Ｄｏが０．００７５、０．００９５、０．０１１５、０．０１２５（ｍｍ２／ｍｍ）、２列目の伝熱管２０Ｂの溝部２１ｂの面積Ａｂ／外径Ｄｏが０．０３５（ｍｍ２／ｍｍ）である実施例１～４の熱交換装置１を作製した（実施例１～４）。また、比較例として、１列目の伝熱管２０Ａの溝部２１ａの面積Ａａ／外径Ｄｏが０．００５、０．０３５（ｍｍ２／ｍｍ）、２列目の伝熱管２０Ｂの溝部２１ｂの面積Ａｂ／外径Ｄｏが０．０３５（ｍｍ２／ｍｍ）である熱交換装置を作製した（比較例１，２）。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
　表１から明らかなように、実施例１～４の熱交換装置１は、いずれも比較例１，２の熱交換器と比べて熱交換率が高く、管内伝熱性能が向上していた。
　表２に示すように、１列目の伝熱管２０Ａの溝部２１ａの面積Ａａ／外径Ｄｏが０．００９５（ｍｍ２／ｍｍ）、２列目の伝熱管２０Ｂの溝部２１ｂの面積Ａｂ／外径Ｄｏが０．００２８、０．００３５、０．００５、０．００７４（ｍｍ２／ｍｍ）である熱交換器１を作製した（実施例５～８）。また、比較例として、１列目の伝熱管２０Ａの溝部２１ａの面積Ａａ／外径Ｄｏが０．００９５（ｍｍ２／ｍｍ）、２列目の伝熱管２０Ｂの溝部２１ｂの面積Ａｂ／外径Ｄｏが０．００２５、０．００８（ｍｍ２／ｍｍ）である熱交換装置を作製した（比較例３，４）。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000002
　表２から明らかなように、実施例５～８の熱交換装置１は、いずれも比較例３，４の熱交換器と比べて熱交換率が高く、管内伝熱性能が向上していた。
　なお、主熱交換器１Ａと副熱交換機１Ｂを、いずれも複数列で構成される熱交換器の群
で構成したもの、つまりフィン１０が気体の流れ方向に複数列に分割されているものを例に挙げて説明したが、これに限るものではない。例えば、フィン１０を気体の流れ方向で分割せず、これに伝熱管を気体の流れ方向に複数列挿通させる構成としてもよい。
実施の形態２.
　図３は本発明の実施形態２に係る空気調和機の冷媒回路図を示すもので、前述の実施の形態１で説明した熱交換装置を室内熱交換器として用いたものである。
　本実施の形態２の空気調和機は、圧縮機６１、四方弁６２、室外熱交換器６３、減圧器６４、及び室内熱交換器６５が、冷媒配管７０によって閉ループ状に接続され、室内機５０と室外機６０との間にガスバルブ６８と液バルブ６９が配置されている。また、室外熱交換器６３には室外送風機６６が併設され、室内熱交換器６５には室内送風機６７が併設されている。
　本実施の形態２の空気調和機において、冷房運転時には低圧低温のガス冷媒は室外機６０の圧縮機６１により高温高圧のガス冷媒に圧縮され、四方弁６２に送られる。そして、四方弁６２から冷媒配管７０により室外熱交換器６３に導かれてガス冷媒が液化し、凝縮熱を室外に放出する（室外熱交換器６３が凝縮器として作用する）。室外熱交換器６３から出た高圧の液冷媒は、減圧器６４により低圧低温の気液二相冷媒となり、液バルブ６９を介して室内機５０の室内熱交換器６５に導かれる。ここで、室内の空気中の熱を吸収して冷媒が蒸発し、低圧低温のガス冷媒となり、冷房運転を行う（室内熱交換器６５が蒸発器として作用する）。そして、低圧低温のガス冷媒は、ガスバルブ６８、四方弁６２を経て圧縮機６１に導かれ、冷媒サイクル運転を行う。
　暖房運転を行う場合は、四方弁６２を切り換えて冷媒の流れを冷房運転の場合と逆方向にすることにより、室内熱交換器６５が凝縮機、室外熱交換器６０が蒸発器として作用する。それ以外は冷房運転の場合と同様である。
　本実施の形態２によれば、室内熱交換器６５として前述の実施の形態１の熱交換装置１を用いているので、室内熱交換器６５の管内伝熱性能を向上させることができ、熱交換率（伝熱管通過前後の熱量の比率）を高くすることができる。そのため、省エネルギ化を図ることができる。また、室内熱交換器６５の冷媒回路内の冷媒の減量、効率を維持しつつ、小型化を図ることもできる。
　なお、前述した実施の形態１，２では、本発明に係る熱交換装置に関し、冷凍装置または空気調和装置への適用について説明したが、本発明はこれらの装置に限定されるものではない。例えば、本発明は、ヒートポンプ装置のように、冷媒回路を構成し、蒸発器、凝縮器となる熱交換器を有する他の冷凍サイクル装置にも適用することができる。
　１　熱交換装置、１Ａ　主熱交換器、１Ｂ　副熱交換機、１０　フィン、２０　伝熱管、２０Ａ，２０Ｂ　伝熱管、２１ａ、２１ｂ　溝部、２２ａ，２２ｂ　山部、３０　除湿弁、５０　室内機、６０　室外機、６１　圧縮機、６２　四方弁、６３　室外熱交換器、６４　減圧器、６５　室内熱交換器、６６　室外送風機、６７　室内送風機、６８　ガスバルブ、６９　液バルブ、７０　冷媒配管、Ａａ　１列目の伝熱管の管軸に直交する平面における溝部の面積、Ａｂ　２列目以降の伝熱管の管軸に直交する平面における溝部の面積、Ｄｏ　外径。

Claims (4)

  1. 　間隔を空けて配置され、その間に気体が流れる複数のフィンと、管内面に溝を有し、前記複数のフィンの前記気体の流れ方向に複数列挿通された複数の伝熱管と、を有する熱交換器を備え、
    　冷房運転時に冷媒流れの上流側となる、又は暖房運転時に冷媒流れの下流側となる、風上側から１列目の前記伝熱管は、管軸に直交する平面における溝部の面積Ａａと外径Ｄｏとの比（Ａａ／Ｄｏ）が、風上側から２列目以降の前記伝熱管の管軸に直交する平面における溝部の面積Ａｂと外径Ｄｏとの比（Ａｂ／Ｄｏ）より大きく形成されていることを特徴とする熱交換装置。
  2. 　前記熱交換器を複数備え、前記複数の熱交換器の間が除湿弁を介して接続されており、
    　冷房運転で冷媒入口から前記除湿弁の前までの区間、または暖房運転で前記除湿弁の後から冷媒出口までの区間で、風上側から１列目の前記伝熱管の管軸に直交する平面における溝部の面積Ａａと外径Ｄｏとの比（Ａａ／Ｄｏ）は、風上側から２列目以降の前記伝熱管の管軸に直交する平面における溝部の面積Ａｂと外径Ｄｏとの比（Ａｂ／Ｄｏ）より大きく形成されていることを特徴とする請求項１記載の熱交換装置。
  3. 　風上側から１列目の前記伝熱管の管軸に直交する平面における溝部の面積Ａａと外径Ｄｏとの比（Ａａ／Ｄｏ）は０．００７５（ｍｍ２／ｍｍ）から０．０１２５（ｍｍ２／ｍｍ）の範囲、風上側から２列目以降の前記伝熱管の管軸に直交する平面における溝部の面積Ａｂと外径Ｄｏとの比（Ａｂ／Ｄｏ）は０．００２８（ｍｍ２／ｍｍ）から０．００７４（ｍｍ２／ｍｍ）の範囲で形成されたことを特徴とする請求項１又は２記載の熱交換装置。
  4. 　少なくとも圧縮機、凝縮器、減圧器、及び蒸発器を有し、これらが冷媒配管によって閉ループ状に接続された冷凍サイクル装置であって、
    　前記凝縮器又は前記蒸発器として請求項１～３のいずれかに記載の熱交換装置を用いたことを特徴とする冷凍サイクル装置。
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