WO2016056064A1 - 熱交換器、及び、空気調和装置 - Google Patents

熱交換器、及び、空気調和装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2016056064A1
WO2016056064A1 PCT/JP2014/076802 JP2014076802W WO2016056064A1 WO 2016056064 A1 WO2016056064 A1 WO 2016056064A1 JP 2014076802 W JP2014076802 W JP 2014076802W WO 2016056064 A1 WO2016056064 A1 WO 2016056064A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
refrigerant
heat exchanger
heat transfer
relay
heat
Prior art date
Application number
PCT/JP2014/076802
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
伊東　大輔
中村　伸
真哉 東井上
繁佳 松井
石橋　晃
裕樹 宇賀神
拓未 西山
Original Assignee
三菱電機株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 三菱電機株式会社 filed Critical 三菱電機株式会社
Priority to CN201480082380.6A priority Critical patent/CN106796092B/zh
Priority to EP14903604.8A priority patent/EP3205967B1/en
Priority to US15/503,483 priority patent/US10082322B2/en
Priority to PCT/JP2014/076802 priority patent/WO2016056064A1/ja
Priority to JP2016552735A priority patent/JP6333401B2/ja
Publication of WO2016056064A1 publication Critical patent/WO2016056064A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F9/00—Casings; Header boxes; Auxiliary supports for elements; Auxiliary members within casings
    • F28F9/02—Header boxes; End plates
    • F28F9/026—Header boxes; End plates with static flow control means, e.g. with means for uniformly distributing heat exchange media into conduits
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B39/00—Evaporators; Condensers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B13/00—Compression machines, plants or systems, with reversible cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D1/00—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators
    • F28D1/02—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid
    • F28D1/04—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits
    • F28D1/0408—Multi-circuit heat exchangers, e.g. integrating different heat exchange sections in the same unit or heat exchangers for more than two fluids
    • F28D1/0426—Multi-circuit heat exchangers, e.g. integrating different heat exchange sections in the same unit or heat exchangers for more than two fluids with units having particular arrangement relative to the large body of fluid, e.g. with interleaved units or with adjacent heat exchange units in common air flow or with units extending at an angle to each other or with units arranged around a central element
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F9/00—Casings; Header boxes; Auxiliary supports for elements; Auxiliary members within casings
    • F28F9/02—Header boxes; End plates
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F9/00—Casings; Header boxes; Auxiliary supports for elements; Auxiliary members within casings
    • F28F9/02—Header boxes; End plates
    • F28F9/0243—Header boxes having a circular cross-section
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F9/00—Casings; Header boxes; Auxiliary supports for elements; Auxiliary members within casings
    • F28F9/02—Header boxes; End plates
    • F28F9/026—Header boxes; End plates with static flow control means, e.g. with means for uniformly distributing heat exchange media into conduits
    • F28F9/027—Header boxes; End plates with static flow control means, e.g. with means for uniformly distributing heat exchange media into conduits in the form of distribution pipes
    • F28F9/0275—Header boxes; End plates with static flow control means, e.g. with means for uniformly distributing heat exchange media into conduits in the form of distribution pipes with multiple branch pipes
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F9/00—Casings; Header boxes; Auxiliary supports for elements; Auxiliary members within casings
    • F28F9/02—Header boxes; End plates
    • F28F9/026—Header boxes; End plates with static flow control means, e.g. with means for uniformly distributing heat exchange media into conduits
    • F28F9/0278—Header boxes; End plates with static flow control means, e.g. with means for uniformly distributing heat exchange media into conduits in the form of stacked distribution plates or perforated plates arranged over end plates
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2500/00—Problems to be solved
    • F25B2500/08—Exceeding a certain temperature value in a refrigeration component or cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B39/00—Evaporators; Condensers
    • F25B39/02—Evaporators
    • F25B39/028—Evaporators having distributing means

Definitions

  • the present invention relates to a heat exchanger provided with a main heat exchange part and a sub heat exchange part, and an air conditioner equipped with the heat exchanger.
  • a refrigeration cycle apparatus such as an air conditioner
  • an R1234yf refrigerant from an RFCA refrigerant, an R407C refrigerant, etc. which are HFC mixed refrigerants having a lower boiling point than an R134a refrigerant
  • the operating pressure of the R1234yf refrigerant Because of the low value, it is necessary to increase the refrigerant circulation rate. As a result, the flow rate of the refrigerant flowing through the refrigerant circulation circuit increases, the pressure loss generated in the refrigerant increases, and the operating efficiency of the refrigeration cycle apparatus decreases.
  • a refrigerant having a characteristic that causes a disproportionation reaction such as a mixed refrigerant including R1123 refrigerant and R1123 refrigerant from R410A refrigerant, R407C refrigerant, and the like, which are HFC mixed refrigerants.
  • a refrigerant having a characteristic that causes a disproportionation reaction such as an R1123 refrigerant or a mixed refrigerant containing an R1123 refrigerant, is equivalent to an R1234yf refrigerant and a GWP, and has a higher operating pressure than an R1234yf refrigerant.
  • the operating efficiency of the refrigeration cycle apparatus is improved as compared with the case where the refrigerant is replaced with R1234yf refrigerant. It is possible to improve.
  • a conventional heat exchanger a main heat exchange unit in which a plurality of first heat transfer tubes are arranged in parallel, a sub heat exchange unit in which a plurality of second heat transfer tubes are arranged in parallel, and a plurality of first heat transfer tubes
  • Some have a relay section in which a plurality of relay flow paths connecting the plurality of second heat transfer tubes are formed.
  • the inlet portion of the relay channel is connected to the second heat transfer tube, and the outlet portion of the relay channel is connected to the first heat transfer tube.
  • the heat exchanger acts as an evaporator
  • the refrigerant flows from the second heat transfer tube into the first heat transfer tube via the relay flow path.
  • the heat exchanger acts as a condenser
  • the refrigerant flows from the first heat transfer tube into the second heat transfer tube via the relay flow path (see, for example, Patent Document 1).
  • JP 2013-83419 A paragraph [0039] to paragraph [0052], FIG. 2
  • the relay flow path has a plurality of inlet portions to which the second heat transfer tubes are connected and a plurality of outlet portions to which the first heat transfer tubes are connected. Therefore, when the heat exchanger acts as an evaporator, the refrigerant that has flowed into the relay flow path from the plurality of second heat transfer tubes is once merged and then distributed to the plurality of first heat transfer tubes. Will increase the pressure loss caused by passing through the relay section.
  • a refrigeration cycle apparatus such as an air conditioner equipped with such a heat exchanger
  • a refrigerant having characteristics that cause a disproportionation reaction such as R1123 refrigerant, a mixed refrigerant containing R1123 refrigerant
  • the refrigerant becomes high temperature and high pressure, and the disproportionation reaction is likely to occur.
  • the refrigerant is decomposed and combined with other substances in the refrigerant circuit.
  • the present invention has been made against the background of the above problems, and an object of the present invention is to obtain a heat exchanger to which a refrigerant having a characteristic that causes a disproportionation reaction such as an R1123 refrigerant or a mixed refrigerant containing an R1123 refrigerant can be applied. And Moreover, an object of this invention is to obtain the air conditioning apparatus provided with such a heat exchanger.
  • a heat exchanger according to the present invention is a heat exchanger in which a refrigerant that causes a disproportionation reaction is used as a refrigerant, and includes a main heat exchange section in which a plurality of first heat transfer tubes are arranged in parallel, and a plurality of second transfer pipes.
  • a sub heat exchange section in which heat tubes are arranged side by side, and a relay section in which a plurality of relay flow paths connecting the plurality of first heat transfer tubes and the plurality of second heat transfer tubes are formed, and the relay flow
  • the passage has one inlet connected to one second heat transfer tube, each of the plurality of outlets connected to each of the plurality of first heat transfer tubes, and refrigerant flowing from the one inlet Are distributed without causing the refrigerant to merge and flow out of the plurality of outlet portions.
  • the relay flow path has one inlet connected to one second heat transfer tube, each of the plurality of outlets connected to each of the plurality of first heat transfer tubes, and heat exchange.
  • the condenser acts as an evaporator
  • the refrigerant flowing from one inlet is distributed without causing the refrigerant to merge and flows out from the plurality of outlets, so that the refrigerant passes through the relay section. This reduces the pressure loss that occurs.
  • a refrigeration cycle apparatus such as an air conditioner equipped with such a heat exchanger
  • a refrigerant having a characteristic that causes a disproportionation reaction such as an R1123 refrigerant or a mixed refrigerant containing the R1123 refrigerant
  • Efficiency is improved, the discharge temperature is lowered, and the refrigerant is suppressed from causing a disproportionation reaction.
  • the number of relay flow paths is smaller than the number of paths in the main heat exchange section and sub heat exchange section, the occurrence of clogging in the relay flow path greatly affects the performance degradation of the heat exchanger. In the relay flow path, sludge generation, that is, blockage is suppressed, so that the performance deterioration of the heat exchanger is efficiently suppressed.
  • FIG. 1 is a perspective view of a heat exchanger according to Embodiment 1.
  • FIG. It is a top view of the main heat exchange part and a part of relay part of the heat exchanger which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. FIG. 3 is a top view of the sub heat exchange unit and a part of the relay unit of the heat exchanger according to Embodiment 1. It is a perspective view in the state by which the laminated header of the heat exchanger which concerns on Embodiment 1 was decomposed
  • FIG. 6 is a perspective view of a heat exchanger according to Embodiment 3. FIG.
  • FIG. 13 is a cross-sectional view of the heat exchanger according to Embodiment 4 taken along line AA in FIG. It is a top view of a sub heat exchange part and a part of relay part of the heat exchanger concerning Embodiment 4.
  • FIG. 15 is a cross-sectional view of the heat exchanger according to Embodiment 4 taken along line BB in FIG.
  • FIG. 1 The heat exchanger according to Embodiment 1 will be described.
  • ⁇ Outline of heat exchanger> 1 is a perspective view of a heat exchanger according to Embodiment 1.
  • FIG. FIG. 2 is a top view of the main heat exchange unit and a part of the relay unit of the heat exchanger according to the first embodiment.
  • FIG. 3 is a top view of the auxiliary heat exchange unit and a part of the relay unit of the heat exchanger according to the first embodiment.
  • the flow of the refrigerant when the heat exchanger 1 acts as an evaporator is indicated by black arrows.
  • 1 to 3 the flow of air that exchanges heat with the refrigerant in the heat exchanger 1 is indicated by white arrows.
  • the heat exchanger 1 includes a main heat exchange unit 10 and a sub heat exchange unit 20.
  • the auxiliary heat exchange unit 20 is positioned below the main heat exchange unit 10 in the direction of gravity.
  • the main heat exchange unit 10 includes a plurality of first heat transfer tubes 11 arranged in parallel, and the sub heat exchange unit 20 includes a plurality of second heat transfer tubes 21 arranged in parallel.
  • the 1st heat exchanger tube 11 has the flat tube 11a in which the some flow path was formed, and the joint pipe 11b attached to the both ends.
  • the 2nd heat exchanger tube 21 has the flat tube 21a in which the some flow path was formed, and the joint tube 21b attached to the both ends.
  • the joint pipe 11b and the joint pipe 21b have a function of collecting a plurality of flow paths formed in the flat pipe 11a and the flat pipe 21a into one flow path.
  • the flat tube 11a and the flat tube 21a are circular tubes in which one flow path is formed, the first heat transfer tube 11 and the second heat transfer tube 21 do not have the joint tube 11b and the joint tube 21b.
  • the fins 30 are joined so as to straddle the plurality of first heat transfer tubes 11 and the plurality of second heat transfer tubes 21 by brazing joining, for example.
  • the fin 30 may be divided into a portion straddling the plurality of first heat transfer tubes 11 and a portion straddling the plurality of second heat transfer tubes 21.
  • the plurality of first heat transfer tubes 11 and the plurality of second heat transfer tubes 21 are connected by a plurality of relay flow paths 40 ⁇ / b> A formed in the relay unit 40.
  • the relay unit 40 includes a plurality of pipes 41 and a laminated header 42 in which a plurality of branch channels 42A are formed. One end of each of the plurality of pipes 41 is connected to each of the plurality of branch channels 42A to form each of the plurality of relay channels 40A. That is, the relay flow path 40A is configured by one pipe 41 and one branch flow path 42A formed inside the stacked header 42, and the inlet portion of the pipe 41 is the inlet portion of the relay flow path 40A.
  • the other end of the pipe 41 is connected to the second heat transfer tube 21.
  • One end of the first heat transfer tube 11 is connected to the outlet portion of the branch flow path 42 ⁇ / b> A, and the other end of the first heat transfer tube 11 is connected to the tubular header 80. Inside the cylindrical header 80, a merging channel 80A is formed.
  • the refrigerant branched by the distributor 2 passes through the pipe 3 and flows into the second heat transfer pipe 21.
  • the refrigerant that has passed through the second heat transfer tube 21 flows into the branch flow path 42 ⁇ / b> A through the pipe 41.
  • the refrigerant that has flowed into the branch flow path 42A is branched, flows into the plurality of first heat transfer tubes 11, and flows into the merge flow path 80A.
  • the refrigerant that has flowed into the merging flow path 80A flows out into the pipe 4 after merging.
  • coolant is a refrigerant
  • the refrigerant in the pipe 4 flows into the merge channel 80A.
  • the refrigerant that has flowed into the merged flow path 80A is distributed to the plurality of first heat transfer tubes 11 and flows into the branch flow path 42A.
  • the refrigerant that has flowed into the branch flow path 42 ⁇ / b> A merges and then flows into the second heat transfer tube 21 through the pipe 41.
  • the refrigerant that has passed through the second heat transfer tube 21 flows into the pipe 3 and is merged by the distributor 2. That is, when the heat exchanger 1 acts as a condenser, the relay flow path 40A causes the refrigerant flowing in from the plurality of outlet portions 40Ab to flow out from one inlet portion 40Aa.
  • FIG. 4 is a perspective view of the heat exchanger according to Embodiment 1 in a state where the stacked header is disassembled.
  • coolant at the time of the heat exchanger 1 acting as an evaporator is shown by the black arrow.
  • the laminated header 42 has a plurality of bare materials 51 that are not coated with brazing material on both sides, and a plurality of clad materials 52 that are coated with brazing material on both sides. It is.
  • the branch flow path 42A is for branching the refrigerant flowing in from one inlet and letting it flow out from the plurality of outlets, and the refrigerant does not merge in the middle.
  • a plurality of joint tubes 53 to which the first heat transfer tube 11 is connected are joined to the plurality of through holes of the bare material 51 closest to the first heat transfer tube 11.
  • FIG. 4 shows the case where the branch flow path 42A is one in which the refrigerant flowing in from one inlet portion is branched into two and flows out from a plurality of outlet portions.
  • the refrigerant flowing in from the inlet portion may be branched into three or more and discharged from a plurality of outlet portions.
  • FIG. 4 shows the case where the branch flow path 42A is bifurcated only once, but the branch flow path 42A may be one in which the two branches are repeated a plurality of times.
  • the uniformity of refrigerant distribution is improved.
  • the flat tube 11a may be directly connected to the branch flow path 42A. That is, the 1st heat exchanger tube 11 does not need to have the joint pipe 11b.
  • the stacked header 42 may be another type of header such as a cylindrical header.
  • FIG. 5 is a perspective view of a tubular header of the heat exchanger according to the first embodiment.
  • the flow of the refrigerant when the heat exchanger 1 acts as an evaporator is indicated by a black arrow.
  • the cylindrical header 80 has a cylindrical portion 81 in which one end and the other end are closed so that the axial direction intersects the horizontal direction.
  • a plurality of joint tubes 82 to which the first heat transfer tube 11 is connected are joined to the side wall of the cylindrical portion 81.
  • the flat tube 11a may be directly connected to the merging channel 80A. That is, the 1st heat exchanger tube 11 does not need to have the joint pipe 11b.
  • the tubular header 80 may be another type of header.
  • the pipe 41 connects one second heat transfer tube 21 and one inlet portion of the branch flow path 42 ⁇ / b> A, and the refrigerant does not merge in the pipe 41.
  • the branch flow path 42A is for branching the refrigerant flowing in from one inlet portion and flowing it out from the plurality of outlet portions, and the refrigerant does not merge in the middle portion thereof. That is, the relay flow path 40A distributes the refrigerant flowing in from one inlet 40Aa without causing the refrigerant to merge, and flows out from the plurality of outlets 40Ab. By being configured in this way, the pressure loss caused by the refrigerant passing through the relay unit 40 is reduced.
  • a refrigeration cycle apparatus such as an air conditioner equipped with such a heat exchanger 1
  • a refrigerant having a characteristic that causes a disproportionation reaction such as R1123 refrigerant, a mixed refrigerant containing R1123 refrigerant
  • the operation efficiency is improved, the discharge temperature is lowered, and the refrigerant is suppressed from causing a disproportionation reaction.
  • the number of relay flow paths 40A is smaller than the number of paths of the main heat exchange section 10 and the sub heat exchange section 20, the occurrence of clogging in the relay flow path 40A deteriorates the performance of the heat exchanger 1. Therefore, in the relay flow path 40A, the generation of sludge, that is, the blockage is suppressed, so that the performance deterioration of the heat exchanger 1 is efficiently suppressed.
  • the heat exchanger 1 when the heat exchanger 1 is configured such that the pressure loss caused by the refrigerant passing through the relay unit 40 is smaller than the pressure loss caused by the refrigerant passing through the auxiliary heat exchange unit 20. Good.
  • the heat exchanger 1 acts as an evaporator, a liquid-phase or low-dryness two-phase refrigerant passes through the second heat transfer tube 21, and the pipe 41 has a medium-dryness two-phase state. The refrigerant will pass through.
  • the heat exchanger 1 acts as a condenser the medium-dry two-phase refrigerant passes through the pipe 41, and the second heat transfer tube 21 passes through the liquid-phase or low-dry two-phase. The refrigerant in the state will pass.
  • coolant of a two-phase state of a liquid phase state or a low dryness has low heat transfer performance compared with the refrigerant
  • the heat exchanger 1 acts as an evaporator and when the heat exchanger 1 acts as a condenser, the liquid phase state or low dryness with low heat transfer performance
  • the flow rate of the refrigerant in the second heat transfer tube 21 through which the refrigerant in the two-phase state passes increases, heat transfer of the auxiliary heat exchange unit 20 is preferentially promoted, and the heat exchange performance of the heat exchanger 1 is improved.
  • the Rukoto Further, when the heat exchanger 1 acts as a condenser, a liquid film is generated in the second heat transfer tube 21 through which the refrigerant in the liquid phase state or the two-phase state with low dryness passes, and heat transfer is inhibited. However, it will be improved by the improvement of the liquid repellency accompanying the increase in the flow rate of the refrigerant, and the heat exchange performance of the heat exchanger 1 will be improved.
  • the heat exchanger 1 is configured such that the pressure loss caused by the refrigerant passing through the relay unit 40 is larger than the pressure loss caused by the refrigerant passing through the main heat exchange unit 10. Good.
  • the pressure loss caused by the refrigerant passing through the heat exchanger 1 the pressure loss caused by the refrigerant passing through the main heat exchange unit 10 is dominant. Therefore, by being configured in this way, the pressure loss caused by the refrigerant passing through the heat exchanger 1 is reduced, and the relay flow path 40A of the relay unit 40 has a large pressure loss, so that the relay unit 40 By saving the space, it is possible to increase the pitch of the fins 30, the number of fins 30, and the like to secure the heat exchange areas of the main heat exchange unit 10 and the sub heat exchange unit 20.
  • the heat exchanger 1 acts as an evaporator, it becomes easier to supply the refrigerant to the main heat exchange unit 10 located above the direction of gravity, so that the refrigerant distribution performance deteriorates when the refrigerant flow rate is low. Is suppressed.
  • the flow path cross-sectional area of the relay flow path 40A is equal to or larger than the flow path cross-sectional area of one second heat transfer tube 21 connected to one inlet portion 40Aa of the relay flow path 40A, and the relay flow path. It is good in it being below the sum total of the flow-path cross-sectional area of the some 1st heat exchanger tube 11 connected to several outlet part 40Ab of 40A.
  • the channel cross-sectional area of the relay channel 40A is defined as the cross-sectional area of one channel in the region through which the refrigerant before branching in the relay channel 40A passes. In the region through which the refrigerant after branching passes, it is defined as the sum of the cross-sectional areas of the plurality of flow paths.
  • the pressure loss ⁇ P [kPa] generated when the refrigerant passes through the relay section 40 is equal to the average channel length L [m] of the plurality of relay channels 40A and the average hydraulic power equivalent diameter d [m] of the plurality of relay channels 40A. ],
  • the number N of the relay flow paths 40A, and the coefficient a are expressed by the following equations. Note that the flow path length of the relay flow path 40A is the branch length of one flow path and the branch flow path 40A in the area of the relay flow path 40A through which the refrigerant before branching passes. It is defined as the sum of the average channel lengths of the plurality of channels in the region through which the subsequent refrigerant passes.
  • the hydraulic equivalent diameter of the relay flow path 40A is defined by the cross-sectional area of one flow path and the wet edge length of one flow path in the region through which the refrigerant before branching in the relay flow path 40A passes,
  • the region through which the branched refrigerant passes is defined by the total cross-sectional area of the plurality of flow paths and the total wet edge length of the plurality of flow paths.
  • the mean hydraulic equivalent diameter d [m] of the plurality of relay channels 40A and the number N of the relay channels 40A are dominant. It is.
  • the pressure loss that occurs when the refrigerant passes through the relay unit 40 is the pressure loss that occurs when the refrigerant passes through the auxiliary heat exchange unit 20. It is possible to easily realize a configuration that is smaller than that of the pressure sensor and that is larger than the pressure loss caused by the refrigerant passing through the main heat exchanging unit 10 and substantially the same.
  • the average flow path length L [m] of the plurality of relay channels 40A, the average hydraulic power equivalent diameter d [m] of the plurality of relay channels 40A, and the number N of the relay channels 40A are expressed by the following equations. Satisfy the relationship.
  • FIG. 6 shows the average channel length of the plurality of relay channels, the average hydraulic equivalent diameter of the plurality of relay channels, the number of relay channels, and the refrigerant as the relay unit of the heat exchanger according to the first embodiment. It is a figure which shows the relationship with the pressure loss which arises by passing through. As shown in FIG. 6, the pressure loss ⁇ P [kPa] caused by the refrigerant passing through the relay unit 40 is in the region A where L / (d 5 ⁇ N 2 ) exceeds 3.0 ⁇ 10 10 . Increase rapidly.
  • the average channel length L [m] of the plurality of relay channels 40A, the average hydraulic equivalent diameter d [m] of the plurality of relay channels 40A, and the number N of the relay channels 40A are defined as described above. By doing so, it is compatible to reduce the pressure loss ⁇ P [kPa] caused by the refrigerant passing through the relay unit 40 and to ensure the heat exchange performance of the heat exchanger 1.
  • FIG. 7 and 8 are diagrams for explaining the configuration and operation of the air-conditioning apparatus to which the heat exchanger according to Embodiment 1 is applied.
  • FIG. 7 has shown the case where the air conditioning apparatus 100 carries out heating operation.
  • FIG. 8 shows a case where the air conditioner 100 performs a cooling operation.
  • the air conditioner 100 includes a compressor 101, a four-way valve 102, an outdoor heat exchanger (heat source side heat exchanger) 103, an expansion device 104, and an indoor heat exchanger. (Load side heat exchanger) 105, outdoor fan (heat source side fan) 106, indoor fan (load side fan) 107, and control device 108.
  • the compressor 101, the four-way valve 102, the outdoor heat exchanger 103, the expansion device 104, and the indoor heat exchanger 105 are connected by piping to form a refrigerant circulation circuit.
  • the four-way valve 102 may be another flow path switching device.
  • the outdoor fan 106 may be provided on the leeward side of the outdoor heat exchanger 103 or may be provided on the leeward side of the outdoor heat exchanger 103.
  • the indoor fan 107 may be provided on the leeward side of the indoor heat exchanger 105 or may be provided on the leeward side of the indoor heat exchanger 105.
  • the control device 108 is connected to, for example, a compressor 101, a four-way valve 102, a throttle device 104, an outdoor fan 106, an indoor fan 107, various sensors, and the like. By switching the flow path of the four-way valve 102 by the control device 108, the heating operation and the cooling operation are switched.
  • the air-conditioning apparatus 100 when the air-conditioning apparatus 100 performs a heating operation, the high-pressure and high-temperature refrigerant discharged from the compressor 101 flows into the indoor heat exchanger 105 through the four-way valve 102, and the indoor fan The room is heated by condensation through heat exchange with the air supplied by 107.
  • the condensed refrigerant flows out of the indoor heat exchanger 105 and becomes a low-pressure refrigerant by the expansion device 104.
  • the low-pressure refrigerant flows into the outdoor heat exchanger 103, exchanges heat with the air supplied by the outdoor fan 106, and evaporates.
  • the evaporated refrigerant flows out of the outdoor heat exchanger 103 and is sucked into the compressor 101 through the four-way valve 102. That is, during the heating operation, the outdoor heat exchanger 103 functions as an evaporator, and the indoor heat exchanger 105 functions as a condenser.
  • the air-conditioning apparatus 100 when the air-conditioning apparatus 100 performs a cooling operation, the high-pressure and high-temperature refrigerant discharged from the compressor 101 flows into the outdoor heat exchanger 103 via the four-way valve 102, and the outdoor fan Heat exchange with the air supplied by 106 condenses.
  • the condensed refrigerant flows out of the outdoor heat exchanger 103 and becomes a low-pressure refrigerant by the expansion device 104.
  • the low-pressure refrigerant flows into the indoor heat exchanger 105 and evaporates by heat exchange with the air supplied by the indoor fan 107, thereby cooling the room.
  • the evaporated refrigerant flows out of the indoor heat exchanger 105 and is sucked into the compressor 101 through the four-way valve 102. That is, during the cooling operation, the outdoor heat exchanger 103 acts as a condenser, and the indoor heat exchanger 105 acts as an evaporator.
  • the heat exchanger 1 is used for at least one of the outdoor heat exchanger 103 and the indoor heat exchanger 105.
  • the relay channel 40A acts as an evaporator
  • the heat exchanger 1 enters a state in which the refrigerant flowing from one inlet 40Aa flows out from the plurality of outlets 40Ab, and when acting as a condenser, It connects so that it may be in the state which flows out the refrigerant
  • FIG. 9 is a perspective view of the heat exchanger according to the second embodiment.
  • coolant at the time of the heat exchanger 1 acting as an evaporator is shown with the black arrow.
  • coolant with the heat exchanger 1 is shown with the white arrow.
  • the relay unit 40 includes a plurality of pipes 41 and a plurality of distributors 43.
  • One pipe 41 is connected to each inlet of each of the plurality of distributors 43, and a plurality of pipes 41 are connected to each of a plurality of outlets of each of the plurality of distributors 43.
  • Each is formed. That is, the relay flow path 40A is constituted by the pipe 41 and the distributor 43, and the inlet part of the pipe 41 connected to the inlet part of the distributor 43 becomes the inlet part 40Aa of the relay flow path 40A, and the outlet of the distributor 43 The outlet part of the pipe 41 connected to the part becomes the outlet part 40Ab of the relay flow path 40A.
  • the hydraulic equivalent diameter of the pipe 41 is sufficiently smaller than the step pitch Dp [m] of the first heat transfer pipe 11 and the second heat transfer pipe 21, so that the pipe 41 is connected to the first heat transfer pipe 11 and the second heat transfer pipe. Since it is possible to connect as many as 21, the degree of freedom of design of the relay unit 40 is improved, and the space of the relay unit 40 can be saved. Further, since the stacked header 42 is not required, the movement of heat is suppressed, and the heat exchange performance during normal operation is improved. Moreover, the capacity
  • FIG. 10 is a perspective view of the heat exchanger according to the third embodiment.
  • coolant at the time of the heat exchanger 1 acting as an evaporator is shown by the black arrow.
  • coolant with the heat exchanger 1 is shown with the white arrow.
  • the relay unit 40 includes a plurality of pipes 41, a plurality of distributors 43, and a stacked header 42 in which a plurality of branch channels 42A are formed.
  • One pipe 41 is connected to each inlet part of the plurality of distributors 43, a plurality of pipes 41 are connected to each of a plurality of outlet parts of the plurality of distributors 43, and connected to a plurality of outlet parts of the distributor 43.
  • one end of each of the plurality of pipes 41 is connected to each inlet portion of the plurality of branch channels 42A, and each of the plurality of relay channels 40A is formed.
  • the relay flow path 40 ⁇ / b> A includes the pipe 41, the distributor 43, and the branch flow path 42 ⁇ / b> A formed inside the stacked header 42, and the inlet portion of the pipe 41 connected to the inlet portion of the distributor 43. Is the inlet 40Aa of the relay channel 40A, and the outlet of the branch channel 42A is the outlet 40Ab of the relay channel 40A.
  • ⁇ Details of relay unit> One pipe 41 connected to the inlet part of the distributor 43 is branched into a plurality of pipes 41 connected to the outlet part of the distributor 43, and no refrigerant merges in the middle part. Further, the branch flow path 42A is for branching the refrigerant flowing in from one inlet portion and flowing it out from the plurality of outlet portions, and the refrigerant does not merge in the middle portion thereof. That is, the relay flow path 40A distributes the refrigerant flowing in from one inlet 40Aa without causing the refrigerant to merge, and flows out from the plurality of outlets 40Ab. By being configured in this way, the pressure loss caused by the refrigerant passing through the relay unit 40 is reduced.
  • the same configuration as that of the relay unit 40 of the heat exchanger 1 according to the first embodiment can be adopted.
  • action similar to the relay part 40 of the heat exchanger 1 which concerns on this is show
  • the stacked header 42 and the distributor 43 are shared, it is possible to reduce the number of the pipes 41 while increasing the number of the first heat transfer tubes 11 to which one relay flow path 40A is connected. Therefore, it is possible to save space for the relay unit 40.
  • Embodiment 4 FIG. A heat exchanger according to Embodiment 4 will be described. Note that descriptions overlapping or similar to the first to third embodiments are appropriately simplified or omitted. Moreover, although the case where the relay part of the heat exchanger which concerns on Embodiment 4 is the same as that of the heat exchanger which concerns on Embodiment 1 below is demonstrated, Embodiment 2 or Embodiment It may be the same as the relay part of the heat exchanger according to the third aspect.
  • FIG. 11 is a perspective view of a heat exchanger according to the fourth embodiment.
  • FIG. 12 is a top view of the main heat exchange unit and a part of the relay unit of the heat exchanger according to the fourth embodiment.
  • FIG. 13 is a cross-sectional view of the heat exchanger according to Embodiment 4 taken along the line AA in FIG.
  • FIG. 14 is a top view of the sub heat exchange unit and a part of the relay unit of the heat exchanger according to the fourth embodiment.
  • FIG. 15 is a cross-sectional view of the heat exchanger according to Embodiment 4 taken along line BB in FIG. In FIGS.
  • the heat exchanger 1 includes a main heat exchange unit 10 and a sub heat exchange unit 20.
  • the main heat exchange unit 10 includes a plurality of first heat transfer tubes 11 arranged in parallel, and a plurality of third heat transfer tubes 12 arranged in parallel located on the leeward side of the plurality of first heat transfer tubes 11.
  • the auxiliary heat exchange unit 20 includes a plurality of second heat transfer tubes 21 arranged in parallel, and a plurality of fourth heat transfer tubes 22 arranged in parallel located on the windward side of the plurality of second heat transfer tubes 21. .
  • the 3rd heat exchanger tube 12 has the flat tube 12a in which the some flow path was formed, and the joint pipe 12b attached to the both ends.
  • the fourth heat transfer tube 22 includes a flat tube 22a in which a plurality of flow paths are formed, and joint tubes 22b attached to both ends thereof.
  • the joint pipe 12b and the joint pipe 22b have a function of collecting a plurality of flow paths formed in the flat pipe 12a and the flat pipe 22a into one flow path.
  • the flat tube 12a and the flat tube 22a are circular tubes in which one flow path is formed, the third heat transfer tube 12 and the fourth heat transfer tube 22 do not have the joint tube 12b and the joint tube 22b.
  • the flat tube 11a and the flat tube 12a are folded back at the intermediate portion.
  • the folded portion may be formed by a joint pipe.
  • the flat tube 11a and the flat tube 12a are disposed so that the positions in the height direction are shifted.
  • the flat tube 22a and the flat tube 21a are disposed so that the positions in the height direction are shifted. With this configuration, the heat exchange performance is improved.
  • the windward fins 30a are joined so as to straddle the plurality of first heat transfer tubes 11 and the plurality of fourth heat transfer tubes 22, for example, by brazing joining.
  • the leeward fins 30b are joined so as to straddle the plurality of third heat transfer tubes 12 and the plurality of second heat transfer tubes 21, for example, by brazing joining.
  • the windward fin 30 a may be divided into a portion straddling the plurality of first heat transfer tubes 11 and a portion straddling the plurality of fourth heat transfer tubes 22.
  • the leeward fin 30b may be divided into a portion straddling the plurality of third heat transfer tubes 12 and a portion straddling the plurality of second heat transfer tubes 21.
  • the plurality of first heat transfer tubes 11 and the plurality of second heat transfer tubes 21 are connected by a plurality of relay flow paths 40 ⁇ / b> A formed in the relay unit 40.
  • One end of each of the plurality of first heat transfer tubes 11 is connected to each of the plurality of outlet portions 40Ab of each of the plurality of relay flow paths 40A formed in the relay unit 40, and each of the plurality of first heat transfer tubes 11 is configured.
  • the other end is connected to one end of each of the plurality of third heat transfer tubes 12 via the row crossing tube 13.
  • One end of each of the plurality of second heat transfer tubes 21 is connected to one end of each of the plurality of fourth heat transfer tubes 22 via the row crossing tube 23, and the other end of each of the plurality of second heat transfer tubes 21 is Each of the plurality of relay channels 40A formed in the relay unit 40 is connected to one inlet 40Aa. The other ends of the plurality of third heat transfer tubes 12 are connected to the tubular header 80.
  • the refrigerant branched by the distributor 2 passes through the pipe 3 and flows into the fourth heat transfer tube 22.
  • the refrigerant that has passed through the fourth heat transfer tube 22 moves to the leeward side through the crossing tube 23 and flows into the second heat transfer tube 21.
  • the refrigerant that has passed through the second heat transfer tube 21 flows into the branch flow path 42 ⁇ / b> A through the pipe 41.
  • the refrigerant that has flowed into the branch flow path 42 ⁇ / b> A is branched, flows into the plurality of first heat transfer tubes 11, is turned back, moves to the leeward side through the crossing tube 13, and flows into the third heat transfer tube 12.
  • the refrigerant that has passed through the third heat transfer tube 12 flows into the merge channel 80A and merges, and then flows out to the pipe 4. That is, when the heat exchanger 1 acts as an evaporator, the relay flow path 40A causes the refrigerant flowing in from one inlet 40Aa to flow out from the plurality of outlets 40Ab.
  • the refrigerant in the pipe 4 flows into the merge channel 80A.
  • the refrigerant that has flowed into the merge flow path 80 ⁇ / b> A is distributed and folded back to the plurality of third heat transfer tubes 12, then moves to the windward side through the crossing tube 13, and flows into the first heat transfer tube 11.
  • the refrigerant that has passed through the first heat transfer tube 11 flows into the branch flow path 42 ⁇ / b> A and joins, and then flows into the second heat transfer tube 21 through the pipe 41.
  • the refrigerant that has passed through the second heat transfer tube 21 moves to the windward side through the crossing tube 23 and flows into the fourth heat transfer tube 22.
  • the refrigerant that has passed through the fourth heat transfer tube 22 flows into the pipe 3 and is merged by the distributor 2. That is, when the heat exchanger 1 acts as a condenser, the relay flow path 40A causes the refrigerant flowing in from the plurality of outlet portions 40Ab to flow out from one inlet portion 40Aa.
  • the pipe 41 connects one second heat transfer tube 21 and one inlet portion of the branch flow path 42 ⁇ / b> A, and the refrigerant does not merge in the pipe 41.
  • the branch flow path 42A is for branching the refrigerant flowing in from one inlet portion and flowing it out from the plurality of outlet portions, and the refrigerant does not merge in the middle portion thereof. That is, the relay flow path 40A distributes the refrigerant flowing in from one inlet 40Aa without causing the refrigerant to merge, and flows out from the plurality of outlets 40Ab. By being configured in this way, the pressure loss caused by the refrigerant passing through the relay unit 40 is reduced.
  • the same configuration as that of the relay unit 40 of the heat exchanger 1 according to the first embodiment can be adopted.
  • action similar to the relay part 40 of the heat exchanger 1 which concerns on this is show
  • the main heat exchanging unit 10 includes a plurality of first heat transfer tubes 11 arranged in parallel and a plurality of third heat transfer tubes 12 arranged in parallel located on the leeward side of the plurality of first heat transfer tubes 11.
  • a plurality of second heat transfer tubes 21 arranged side by side, and a plurality of fourth heat transfer tubes 22 arranged side by side located on the windward side of the plurality of second heat transfer tubes 21, Have Therefore, when the heat exchanger 1 acts as a condenser, the refrigerant can be moved from the leeward side to the windward side, that is, can be made to flow opposite to the airflow, and the heat exchange performance of the heat exchanger 1 is improved. . And although it is such, the pressure loss which arises when a refrigerant
  • the ratio of the liquid part increases and the heat exchange performance further decreases due to the low critical point of the refrigerant having the characteristic of causing the disproportionation reaction such as the R1123 refrigerant and the mixed refrigerant containing the R1123 refrigerant.
  • it is suppressed by making the refrigerant counter flow with the air flow and promoting heat transfer in the liquid portion. That is, making the refrigerant counter flow with the airflow is particularly effective in the heat exchanger 1 to which a refrigerant having a characteristic of causing a disproportionation reaction such as an R1123 refrigerant or a mixed refrigerant containing the R1123 refrigerant is applied.
  • the laminated header 42 and the cylindrical header 80 are arranged in parallel on one side of the main heat exchanging portion 10, after the laminated header 42 and the cylindrical header 80 are brazed and joined, It can be bent into an L shape.
  • the laminated header 42 and the tubular header 80 are joined by brazing after the heat exchanger 1 is bent, the first heat transfer tube 11 and the third heat transfer tube are used in the furnace due to the large number of joints. 12 and the windward fin 30a and the leeward fin 30b are brazed and bent, and then it is necessary to perform brazing and joining again in a furnace. Then, when the brazing is performed again in the furnace, the brazing at the place where the brazing has been performed before that melts, resulting in poor bonding and a decrease in productivity.
  • the laminated header 42 and the tubular header 80 are arranged side by side, they are configured separately. Therefore, the heat exchange between the refrigerant before heat exchange in the main heat exchange unit 10 and the refrigerant after heat exchange is suppressed, and the heat exchange efficiency of the heat exchanger 1 is reduced. Furthermore, since the sub heat exchange part 20, the laminated header 42, and the cylindrical header 80 are configured not to contact each other, it is further suppressed that the heat exchange efficiency of the heat exchanger 1 is lowered. And although it is such, the pressure loss which arises when a refrigerant

Abstract

　熱交換器１は、冷媒として不均化反応を生じる冷媒が用いられる熱交換器であって、複数の第１伝熱管１１が並設された主熱交換部１０と、複数の第２伝熱管２１が並設された副熱交換部２０と、複数の第１伝熱管１１と複数の第２伝熱管２１とを接続する複数の中継流路４０Ａが形成された中継部４０と、を備え、中継流路４０Ａは、１つの入口部４０Ａａが、１つの第２伝熱管２１に接続され、複数の出口部４０Ａｂのそれぞれが、複数の第１伝熱管１１のそれぞれに接続され、１つの入口部４０Ａａから流入する冷媒を、冷媒の合流を生じさせることなく分配して、複数の出口部４０Ａｂから流出させるものである。

Description

熱交換器、及び、空気調和装置
　本発明は、主熱交換部と副熱交換部とを備えた熱交換器と、その熱交換器を備えた空気調和装置と、に関するものである。
　空気調和装置等の冷凍サイクル装置において、冷媒を、Ｒ１３４ａ冷媒等と比較して沸点が低い、ＨＦＣ混合冷媒であるＲ４１０Ａ冷媒、Ｒ４０７Ｃ冷媒等から、Ｒ１２３４ｙｆ冷媒に置き換えようとすると、Ｒ１２３４ｙｆ冷媒の動作圧力が低いことに起因して、冷媒循環量を増大させる必要が生じる。その結果、冷媒循環回路を流れる冷媒の流速が大きくなって、冷媒に生じる圧力損失が大きくなり、冷凍サイクル装置の運転効率が低下する。そこで、冷媒を、ＨＦＣ混合冷媒であるＲ４１０Ａ冷媒、Ｒ４０７Ｃ冷媒等から、Ｒ１１２３冷媒、Ｒ１１２３冷媒を含む混合冷媒等の不均化反応を生じる特性を有する冷媒に置き換えることが検討されている。Ｒ１１２３冷媒、Ｒ１１２３冷媒を含む混合冷媒等の不均化反応を生じる特性を有する冷媒は、Ｒ１２３４ｙｆ冷媒とＧＷＰが同等であり、且つ、Ｒ１２３４ｙｆ冷媒と比較して動作圧力が高い。そのため、冷媒をＲ１１２３冷媒、Ｒ１１２３冷媒を含む混合冷媒等の不均化反応を生じる特性を有する冷媒に置き換える場合には、冷媒をＲ１２３４ｙｆ冷媒に置き換える場合と比較して、冷凍サイクル装置の運転効率を向上することが可能である。
　一方、従来の熱交換器として、複数の第１伝熱管が並設された主熱交換部と、複数の第２伝熱管が並設された副熱交換部と、複数の第１伝熱管と複数の第２伝熱管とを接続する複数の中継流路が形成された中継部と、を備えたものがある。中継流路の入口部は、第２伝熱管に接続され、中継流路の出口部は、第１伝熱管に接続される。熱交換器が蒸発器として作用する際は、冷媒が、第２伝熱管から中継流路を介して第１伝熱管に流入する。熱交換器が凝縮器として作用する際は、冷媒が、第１伝熱管から中継流路を介して第２伝熱管に流入する（例えば、特許文献１参照）。
特開２０１３－８３４１９号公報（段落［００３９］～段落［００５２］、図２）
　従来の熱交換器では、中継流路が、第２伝熱管が接続された複数の入口部と、第１伝熱管が接続された複数の出口部と、を有する。そのため、熱交換器が蒸発器として作用する際に、複数の第２伝熱管から中継流路に流入した冷媒が、一旦合流した後に複数の第１伝熱管に分配されることとなって、冷媒が中継部を通過することで生じる圧力損失が増大してしまう。そのため、そのような熱交換器を備えた空気調和装置等の冷凍サイクル装置において、冷媒をＲ１１２３冷媒、Ｒ１１２３冷媒を含む混合冷媒等の不均化反応を生じる特性を有する冷媒に置き換える場合には、冷媒が高温高圧になって不均化反応を生じやすくなってしまう。また、Ｒ１１２３冷媒、Ｒ１１２３冷媒を含む混合冷媒等の不均化反応を生じる特性を有する冷媒の化学的安定性が低いことに起因して、冷媒循環回路内において分解及び他の物質との結合が促進されることとなって、スラッジが発生して、流路の閉塞が生じやすくなってしまう。つまり、主熱交換部と副熱交換部とを備えた熱交換器に、Ｒ１１２３冷媒、Ｒ１１２３冷媒を含む混合冷媒等の不均化反応を生じる特性を有する冷媒を適用する技術が確立されていないという問題点があった。
　本発明は、上記のような課題を背景としてなされたものであり、Ｒ１１２３冷媒、Ｒ１１２３冷媒を含む混合冷媒等の不均化反応を生じる特性を有する冷媒を適用できる熱交換器を得ることを目的とする。また、本発明は、そのような熱交換器を備えた空気調和装置を得ることを目的とする。
　本発明に係る熱交換器は、冷媒として不均化反応を生じる冷媒が用いられる熱交換器であって、複数の第１伝熱管が並設された主熱交換部と、複数の第２伝熱管が並設された副熱交換部と、前記複数の第１伝熱管と前記複数の第２伝熱管とを接続する複数の中継流路が形成された中継部と、を備え、前記中継流路は、１つの入口部が、１つの前記第２伝熱管に接続され、複数の出口部のそれぞれが、複数の前記第１伝熱管のそれぞれに接続され、前記１つの入口部から流入する冷媒を、冷媒の合流を生じさせることなく分配して、前記複数の出口部から流出させるものである。
　本発明に係る熱交換器では、中継流路が、１つの入口部が１つの第２伝熱管に接続され、複数の出口部のそれぞれが複数の第１伝熱管のそれぞれに接続され、熱交換器が蒸発器として作用する際に、１つの入口部から流入する冷媒を、冷媒の合流を生じさせることなく分配して、複数の出口部から流出させるものであるため、冷媒が中継部を通過することで生じる圧力損失が低減される。そのため、そのような熱交換器を備えた空気調和装置等の冷凍サイクル装置において、冷媒をＲ１１２３冷媒、Ｒ１１２３冷媒を含む混合冷媒等の不均化反応を生じる特性を有する冷媒に置き換える場合に、運転効率が向上されて吐出温度が低くなり、冷媒が不均化反応を生じることが抑制される。また、中継流路の数が主熱交換部及び副熱交換部のパス数と比較して少ないことに起因して、中継流路における閉塞の発生が熱交換器の性能低下に大きく影響するため、中継流路において、スラッジの発生、つまり閉塞が抑制されることで、熱交換器の性能低下が効率よく抑制される。
実施の形態１に係る熱交換器の、斜視図である。 実施の形態１に係る熱交換器の、主熱交換部と中継部の一部との上面図である。 実施の形態１に係る熱交換器の、副熱交換部と中継部の一部との上面図である。 実施の形態１に係る熱交換器の、積層型ヘッダの分解された状態での斜視図である。 実施の形態１に係る熱交換器の、筒型ヘッダの斜視図である。 実施の形態１に係る熱交換器の、複数の中継流路の平均流路長と、複数の中継流路の平均水力相当直径と、中継流路の数と、冷媒が中継部を通過することで生じる圧力損失と、の関係を示す図である。 実施の形態１に係る熱交換器が適用される空気調和装置の、構成及び動作を説明するための図である。 実施の形態１に係る熱交換器が適用される空気調和装置の、構成及び動作を説明するための図である。 実施の形態２に係る熱交換器の、斜視図である。 実施の形態３に係る熱交換器の、斜視図である。 実施の形態４に係る熱交換器の、斜視図である。 実施の形態４に係る熱交換器の、主熱交換部と中継部の一部との上面図である。 実施の形態４に係る熱交換器の、図１２におけるＡ－Ａ線での断面図である。 実施の形態４に係る熱交換器の、副熱交換部と中継部の一部との上面図である。 実施の形態４に係る熱交換器の、図１４におけるＢ－Ｂ線での断面図である。
　以下、本発明に係る熱交換器について、図面を用いて説明する。
　なお、以下で説明する構成、動作等は、一例にすぎず、本発明に係る熱交換器は、そのような構成、動作等である場合に限定されない。また、各図において、同一又は類似するものには、同一の符号を付すか、又は、符号を付すことを省略している場合がある。また、細かい構造については、適宜図示を簡略化又は省略している。また、重複又は類似する説明については、適宜簡略化又は省略している。
　また、以下では、本発明に係る熱交換器が、空気調和装置に適用される場合を説明しているが、そのような場合に限定されず、例えば、冷媒循環回路を有する他の冷凍サイクル装置に適用されてもよい。また、空気調和装置が、暖房運転と冷房運転とを切り替えるものである場合を説明しているが、そのような場合に限定されず、暖房運転又は冷房運転のみを行うものであってもよい。
実施の形態１．
　実施の形態１に係る熱交換器について説明する。
＜熱交換器の概要＞
　図１は、実施の形態１に係る熱交換器の、斜視図である。図２は、実施の形態１に係る熱交換器の、主熱交換部と中継部の一部との上面図である。図３は、実施の形態１に係る熱交換器の、副熱交換部と中継部の一部との上面図である。なお、図１～図３では、熱交換器１が蒸発器として作用する際の冷媒の流れを、墨付き矢印で示している。また、図１～図３では、熱交換器１で冷媒と熱交換する空気の流れを、白抜き矢印で示している。
　図１～図３に示されるように、熱交換器１は、主熱交換部１０と、副熱交換部２０と、を備える。副熱交換部２０は、主熱交換部１０の重力方向の下方に位置する。主熱交換部１０は、並設された複数の第１伝熱管１１を有し、副熱交換部２０は、並設された複数の第２伝熱管２１を有する。第１伝熱管１１は、複数の流路が形成された扁平管１１ａと、その両端に取り付けられたジョイント管１１ｂと、を有する。第２伝熱管２１は、複数の流路が形成された扁平管２１ａと、その両端に取り付けられたジョイント管２１ｂと、を有する。ジョイント管１１ｂ及びジョイント管２１ｂは、扁平管１１ａ及び扁平管２１ａに形成された複数の流路を１つの流路に纏める機能を有する。扁平管１１ａ及び扁平管２１ａが、１つの流路が形成された円管である場合には、第１伝熱管１１及び第２伝熱管２１は、ジョイント管１１ｂ及びジョイント管２１ｂを有しない。
　フィン３０が、例えばロウ付け接合によって、複数の第１伝熱管１１及び複数の第２伝熱管２１を跨がるように接合される。フィン３０が、複数の第１伝熱管１１に跨がる部分と、複数の第２伝熱管２１に跨がる部分と、に分割されていてもよい。
　複数の第１伝熱管１１と複数の第２伝熱管２１とは、中継部４０に形成された複数の中継流路４０Ａによって接続される。中継部４０は、複数の配管４１と、内部に複数の分岐流路４２Ａが形成された積層型ヘッダ４２と、を有する。複数の配管４１のそれぞれの一端が、複数の分岐流路４２Ａのそれぞれに接続されて、複数の中継流路４０Ａのそれぞれが形成される。つまり、中継流路４０Ａは、１つの配管４１と、積層型ヘッダ４２の内部に形成された１つの分岐流路４２Ａと、で構成され、配管４１の入口部は、中継流路４０Ａの入口部４０Ａａとなり、分岐流路４２Ａの出口部は、中継流路４０Ａの出口部４０Ａｂとなる。配管４１の他端は、第２伝熱管２１に接続される。第１伝熱管１１の一端は、分岐流路４２Ａの出口部に接続され、第１伝熱管１１の他端は、筒型ヘッダ８０に接続される。筒型ヘッダ８０の内部には、合流流路８０Ａが形成される。
　熱交換器１が蒸発器として作用する際には、ディストリビュータ２で分岐された冷媒が、配管３を通過して第２伝熱管２１に流入する。第２伝熱管２１を通過した冷媒は、配管４１を通って分岐流路４２Ａに流入する。分岐流路４２Ａに流入した冷媒は、分岐されて複数の第１伝熱管１１に流入し、合流流路８０Ａに流入する。合流流路８０Ａに流入した冷媒は、合流した後に配管４に流出する。つまり、熱交換器１が蒸発器として作用する際には、中継流路４０Ａは、１つの入口部４０Ａａから流入する冷媒を、複数の出口部４０Ａｂから流出させる。冷媒は、Ｒ１１２３冷媒、Ｒ１１２３冷媒を含む混合冷媒等の不均化反応を生じる特性を有する冷媒である。
　熱交換器１が凝縮器として作用する際には、配管４の冷媒が、合流流路８０Ａに流入する。合流流路８０Ａに流入した冷媒は、複数の第１伝熱管１１に分配され、分岐流路４２Ａに流入する。分岐流路４２Ａに流入した冷媒は、合流した後に配管４１を通って第２伝熱管２１に流入する。第２伝熱管２１を通過した冷媒は、配管３に流入し、ディストリビュータ２で合流される。つまり、熱交換器１が凝縮器として作用する際には、中継流路４０Ａは、複数の出口部４０Ａｂから流入する冷媒を、１つの入口部４０Ａａから流出させる。
＜積層型ヘッダの詳細＞
　図４は、実施の形態１に係る熱交換器の、積層型ヘッダの分解された状態での斜視図である。なお、図４では、熱交換器１が蒸発器として作用する際の冷媒の流れを、墨付き矢印で示している。
　図４に示されるように、積層型ヘッダ４２は、両面にロウ材が塗布されない複数のベア材５１と、両面にロウ材が塗布された複数のクラッド材５２と、が交互に積層されたものである。ベア材５１及びクラッド材５２が積層されることによって、それらに形成された貫通穴が連結されて、複数の分岐流路４２Ａが形成される。分岐流路４２Ａは、１つの入口部から流入する冷媒を分岐させて複数の出口部から流出させるものであり、その途中部において、冷媒の合流が生じない。第１伝熱管１１に最も近いベア材５１の複数の貫通穴には、第１伝熱管１１が接続される複数のジョイント管５３が接合される。
　なお、図４では、分岐流路４２Ａが、１つの入口部から流入する冷媒を２分岐させて複数の出口部から流出させるものである場合を示しているが、分岐流路４２Ａが、１つの入口部から流入する冷媒を３つ以上に分岐させて複数の出口部から流出させるものであってもよい。また、図４では、分岐流路４２Ａが、１度だけ２分岐させるものである場合を示しているが、分岐流路４２Ａが、２分岐を複数回繰り返すものであってもよい。このように構成されることで、冷媒の分配の均一性が向上される。特に、第１伝熱管１１が水平方向と交差する方向に並設されるものである場合には、冷媒の分配の均一性の向上が顕著となる。また、扁平管１１ａが、分岐流路４２Ａに直接接続されてもよい。つまり、第１伝熱管１１がジョイント管１１ｂを有しなくてもよい。積層型ヘッダ４２は、筒型ヘッダ等の他のタイプのヘッダであってもよい。
＜筒型ヘッダの詳細＞
　図５は、実施の形態１に係る熱交換器の、筒型ヘッダの斜視図である。なお、図５では、熱交換器１が蒸発器として作用する際の冷媒の流れを、墨付き矢印で示している。
　図５に示されるように、筒型ヘッダ８０は、一方の端部と他方の端部とが閉塞された円筒部８１が、軸方向が水平方向と交差するように配設されたものである。円筒部８１の側壁には、第１伝熱管１１が接続される複数のジョイント管８２が接合される。扁平管１１ａが、合流流路８０Ａに直接接続されてもよい。つまり、第１伝熱管１１がジョイント管１１ｂを有しなくてもよい。筒型ヘッダ８０は、他のタイプのヘッダであってもよい。
＜中継部の詳細＞
　配管４１は、１つの第２伝熱管２１と、分岐流路４２Ａの１つの入口部と、を接続するものであり、配管４１において、冷媒の合流が生じない。また、分岐流路４２Ａは、１つの入口部から流入する冷媒を分岐させて複数の出口部から流出させるものであり、その途中部において、冷媒の合流が生じない。つまり、中継流路４０Ａは、１つの入口部４０Ａａから流入する冷媒を、冷媒の合流を生じさせることなく分配して、複数の出口部４０Ａｂから流出させるものである。このように構成されることで、冷媒が中継部４０を通過することで生じる圧力損失が低減される。
　そのため、そのような熱交換器１を備えた空気調和装置等の冷凍サイクル装置において、冷媒をＲ１１２３冷媒、Ｒ１１２３冷媒を含む混合冷媒等の不均化反応を生じる特性を有する冷媒に置き換える場合に、運転効率が向上されて吐出温度が低くなり、冷媒が不均化反応を生じることが抑制される。また、中継流路４０Ａの数が主熱交換部１０及び副熱交換部２０のパス数と比較して少ないことに起因して、中継流路４０Ａにおける閉塞の発生が熱交換器１の性能低下に大きく影響するため、中継流路４０Ａにおいて、スラッジの発生、つまり閉塞が抑制されることで、熱交換器１の性能低下が効率よく抑制される。
　また、熱交換器１は、冷媒が中継部４０を通過することで生じる圧力損失が、冷媒が副熱交換部２０を通過することで生じる圧力損失と比較して小さくなるように構成されるとよい。熱交換器１が蒸発器として作用する際には、第２伝熱管２１を液相状態又は低乾き度の二相状態の冷媒が通過し、配管４１を中程度の乾き度の二相状態の冷媒が通過することとなる。また、熱交換器１が凝縮器として作用する際には、配管４１を中程度の乾き度の二相状態の冷媒が通過し、第２伝熱管２１を液相状態又は低乾き度の二相状態の冷媒が通過することとなる。そして、液相状態又は低乾き度の二相状態の冷媒は、中程度の乾き度の二相状態の冷媒と比較して、伝熱性能が低い。
　そのため、このように構成されることで、熱交換器１が蒸発器として作用する際、及び、熱交換器１が凝縮器として作用する際に、伝熱性能が低い液相状態又は低乾き度の二相状態の冷媒が通過する第２伝熱管２１における冷媒の流速が大きくなって、副熱交換部２０の熱伝達が優先的に促進されて、熱交換器１の熱交換性能が向上されることとなる。また、熱交換器１が凝縮器として作用する際に、液相状態又は低乾き度の二相状態の冷媒が通過する第２伝熱管２１に液膜が生じて、熱伝達が阻害されることが、冷媒の流速の増大に伴う液捌け性の向上によって改善されることとなって、熱交換器１の熱交換性能が向上されることとなる。
　また、熱交換器１は、冷媒が中継部４０を通過することで生じる圧力損失が、冷媒が主熱交換部１０を通過することで生じる圧力損失と比較して大きくなるように構成されるとよい。冷媒が熱交換器１を通過することで生じる圧力損失において、冷媒が主熱交換部１０を通過することで生じる圧力損失が支配的である。そのため、このように構成されることで、冷媒が熱交換器１を通過することで生じる圧力損失を低減することと、中継部４０の中継流路４０Ａを圧力損失が大きいものにして中継部４０を省スペース化することで、フィン３０のピッチ、フィン３０の枚数等を増やして、主熱交換部１０及び副熱交換部２０の熱交換面積を確保することと、が両立される。また、熱交換器１が蒸発器として作用する際に、重力方向の上方に位置する主熱交換部１０に冷媒を供給しやすくなるため、冷媒の流速が低い場合に生じる冷媒の分配性能の悪化が抑制される。
　また、中継流路４０Ａの流路断面積は、その中継流路４０Ａの１つの入口部４０Ａａに接続された１つの第２伝熱管２１の流路断面積以上であり、且つ、その中継流路４０Ａの複数の出口部４０Ａｂに接続された複数の第１伝熱管１１の流路断面積の合計以下であるとよい。なお、中継流路４０Ａの流路断面積は、中継流路４０Ａのうちの分岐される前の冷媒が通過する領域においては、１つの流路の断面積と定義され、中継流路４０Ａのうちの分岐された後の冷媒が通過する領域においては、複数の流路の断面積の合計と定義される。
　冷媒が中継部４０を通過することで生じる圧力損失ΔＰ［ｋＰａ］は、複数の中継流路４０Ａの平均流路長Ｌ［ｍ］と、複数の中継流路４０Ａの平均水力相当直径ｄ［ｍ］と、中継流路４０Ａの数Ｎと、係数ａと、によって、以下の式のように表される。なお、中継流路４０Ａの流路長は、中継流路４０Ａのうちの分岐される前の冷媒が通過する領域における、１つの流路の流路長と、中継流路４０Ａのうちの分岐された後の冷媒が通過する領域における、複数の流路の流路長の平均と、の合計と定義される。中継流路４０Ａの水力相当直径は、中継流路４０Ａのうちの分岐される前の冷媒が通過する領域においては、１つの流路の断面積と１つの流路の濡れ縁長さとから定義され、中継流路４０Ａのうちの分岐された後の冷媒が通過する領域においては、複数の流路の断面積の合計と複数の流路の濡れ縁長さの合計とから定義される。
　［数１］
　　ΔＰ　＝　ａ×Ｌ／（ｄ５×Ｎ２）　　　　　　　　　　　　　　　・・・（１）
　よって、冷媒が中継部４０を通過することで生じる圧力損失ΔＰ［ｋＰａ］において、複数の中継流路４０Ａの平均水力相当直径ｄ［ｍ］と、中継流路４０Ａの数Ｎと、が支配的である。
　そのため、中継流路４０Ａの流路断面積を上述の如く規定することで、冷媒が中継部４０を通過することで生じる圧力損失が、冷媒が副熱交換部２０を通過することで生じる圧力損失と比較して小さくなり、且つ、冷媒が主熱交換部１０を通過することで生じる圧力損失と比較して大きくなる構成と、ほぼ等しい構成を、簡易に実現することが可能となる。
　また、複数の中継流路４０Ａの平均流路長Ｌ［ｍ］と、複数の中継流路４０Ａの平均水力相当直径ｄ［ｍ］と、中継流路４０Ａの数Ｎと、が、以下の式の関係を満たすとよい。
　［数２］
　　４．３×１０６　≦　Ｌ／（ｄ５×Ｎ２）　≦　３．０×１０１０　　・・・（２）
　図６は、実施の形態１に係る熱交換器の、複数の中継流路の平均流路長と、複数の中継流路の平均水力相当直径と、中継流路の数と、冷媒が中継部を通過することで生じる圧力損失と、の関係を示す図である。
　図６に示されるように、冷媒が中継部４０を通過することで生じる圧力損失ΔＰ［ｋＰａ］は、Ｌ／（ｄ５×Ｎ２）が３．０×１０１０を越えた領域Ａにおいて、急増する。また、Ｌ／（ｄ５×Ｎ２）が４．３×１０６を越えない領域Ｂにおいては、冷媒が中継部４０を通過することで生じる圧力損失ΔＰ［ｋＰａ］が小さすぎる、つまり、中継部４０が大型化されて、熱交換器１の熱交換性能が確保されなくなってしまう。
　そのため、複数の中継流路４０Ａの平均流路長Ｌ［ｍ］と、複数の中継流路４０Ａの平均水力相当直径ｄ［ｍ］と、中継流路４０Ａの数Ｎと、を上述の如く規定することで、冷媒が中継部４０を通過することで生じる圧力損失ΔＰ［ｋＰａ］を低減することと、熱交換器１の熱交換性能を確保することと、が両立される。
＜熱交換器が適用される空気調和装置＞
　図７及び図８は、実施の形態１に係る熱交換器が適用される空気調和装置の、構成及び動作を説明するための図である。なお、図７は、空気調和装置１００が暖房運転する場合を示している。また、図８は、空気調和装置１００が冷房運転する場合を示している。
　図７及び図８に示されるように、空気調和装置１００は、圧縮機１０１と、四方弁１０２と、室外熱交換器（熱源側熱交換器）１０３と、絞り装置１０４と、室内熱交換器（負荷側熱交換器）１０５と、室外ファン（熱源側ファン）１０６と、室内ファン（負荷側ファン）１０７と、制御装置１０８と、を有する。圧縮機１０１と四方弁１０２と室外熱交換器１０３と絞り装置１０４と室内熱交換器１０５とが配管で接続されて、冷媒循環回路が形成される。四方弁１０２は、他の流路切替装置であってもよい。室外ファン１０６は、室外熱交換器１０３の風上側に設けられてもよく、また、室外熱交換器１０３の風下側に設けられてもよい。また、室内ファン１０７は、室内熱交換器１０５の風上側に設けられてもよく、また、室内熱交換器１０５の風下側に設けられてもよい。
　制御装置１０８には、例えば、圧縮機１０１、四方弁１０２、絞り装置１０４、室外ファン１０６、室内ファン１０７、各種センサ等が接続される。制御装置１０８によって、四方弁１０２の流路が切り替えられることで、暖房運転と冷房運転とが切り替えられる。
　図７に示されるように、空気調和装置１００が暖房運転する際には、圧縮機１０１から吐出される高圧高温の冷媒は、四方弁１０２を介して室内熱交換器１０５に流入し、室内ファン１０７によって供給される空気との熱交換によって凝縮することで、室内を暖房する。凝縮した冷媒は、室内熱交換器１０５から流出し、絞り装置１０４によって、低圧の冷媒となる。低圧の冷媒は、室外熱交換器１０３に流入し、室外ファン１０６によって供給される空気と熱交換を行い、蒸発する。蒸発した冷媒は、室外熱交換器１０３から流出し、四方弁１０２を介して圧縮機１０１に吸入される。つまり、暖房運転時には、室外熱交換器１０３は、蒸発器として作用し、室内熱交換器１０５は、凝縮器として作用する。
　図８に示されるように、空気調和装置１００が冷房運転する際には、圧縮機１０１から吐出される高圧高温の冷媒は、四方弁１０２を介して室外熱交換器１０３に流入し、室外ファン１０６によって供給される空気と熱交換を行い、凝縮する。凝縮した冷媒は、室外熱交換器１０３から流出し、絞り装置１０４によって、低圧の冷媒となる。低圧の冷媒は、室内熱交換器１０５に流入し、室内ファン１０７によって供給される空気との熱交換によって蒸発することで、室内を冷房する。蒸発した冷媒は、室内熱交換器１０５から流出し、四方弁１０２を介して圧縮機１０１に吸入される。つまり、冷房運転時には、室外熱交換器１０３は、凝縮器として作用し、室内熱交換器１０５は、蒸発器として作用する。
　室外熱交換器１０３及び室内熱交換器１０５の少なくとも一方に、熱交換器１が用いられる。熱交換器１は、中継流路４０Ａが、蒸発器として作用する際に、１つの入口部４０Ａａから流入する冷媒を複数の出口部４０Ａｂから流出させる状態になり、凝縮器として作用する際に、複数の出口部４０Ａｂから流入する冷媒を１つの入口部４０Ａａから流出させる状態になるように、接続される。
実施の形態２．
　実施の形態２に係る熱交換器について説明する。
　なお、実施の形態１と重複又は類似する説明は、適宜簡略化又は省略している。
＜熱交換器の概要＞
　図９は、実施の形態２に係る熱交換器の、斜視図である。なお、図９では、熱交換器１が蒸発器として作用する際の冷媒の流れを、墨付き矢印で示している。また、図９では、熱交換器１で冷媒と熱交換する空気の流れを、白抜き矢印で示している。
　図９に示されるように、中継部４０は、複数の配管４１と、複数のディストリビュータ４３と、を有する。複数のディストリビュータ４３のそれぞれの入口部に、１つの配管４１が接続され、複数のディストリビュータ４３のそれぞれの複数の出口部に、複数の配管４１が接続されることで、複数の中継流路４０Ａのそれぞれが形成される。つまり、中継流路４０Ａは、配管４１と、ディストリビュータ４３と、で構成され、ディストリビュータ４３の入口部に接続された配管４１の入口部は、中継流路４０Ａの入口部４０Ａａとなり、ディストリビュータ４３の出口部に接続された配管４１の出口部は、中継流路４０Ａの出口部４０Ａｂとなる。
＜中継部の詳細＞
　ディストリビュータ４３の入口部に接続された１つの配管４１は、ディストリビュータ４３の出口部に接続された複数の配管４１に分岐され、その途中部において、冷媒の合流が生じない。つまり、中継流路４０Ａは、１つの入口部４０Ａａから流入する冷媒を、冷媒の合流を生じさせることなく分配して、複数の出口部４０Ａｂから流出させるものである。このように構成されることで、冷媒が中継部４０を通過することで生じる圧力損失が低減される。つまり、実施の形態２に係る熱交換器１の中継部４０においても、実施の形態１に係る熱交換器１の中継部４０と同様の構成を採用することが可能であり、実施の形態１に係る熱交換器１の中継部４０と同様の作用が奏される。
　また、配管４１の水力相当直径が、第１伝熱管１１及び第２伝熱管２１の段ピッチＤｐ［ｍ］と比較して十分小さいことで、配管４１を第１伝熱管１１及び第２伝熱管２１の本数分接続することが可能であるため、中継部４０の設計自由度が向上されることとなって、中継部４０を省スペース化することが可能となる。また、積層型ヘッダ４２が不要となることで、熱の移動が抑制されて、通常運転時の熱交換性能が向上される。また、積層型ヘッダ４２分の容量が低減されて、除霜運転時の運転時間が短縮される。
実施の形態３．
　実施の形態３に係る熱交換器について説明する。
　なお、実施の形態１及び実施の形態２と重複又は類似する説明は、適宜簡略化又は省略している。
＜熱交換器の概要＞
　図１０は、実施の形態３に係る熱交換器の、斜視図である。なお、図１０では、熱交換器１が蒸発器として作用する際の冷媒の流れを、墨付き矢印で示している。また、図１０では、熱交換器１で冷媒と熱交換する空気の流れを、白抜き矢印で示している。
　図１０に示されるように、中継部４０は、複数の配管４１と、複数のディストリビュータ４３と、内部に複数の分岐流路４２Ａが形成された積層型ヘッダ４２と、を有する。複数のディストリビュータ４３のそれぞれの入口部に、１つの配管４１が接続され、複数のディストリビュータ４３のそれぞれの複数の出口部に、複数の配管４１が接続され、ディストリビュータ４３の複数の出口部に接続された複数の配管４１のそれぞれの一端が、複数の分岐流路４２Ａのそれぞれの入口部に接続されて、複数の中継流路４０Ａのそれぞれが形成される。つまり、中継流路４０Ａは、配管４１と、ディストリビュータ４３と、積層型ヘッダ４２の内部に形成された分岐流路４２Ａと、で構成され、ディストリビュータ４３の入口部に接続された配管４１の入口部は、中継流路４０Ａの入口部４０Ａａとなり、分岐流路４２Ａの出口部は、中継流路４０Ａの出口部４０Ａｂとなる。
＜中継部の詳細＞
　ディストリビュータ４３の入口部に接続された１つの配管４１は、ディストリビュータ４３の出口部に接続された複数の配管４１に分岐され、その途中部において、冷媒の合流が生じない。また、分岐流路４２Ａは、１つの入口部から流入する冷媒を分岐させて複数の出口部から流出させるものであり、その途中部において、冷媒の合流が生じない。つまり、中継流路４０Ａは、１つの入口部４０Ａａから流入する冷媒を、冷媒の合流を生じさせることなく分配して、複数の出口部４０Ａｂから流出させるものである。このように構成されることで、冷媒が中継部４０を通過することで生じる圧力損失が低減される。つまり、実施の形態３に係る熱交換器１の中継部４０においても、実施の形態１に係る熱交換器１の中継部４０と同様の構成を採用することが可能であり、実施の形態１に係る熱交換器１の中継部４０と同様の作用が奏される。
　また、積層型ヘッダ４２とディストリビュータ４３とが共用されることで、１つの中継流路４０Ａが接続される第１伝熱管１１の本数を増加しつつ、配管４１の本数を削減することが可能であるため、中継部４０を省スペース化することが可能である。
実施の形態４．
　実施の形態４に係る熱交換器について説明する。
　なお、実施の形態１～実施の形態３と重複又は類似する説明は、適宜簡略化又は省略している。また、以下では、実施の形態４に係る熱交換器の中継部が、実施の形態１に係る熱交換器の中継部と同様である場合を説明しているが、実施の形態２又は実施の形態３に係る熱交換器の中継部と同様であってもよい。
＜熱交換器の概要＞
　図１１は、実施の形態４に係る熱交換器の、斜視図である。図１２は、実施の形態４に係る熱交換器の、主熱交換部と中継部の一部との上面図である。図１３は、実施の形態４に係る熱交換器の、図１２におけるＡ－Ａ線での断面図である。図１４は、実施の形態４に係る熱交換器の、副熱交換部と中継部の一部との上面図である。図１５は、実施の形態４に係る熱交換器の、図１４におけるＢ－Ｂ線での断面図である。なお、図１１～図１５では、熱交換器１が蒸発器として作用する際の冷媒の流れを、墨付き矢印で示している。また、図１１～図１５では、熱交換器１で冷媒と熱交換する空気の流れを、白抜き矢印で示している。
　図１１～図１５に示されるように、熱交換器１は、主熱交換部１０と、副熱交換部２０と、を備える。主熱交換部１０は、並設された複数の第１伝熱管１１と、複数の第１伝熱管１１の風下側に位置する、並設された複数の第３伝熱管１２と、を有し、副熱交換部２０は、並設された複数の第２伝熱管２１と、複数の第２伝熱管２１の風上側に位置する、並設された複数の第４伝熱管２２と、を有する。第３伝熱管１２は、複数の流路が形成された扁平管１２ａと、その両端に取り付けられたジョイント管１２ｂと、を有する。第４伝熱管２２は、複数の流路が形成された扁平管２２ａと、その両端に取り付けられたジョイント管２２ｂと、を有する。ジョイント管１２ｂ及びジョイント管２２ｂは、扁平管１２ａ及び扁平管２２ａに形成された複数の流路を１つの流路に纏める機能を有する。扁平管１２ａ及び扁平管２２ａが、１つの流路が形成された円管である場合には、第３伝熱管１２及び第４伝熱管２２は、ジョイント管１２ｂ及びジョイント管２２ｂを有しない。
　扁平管１１ａ及び扁平管１２ａは、中間部で折り返される。その折返し部がジョイント管によって形成されてもよい。扁平管１１ａと扁平管１２ａとは、高さ方向の位置がずれるように配設される。扁平管２２ａと扁平管２１ａとは、高さ方向の位置がずれるように配設される。このように構成されることで、熱交換性能が向上される。
　風上側フィン３０ａが、例えばロウ付け接合等によって、複数の第１伝熱管１１及び複数の第４伝熱管２２を跨がるように接合される。風下側フィン３０ｂが、例えばロウ付け接合等によって、複数の第３伝熱管１２及び複数の第２伝熱管２１を跨がるように接合される。風上側フィン３０ａが、複数の第１伝熱管１１に跨がる部分と、複数の第４伝熱管２２に跨がる部分と、に分割されていてもよい。風下側フィン３０ｂが、複数の第３伝熱管１２に跨がる部分と、複数の第２伝熱管２１に跨がる部分と、に分割されていてもよい。
　複数の第１伝熱管１１と複数の第２伝熱管２１とは、中継部４０に形成された複数の中継流路４０Ａによって接続される。複数の第１伝熱管１１のそれぞれの一端は、中継部４０に形成された複数の中継流路４０Ａのそれぞれの複数の出口部４０Ａｂのそれぞれに接続され、複数の第１伝熱管１１のそれぞれの他端は、列跨ぎ管１３を介して、複数の第３伝熱管１２のそれぞれの一端に接続される。複数の第２伝熱管２１のそれぞれの一端は、列跨ぎ管２３を介して、複数の第４伝熱管２２のそれぞれの一端に接続され、複数の第２伝熱管２１のそれぞれの他端は、中継部４０に形成された複数の中継流路４０Ａのそれぞれの１つの入口部４０Ａａに接続される。複数の第３伝熱管１２のそれぞれの他端は、筒型ヘッダ８０に接続される。
　熱交換器１が蒸発器として作用する際には、ディストリビュータ２で分岐された冷媒が、配管３を通過して第４伝熱管２２に流入する。第４伝熱管２２を通過した冷媒は、列跨ぎ管２３を通って風下側に移り、第２伝熱管２１に流入する。第２伝熱管２１を通過した冷媒は、配管４１を通って分岐流路４２Ａに流入する。分岐流路４２Ａに流入した冷媒は、分岐されて複数の第１伝熱管１１に流入して折り返された後に、列跨ぎ管１３を通って風下側に移り、第３伝熱管１２に流入する。第３伝熱管１２を通過した冷媒は、合流流路８０Ａに流入して合流した後に、配管４に流出する。つまり、熱交換器１が蒸発器として作用する際には、中継流路４０Ａは、１つの入口部４０Ａａから流入する冷媒を、複数の出口部４０Ａｂから流出させる。
　熱交換器１が凝縮器として作用する際には、配管４の冷媒が、合流流路８０Ａに流入する。合流流路８０Ａに流入した冷媒は、複数の第３伝熱管１２に分配されて折り返された後に、列跨ぎ管１３を通って風上側に移り、第１伝熱管１１に流入する。第１伝熱管１１を通過した冷媒は、分岐流路４２Ａに流入して合流した後に、配管４１を通って第２伝熱管２１に流入する。第２伝熱管２１を通過した冷媒は、列跨ぎ管２３を通って風上側に移り、第４伝熱管２２に流入する。第４伝熱管２２を通過した冷媒は、配管３に流入し、ディストリビュータ２で合流される。つまり、熱交換器１が凝縮器として作用する際には、中継流路４０Ａは、複数の出口部４０Ａｂから流入する冷媒を、１つの入口部４０Ａａから流出させる。
＜中継部の詳細＞
　配管４１は、１つの第２伝熱管２１と、分岐流路４２Ａの１つの入口部と、を接続するものであり、配管４１において、冷媒の合流が生じない。また、分岐流路４２Ａは、１つの入口部から流入する冷媒を分岐させて複数の出口部から流出させるものであり、その途中部において、冷媒の合流が生じない。つまり、中継流路４０Ａは、１つの入口部４０Ａａから流入する冷媒を、冷媒の合流を生じさせることなく分配して、複数の出口部４０Ａｂから流出させるものである。このように構成されることで、冷媒が中継部４０を通過することで生じる圧力損失が低減される。つまり、実施の形態４に係る熱交換器１の中継部４０においても、実施の形態１に係る熱交換器１の中継部４０と同様の構成を採用することが可能であり、実施の形態１に係る熱交換器１の中継部４０と同様の作用が奏される。
　また、主熱交換部１０が、並設された複数の第１伝熱管１１と、複数の第１伝熱管１１の風下側に位置する、並設された複数の第３伝熱管１２と、を有し、副熱交換部２０が、並設された複数の第２伝熱管２１と、複数の第２伝熱管２１の風上側に位置する、並設された複数の第４伝熱管２２と、を有する。そのため、熱交換器１が凝縮器として作用する際に、冷媒を、風下側から風上側に移す、つまり、気流と対向流にすることができ、熱交換器１の熱交換性能が向上される。そして、そのようなものであるにも関わらず、冷媒が中継部４０を通過することで生じる圧力損失が低減される。
　特に、Ｒ１１２３冷媒、Ｒ１１２３冷媒を含む混合冷媒等の不均化反応を生じる特性を有する冷媒の臨界点が低いことに起因して、液部の割合が大きくなって熱交換性能が更に低下することが、冷媒を気流と対向流にして液部の伝熱を促進することによって抑制される。つまり、冷媒を気流と対向流にすることは、Ｒ１１２３冷媒、Ｒ１１２３冷媒を含む混合冷媒等の不均化反応を生じる特性を有する冷媒が適用された熱交換器１において、特に有効である。
　また、積層型ヘッダ４２及び筒型ヘッダ８０が、主熱交換部１０の片側に並設されるため、積層型ヘッダ４２及び筒型ヘッダ８０をロウ付け接合した後に、熱交換器１を、例えばＬ字状に曲げることが可能である。熱交換器１を曲げた後に、積層型ヘッダ４２及び筒型ヘッダ８０をロウ付け接合する場合には、接合の箇所が多いことに起因して、炉で第１伝熱管１１及び第３伝熱管１２と風上側フィン３０ａ及び風下側フィン３０ｂとをロウ付け接合して曲げた後、再度、炉でロウ付け接合を行う必要が生じる。そして、再度、炉でロウ付け接合する際に、それ以前にロウ付け接合された箇所のロウが溶融して、接合不良が生じてしまい、生産性が低下してしまう。一方、積層型ヘッダ４２及び筒型ヘッダ８０をロウ付け接合した後に、熱交換器１を曲げる場合には、その後の作業が、配管４１等の接合のみであり、炉に投入することなくロウ付け接合することが可能であるため、製造コスト、生産性等が向上される。そして、そのようなものであるにも関わらず、冷媒が中継部４０を通過することで生じる圧力損失が低減される。
　また、積層型ヘッダ４２と筒型ヘッダ８０とが並設されるものであるにも関わらず、別体で構成される。そのため、主熱交換部１０で熱交換する前の冷媒と熱交換した後の冷媒とが熱交換して、熱交換器１の熱交換効率が低下することが抑制される。更に、副熱交換部２０と積層型ヘッダ４２及び筒型ヘッダ８０とが、接触しない構成であるため、熱交換器１の熱交換効率が低下することが更に抑制される。そして、そのようなものであるにも関わらず、冷媒が中継部４０を通過することで生じる圧力損失が低減される。
　１　熱交換器、２　ディストリビュータ、３　配管、４　配管、１０　主熱交換部、１１　第１伝熱管、１１ａ　扁平管、１１ｂ　ジョイント管、１２　第３伝熱管、１２ａ　扁平管、１２ｂ　ジョイント管、１３　列跨ぎ管、２０　副熱交換部、２１　第２伝熱管、２１ａ　扁平管、２１ｂ　ジョイント管、２２　第４伝熱管、２２ａ　扁平管、２２ｂ　ジョイント管、２３　列跨ぎ管、３０　フィン、３０ａ　風上側フィン、３０ｂ　風下側フィン、４０　中継部、４０Ａ　中継流路、４０Ａａ　入口部、４０Ａｂ　出口部、４１　配管、４２　積層型ヘッダ、４２Ａ　分岐流路、４３　ディストリビュータ、５１　ベア材、５２　クラッド材、５３　ジョイント管、８０　筒型ヘッダ、８０Ａ　合流流路、８１　円筒部、８２　ジョイント管、１００　空気調和装置、１０１　圧縮機、１０２　四方弁、１０３　室外熱交換器、１０４　絞り装置、１０５　室内熱交換器、１０６　室外ファン、１０７　室内ファン、１０８　制御装置。

Claims (8)

  1. 　冷媒として不均化反応を生じる冷媒が用いられる熱交換器であって、
    　複数の第１伝熱管が並設された主熱交換部と、
    　複数の第２伝熱管が並設された副熱交換部と、
    　前記複数の第１伝熱管と前記複数の第２伝熱管とを接続する複数の中継流路が形成された中継部と、を備え、
    　前記中継流路は、
    　１つの入口部が、１つの前記第２伝熱管に接続され、
    　複数の出口部のそれぞれが、複数の前記第１伝熱管のそれぞれに接続され、
    　前記１つの入口部から流入する冷媒を、冷媒の合流を生じさせることなく分配して、前記複数の出口部から流出させる、
    　熱交換器。
  2. 　冷媒が前記中継部を通過することで生じる圧力損失は、
    　冷媒が前記副熱交換部を通過することで生じる圧力損失と比較して、小さい
    　請求項１に記載の熱交換器。
  3. 　冷媒が前記中継部を通過することで生じる圧力損失は、
    　冷媒が前記主熱交換部を通過することで生じる圧力損失と比較して、大きい
    　請求項１又は２に記載の熱交換器。
  4. 　前記中継流路の流路断面積は、
    　前記１つの入口部に接続された前記１つの第２伝熱管の流路断面積以上であり、且つ、
    　前記複数の出口部に接続された前記複数の第１伝熱管の流路断面積の合計以下である、
    　請求項１～３の何れか一項に記載の熱交換器。
  5. 　前記複数の中継流路の平均流路長Ｌ［ｍ］と、前記複数の中継流路の平均水力相当直径ｄ［ｍ］と、前記中継流路の数Ｎと、は、以下の関係を満たす、
    　請求項１～４の何れか一項に記載の熱交換器。
    　[数１]
    　４．３×１０６≦Ｌ／（ｄ５×Ｎ２）≦３．０×１０１０
  6. 　前記主熱交換部は、
    　前記複数の第１伝熱管の風下側に配設された複数の第３伝熱管を有し、
    　前記副熱交換部は、
    　前記複数の第２伝熱管の風上側に配設された複数の第４伝熱管を有し、
    　前記第１伝熱管は、
    　一端に１つの前記出口部が連通し、他端に１つの前記第３伝熱管が連通し、
    　前記第２伝熱管は、
    　一端に１つの前記第４伝熱管が連通し、他端に１つの前記入口部が連通する、
    　請求項１～５の何れか一項に記載の熱交換器。
  7. 　前記不均化反応を生じる冷媒は、
    　Ｒ１１２３冷媒、又は、Ｒ１１２３冷媒を含む混合冷媒である、
    　請求項１～６の何れか一項に記載の熱交換器。
  8. 　請求項１～７の何れか一項に記載の熱交換器を備え、
    　前記中継流路は、
    　前記熱交換器が蒸発器として作用する際に、前記１つの入口部から流入する冷媒を、前記複数の出口部から流出させ、
    　前記熱交換器が凝縮器として作用する際に、前記複数の出口部から流入する冷媒を、前記１つの入口部から流出させる、
    　空気調和装置。
PCT/JP2014/076802 2014-10-07 2014-10-07 熱交換器、及び、空気調和装置 WO2016056064A1 (ja)

Priority Applications (5)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN201480082380.6A CN106796092B (zh) 2014-10-07 2014-10-07 换热器以及空调装置
EP14903604.8A EP3205967B1 (en) 2014-10-07 2014-10-07 Heat exchanger and air conditioning device
US15/503,483 US10082322B2 (en) 2014-10-07 2014-10-07 Heat exchanger and air-conditioning apparatus
PCT/JP2014/076802 WO2016056064A1 (ja) 2014-10-07 2014-10-07 熱交換器、及び、空気調和装置
JP2016552735A JP6333401B2 (ja) 2014-10-07 2014-10-07 熱交換器、及び、空気調和装置

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2014/076802 WO2016056064A1 (ja) 2014-10-07 2014-10-07 熱交換器、及び、空気調和装置

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2016056064A1 true WO2016056064A1 (ja) 2016-04-14

Family

ID=55652727

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2014/076802 WO2016056064A1 (ja) 2014-10-07 2014-10-07 熱交換器、及び、空気調和装置

Country Status (5)

Country Link
US (1) US10082322B2 (ja)
EP (1) EP3205967B1 (ja)
JP (1) JP6333401B2 (ja)
CN (1) CN106796092B (ja)
WO (1) WO2016056064A1 (ja)

Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2017221400A1 (ja) * 2016-06-24 2017-12-28 三菱電機株式会社 冷凍サイクル装置およびそれに用いられる室外熱交換器
JP2019019985A (ja) * 2017-07-11 2019-02-07 株式会社富士通ゼネラル 圧縮機及び空気調和装置
JP2019019984A (ja) * 2017-07-11 2019-02-07 株式会社富士通ゼネラル ロータリ圧縮機及び空気調和装置
CN110476036A (zh) * 2017-03-31 2019-11-19 三菱电机株式会社 热交换器及具备该热交换器的制冷循环装置
WO2022004895A1 (ja) * 2020-07-03 2022-01-06 ダイキン工業株式会社 圧縮機における冷媒としての使用、圧縮機、および、冷凍サイクル装置

Families Citing this family (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP6214670B2 (ja) * 2013-10-25 2017-10-18 三菱電機株式会社 熱交換器及びその熱交換器を用いた冷凍サイクル装置
JP6091641B2 (ja) * 2013-10-29 2017-03-08 三菱電機株式会社 熱交換器、及び、空気調和装置
JP6520353B2 (ja) * 2015-04-27 2019-05-29 ダイキン工業株式会社 熱交換器及び空気調和機
EP3348946B1 (en) * 2015-09-07 2020-03-25 Mitsubishi Electric Corporation Laminated header, heat exchanger, and air conditioner
US11105538B2 (en) * 2015-12-01 2021-08-31 Mitsubishi Electric Corporation Refrigeration cycle apparatus
AU2018245192A1 (en) * 2017-03-27 2019-11-14 Daikin Industries, Ltd. Heat exchanger and refrigeration apparatus
WO2019008997A1 (ja) * 2017-07-05 2019-01-10 日立ジョンソンコントロールズ空調株式会社 空気調和機の室外熱交換器及びこれを備える空気調和機
JP6985603B2 (ja) * 2018-01-31 2021-12-22 ダイキン工業株式会社 熱交換器又は熱交換器を有する冷凍装置
EP3789697B1 (en) * 2018-05-01 2024-03-13 Mitsubishi Electric Corporation Heat exchanger and refrigeration cycle device
EP3875878B1 (en) * 2018-10-29 2022-06-08 Mitsubishi Electric Corporation Heat exchanger and refrigeration cycle device
FR3089611B1 (fr) * 2018-12-10 2021-03-05 Valeo Systemes Thermiques Boîte collectrice pour echangeur de chaleur et echangeur de chaleur comprenant une telle boîte collectrice
DE102020116969A1 (de) * 2020-06-26 2021-12-30 Binder Gmbh Verdampfer sowie Klimaschrank
JPWO2022195659A1 (ja) * 2021-03-15 2022-09-22

Citations (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH04187991A (ja) * 1990-11-22 1992-07-06 Showa Alum Corp 熱交換器
JPH0611291A (ja) * 1992-04-02 1994-01-21 Nartron Corp 冷却システム用の積層プレートヘッダー及びその製造方法
JPH09189463A (ja) * 1996-02-29 1997-07-22 Mitsubishi Electric Corp 熱交換器の分配装置及びその製造方法
JP2009270781A (ja) * 2008-05-08 2009-11-19 Mitsubishi Electric Corp 熱交換器モジュール、熱交換器、室内ユニット及び空調冷凍装置
JP2010236707A (ja) * 2009-03-30 2010-10-21 Daikin Ind Ltd 熱交換器
WO2013161799A1 (ja) * 2012-04-26 2013-10-31 三菱電機株式会社 熱交換器及びこの熱交換器を備えた冷凍サイクル装置
JP2014031944A (ja) * 2012-08-03 2014-02-20 Hitachi Appliances Inc 冷凍サイクル装置、並びに、この冷凍サイクル装置を備えた冷凍装置及び空調装置
JP2014518370A (ja) * 2011-06-28 2014-07-28 ヴァレオ システム テルミク 熱交換器、当該熱交換器を備えたハウジングおよび空気調和回路
WO2014156743A1 (ja) * 2013-03-28 2014-10-02 三菱電機株式会社 スクロール圧縮機及びそれを備えた冷凍サイクル装置

Family Cites Families (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3043051B2 (ja) * 1990-11-22 2000-05-22 昭和アルミニウム株式会社 熱交換装置
JP2000249479A (ja) * 1999-02-26 2000-09-14 Matsushita Electric Ind Co Ltd 熱交換器
US7337832B2 (en) * 2003-04-30 2008-03-04 Valeo, Inc. Heat exchanger
US7044200B2 (en) * 2004-02-26 2006-05-16 Carrier Corporation Two-phase refrigerant distribution system for multiple pass evaporator coils
DE102004018317A1 (de) * 2004-04-13 2005-11-03 Behr Gmbh & Co. Kg Wärmeübertrager für Kraftfahrzeuge
JP2008261552A (ja) 2007-04-12 2008-10-30 Daikin Ind Ltd 熱源ユニット
JP5385589B2 (ja) * 2008-10-30 2014-01-08 シャープ株式会社 空気調和機の室外機
JP5608478B2 (ja) * 2010-08-31 2014-10-15 日立アプライアンス株式会社 熱交換器及びそれを用いた空気調和機
CN103270386A (zh) * 2010-11-22 2013-08-28 开利公司 多管束扁平化管翅片式热交换器
KR101449889B1 (ko) 2011-01-21 2014-10-10 다이킨 고교 가부시키가이샤 열교환기 및 공기 조화기
JP2013083419A (ja) 2011-09-30 2013-05-09 Daikin Industries Ltd 熱交換器および空気調和機
JP5962033B2 (ja) * 2012-01-31 2016-08-03 ダイキン工業株式会社 熱交換器及びそれを備えた空気調和機
AU2014408468B2 (en) * 2014-10-07 2018-08-30 Mitsubishi Electric Corporation Heat exchanger and air-conditioning apparatus

Patent Citations (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH04187991A (ja) * 1990-11-22 1992-07-06 Showa Alum Corp 熱交換器
JPH0611291A (ja) * 1992-04-02 1994-01-21 Nartron Corp 冷却システム用の積層プレートヘッダー及びその製造方法
JPH09189463A (ja) * 1996-02-29 1997-07-22 Mitsubishi Electric Corp 熱交換器の分配装置及びその製造方法
JP2009270781A (ja) * 2008-05-08 2009-11-19 Mitsubishi Electric Corp 熱交換器モジュール、熱交換器、室内ユニット及び空調冷凍装置
JP2010236707A (ja) * 2009-03-30 2010-10-21 Daikin Ind Ltd 熱交換器
JP2014518370A (ja) * 2011-06-28 2014-07-28 ヴァレオ システム テルミク 熱交換器、当該熱交換器を備えたハウジングおよび空気調和回路
WO2013161799A1 (ja) * 2012-04-26 2013-10-31 三菱電機株式会社 熱交換器及びこの熱交換器を備えた冷凍サイクル装置
JP2014031944A (ja) * 2012-08-03 2014-02-20 Hitachi Appliances Inc 冷凍サイクル装置、並びに、この冷凍サイクル装置を備えた冷凍装置及び空調装置
WO2014156743A1 (ja) * 2013-03-28 2014-10-02 三菱電機株式会社 スクロール圧縮機及びそれを備えた冷凍サイクル装置

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP3205967A4 *

Cited By (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2017221400A1 (ja) * 2016-06-24 2017-12-28 三菱電機株式会社 冷凍サイクル装置およびそれに用いられる室外熱交換器
CN109312971A (zh) * 2016-06-24 2019-02-05 三菱电机株式会社 制冷循环装置以及用于该制冷循环装置的室外热交换器
JPWO2017221400A1 (ja) * 2016-06-24 2019-02-28 三菱電機株式会社 冷凍サイクル装置
CN109312971B (zh) * 2016-06-24 2020-11-06 三菱电机株式会社 制冷循环装置
CN110476036A (zh) * 2017-03-31 2019-11-19 三菱电机株式会社 热交换器及具备该热交换器的制冷循环装置
CN110476036B (zh) * 2017-03-31 2021-05-18 三菱电机株式会社 热交换器及具备该热交换器的制冷循环装置
JP2019019985A (ja) * 2017-07-11 2019-02-07 株式会社富士通ゼネラル 圧縮機及び空気調和装置
JP2019019984A (ja) * 2017-07-11 2019-02-07 株式会社富士通ゼネラル ロータリ圧縮機及び空気調和装置
WO2022004895A1 (ja) * 2020-07-03 2022-01-06 ダイキン工業株式会社 圧縮機における冷媒としての使用、圧縮機、および、冷凍サイクル装置
JP2022013930A (ja) * 2020-07-03 2022-01-18 ダイキン工業株式会社 圧縮機における冷媒としての使用、圧縮機、および、冷凍サイクル装置

Also Published As

Publication number Publication date
US20170241684A1 (en) 2017-08-24
EP3205967A4 (en) 2018-09-26
JPWO2016056064A1 (ja) 2017-04-27
CN106796092A (zh) 2017-05-31
CN106796092B (zh) 2019-06-21
US10082322B2 (en) 2018-09-25
EP3205967A1 (en) 2017-08-16
JP6333401B2 (ja) 2018-05-30
EP3205967B1 (en) 2019-09-04

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP6333401B2 (ja) 熱交換器、及び、空気調和装置
JP6336100B2 (ja) 熱交換器、及び、空気調和装置
JP6091641B2 (ja) 熱交換器、及び、空気調和装置
JP6109303B2 (ja) 熱交換器及び冷凍サイクル装置
WO2017203566A1 (ja) 分配器、積層型ヘッダ、熱交換器、及び、空気調和装置
WO2011135946A1 (ja) 熱交換装置及びこれに用いる連絡管
EP3156752B1 (en) Heat exchanger
WO2015063858A1 (ja) 管継手、熱交換器、及び、空気調和装置
WO2015111220A1 (ja) 熱交換器、及び、空気調和装置
WO2015133626A1 (ja) 熱交換器及び空気調和機
CN107110568A (zh) 多通路多板片折叠式微通道换热器
KR101491909B1 (ko) 분할제상이 가능한 실외기 열교환기, 실외기 열교환기 관열 분할 제상 히트펌프 시스템 및 그 히트펌프 시스템의 작동방법
JP6198976B2 (ja) 熱交換器、及び冷凍サイクル装置
JP2011112315A (ja) フィンチューブ型熱交換器及びこれを用いた空気調和機
EP3825628B1 (en) Refrigeration cycle device
US20170356700A1 (en) Frost tolerant microchannel heat exchanger
JP4983878B2 (ja) 熱交換器及びこの熱交換器を備えた冷蔵庫、空気調和機
WO2019155571A1 (ja) 熱交換器および冷凍サイクル装置
JP7305085B1 (ja) 熱交換器および冷凍サイクル装置
JP7399286B2 (ja) 熱交換器および冷凍サイクル装置
WO2023281656A1 (ja) 熱交換器および冷凍サイクル装置
JP2012225545A (ja) 熱交換器及びこの熱交換器を備えた空気調和機
CN117355721A (zh) 热交换器、具备热交换器的空调装置的室外机、以及具备空调装置的室外机的空调装置
WO2016098204A1 (ja) 熱交換器及びこの熱交換器を備えた冷凍サイクル装置

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 14903604

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2016552735

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 15503483

Country of ref document: US

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

REEP Request for entry into the european phase

Ref document number: 2014903604

Country of ref document: EP