WO2018066075A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

冷凍サイクル装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2018066075A1
WO2018066075A1 PCT/JP2016/079514 JP2016079514W WO2018066075A1 WO 2018066075 A1 WO2018066075 A1 WO 2018066075A1 JP 2016079514 W JP2016079514 W JP 2016079514W WO 2018066075 A1 WO2018066075 A1 WO 2018066075A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
heat exchanger
vortex generator
fan
heat transfer
evaporator
Prior art date
Application number
PCT/JP2016/079514
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
真哉 東井上
石橋　晃
前田　剛志
伊東　大輔
中村　伸
良太 赤岩
暁 八柳
佑太 小宮
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 EP16918274.8A priority Critical patent/EP3524917B1/en
Priority to PCT/JP2016/079514 priority patent/WO2018066075A1/ja
Priority to JP2018543518A priority patent/JPWO2018066075A1/ja
Publication of WO2018066075A1 publication Critical patent/WO2018066075A1/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
    • F28F13/00—Arrangements for modifying heat-transfer, e.g. increasing, decreasing
    • F28F13/06—Arrangements for modifying heat-transfer, e.g. increasing, decreasing by affecting the pattern of flow of the heat-exchange media
    • F28F13/12—Arrangements for modifying heat-transfer, e.g. increasing, decreasing by affecting the pattern of flow of the heat-exchange media by creating turbulence, e.g. by stirring, by increasing the force of circulation
    • 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
    • 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
    • F28D1/053—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 the conduits being straight
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F1/00—Tubular elements; Assemblies of tubular elements
    • F28F1/10—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses
    • F28F1/12—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element
    • F28F1/24—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element and extending transversely
    • F28F1/32—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element and extending transversely the means having portions engaging further tubular elements
    • F28F1/325—Fins with openings
    • 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
    • F28D21/00—Heat-exchange apparatus not covered by any of the groups F28D1/00 - F28D20/00
    • F28D2021/0019—Other heat exchangers for particular applications; Heat exchange systems not otherwise provided for
    • F28D2021/0068—Other heat exchangers for particular applications; Heat exchange systems not otherwise provided for for refrigerant cycles
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F2215/00—Fins
    • F28F2215/04—Assemblies of fins having different features, e.g. with different fin densities
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F2215/00—Fins
    • F28F2215/10—Secondary fins, e.g. projections or recesses on main fins

Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration cycle apparatus that improves the heat exchange performance of a heat exchanger.
  • the fin-and-tube heat exchanger has a heat transfer tube through which a refrigerant flows and a heat transfer fin connected to the heat transfer tube.
  • Patent Document 1 describes a fin-and-tube heat exchanger provided with a plurality of rectangular heat transfer fins and a plurality of heat transfer tubes.
  • the plurality of heat transfer fins are arranged such that the longitudinal direction is along the vertical direction.
  • the plurality of heat transfer fins are arranged in parallel in a lateral direction substantially perpendicular to the flow direction of the air supplied by the fan, with a predetermined interval.
  • the plurality of heat transfer tubes are juxtaposed in the vertical direction (longitudinal direction of the heat transfer fins) with a predetermined interval, and penetrate each fin along the direction in which the heat transfer fins are juxtaposed.
  • Each heat transfer fin of the heat exchanger described in Patent Document 1 has a plurality of triangular cut and raised pieces called winglets in the vicinity of the upstream end in the air flow direction. According to Patent Document 1, the air flowing between the heat transfer fins collides with the winglet to generate a vortex, and the air flow near the surfaces of the heat transfer tubes and the heat transfer fins is disturbed. It is supposed to improve.
  • the fin-and-tube heat exchanger of the refrigeration cycle apparatus may be used as an evaporator that cools the air flowing into the heat exchanger with the refrigerant flowing through the heat transfer tubes.
  • the heat transfer tubes and the heat transfer fins are cooled to a lower temperature than the air flowing into the heat exchanger by the refrigerant flowing through the heat transfer tubes. For this reason, the air that has flowed into the heat exchanger is cooled by the heat transfer tubes and the heat transfer fins that are cooler than the air.
  • dew condensation occurs on the surfaces of the heat transfer tubes and the heat transfer fins when the air falls below the dew point temperature.
  • the vicinity of the upstream end portion of the heat transfer fin in the air flow direction is a place where the air flowing into the heat exchanger starts to be cooled, so that condensation is likely to occur in the place.
  • the heat transfer fin is further cooler than the air, so that the dew adhering to the vicinity of the upstream end of the heat transfer fin in the air flow direction. Freezes and frost formation occurs in the vicinity of the end.
  • the winglet which is a vortex generating means is formed on the heat transfer fin.
  • the vortex generating means and the heat transfer fin are formed as an integral part.
  • the winglet which is a vortex generating means is cooled to the same temperature as the other portions of the heat transfer fins by the refrigerant flowing through the heat transfer tubes.
  • the winglet is formed in the heat transfer fin in the vicinity of the upstream end in the air flow direction in the heat transfer fin, that is, in a place where condensation is likely to occur.
  • This invention was made in order to solve the above-mentioned subject, and it aims at obtaining the refrigerating-cycle apparatus which can improve the heat exchange performance of an evaporator.
  • the refrigeration cycle apparatus includes a heat transfer tube through which a refrigerant flows, a heat transfer fin connected to the heat transfer tube, an evaporator that cools air with the refrigerant, and supplies the air to the evaporator
  • the fan and the evaporator are configured as separate parts, and include a vortex generator provided on the upstream side of the evaporator in the air flow direction.
  • the vortex generator serving as the vortex generating means is configured as a separate component from the evaporator. For this reason, it can suppress that a vortex generator is cooled with the refrigerant
  • FIG. 3 is a view as seen from an arrow A in FIG. 2.
  • FIG. 3 is a view taken in the direction of arrow B in FIG. 2.
  • It is a side view which shows another example of the heat exchanger 10 of the air conditioner 100 which concerns on Embodiment 1 of this invention.
  • It is a side view which shows another example of the vortex generator 20 of the air conditioner 100 which concerns on Embodiment 1 of this invention.
  • FIG. 11 it is the figure which added the velocity distribution of the airflow which flows in into the vortex generator 20.
  • FIG. It is a side view which shows another example of the air conditioner 100 which concerns on Embodiment 3 of this invention. It is a top view which shows another example of the air conditioner 100 which concerns on Embodiment 3 of this invention. It is a side view of the air conditioner 100 shown in FIG. It is a top view which shows another example of the air conditioner 100 which concerns on Embodiment 3 of this invention. It is a side view of the air conditioner 100 shown in FIG. It is a side view which shows the example of arrangement
  • Embodiment 1 FIG.
  • the refrigeration cycle apparatus according to the present invention will be described by taking an air conditioner that is one of the refrigeration cycle apparatuses as an example.
  • FIG. 1 is a refrigerant circuit diagram showing an air conditioner 100 according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the white arrow shown in FIG. 1 has shown the flow direction of air.
  • the air conditioner 100 includes a compressor 1, a heat exchanger 2 that is an indoor heat exchanger, a fan 2a that supplies indoor air to the heat exchanger 2, an expansion device 3, a heat exchanger 10 that is an outdoor heat exchanger, heat A fan 30 for supplying outdoor air to the exchanger 10 and a flow path switching device 4 are provided.
  • the compressor 1, the heat exchanger 2, the expansion device 3, the heat exchanger 10, and the flow path switching device 4 are connected by a refrigerant pipe to form a refrigerant circuit.
  • the compressor 1 compresses the refrigerant.
  • the refrigerant compressed by the compressor 1 is discharged and sent to the flow path switching device 4.
  • the compressor 1 can be composed of, for example, a rotary compressor, a scroll compressor, a screw compressor, or a reciprocating compressor.
  • the heat exchanger 2 which is an indoor heat exchanger, functions as a condenser during heating operation and functions as an evaporator during cooling operation.
  • the heat exchanger 2 is, for example, a fin and tube type heat exchanger.
  • the expansion device 3 expands and decompresses the refrigerant that has flowed out of the heat exchanger 2 or the heat exchanger 10.
  • the expansion device 3 may be configured by an electric expansion valve that can adjust the flow rate of the refrigerant, for example.
  • an electric expansion valve that can adjust the flow rate of the refrigerant, for example.
  • the expansion device 3 not only an electric expansion valve but also a mechanical expansion valve employing a diaphragm for the pressure receiving portion, a capillary tube, or the like can be applied.
  • the heat exchanger 10 which is an outdoor heat exchanger, functions as an evaporator during heating operation and functions as a condenser during cooling operation.
  • the heat exchanger 10 is a fin-and-tube heat exchanger, and a detailed configuration will be described later.
  • the flow path switching device 4 is, for example, a four-way valve, and switches the refrigerant flow path between the heating operation and the cooling operation. That is, the flow path switching device 4 connects the discharge port of the compressor 1 and the heat exchanger 2 during the heating operation, and the refrigerant flow path so as to connect the suction port of the compressor 1 and the heat exchanger 10. Can be switched. Further, the flow path switching device 4 connects the discharge port of the compressor 1 and the heat exchanger 10 during the cooling operation, and the refrigerant flow path so as to connect the suction port of the compressor 1 and the heat exchanger 2. Can be switched.
  • the fan 2a is installed in the vicinity of the heat exchanger 2, and supplies room air to the heat exchanger 2 as described above.
  • the fan 30 is installed in the vicinity of the heat exchanger 10 and supplies outdoor air to the heat exchanger 10 as described above.
  • various types of fans such as a propeller fan, a cross flow fan, a sirocco fan, and a turbo fan can be used.
  • the vortex generator 20 is located at a position on the upstream side of the heat exchanger 10 in the flow direction of the air supplied to the heat exchanger 10 by the fan 30. Is provided. The detailed configuration of the vortex generator 20 will be described later together with the detailed configuration of the heat exchanger 10.
  • Each component of the air conditioner 100 described above is housed in the outdoor unit 101 or the indoor unit 102.
  • the compressor 1, the expansion device 3, the flow path switching device 4, the heat exchanger 10, the vortex generator 20, and the fan 30 are housed in the outdoor unit 101.
  • the heat exchanger 2 and the fan 2a are accommodated in the indoor unit 102.
  • FIG. 2 is a side view showing the heat exchanger 10 and the vortex generator 20 of the air conditioner 100 according to Embodiment 1 of the present invention.
  • 3 is a view taken in the direction of arrow A in FIG.
  • FIG. 4 is a view taken in the direction of arrow B in FIG. 2 and 4 indicate the flow direction of the air (outdoor air) supplied by the fan 30.
  • the detailed structure of the heat exchanger 10 is demonstrated using FIG.2 and FIG.3.
  • the detailed structure of the vortex generator 20 is demonstrated using FIG.2 and FIG.4.
  • the heat exchanger 10 is a fin-and-tube heat exchanger, and includes a plurality of heat transfer tubes 12 through which a refrigerant flows and a plurality of heat transfer fins connected to the heat transfer tubes 12.
  • the heat transfer fin 11 is a rectangular plate-like member.
  • the plurality of heat transfer fins 11 are arranged so that, for example, the longitudinal direction is along the vertical direction.
  • the plurality of heat transfer fins 11 are arranged side by side in a lateral direction substantially perpendicular to the flow direction of the air supplied by the fan 30 with a predetermined interval.
  • Each heat transfer fin 11 is formed with a through hole into which the heat transfer tube 12 is inserted.
  • each heat transfer fin 11 may be formed in a wave shape.
  • the plurality of heat transfer tubes 12 are circular tubes. These heat transfer tubes 12 are inserted into through holes formed in the heat transfer fins 11. In other words, these heat transfer tubes 12 penetrate the plurality of heat transfer fins 11 along the direction in which the heat transfer fins 11 are arranged side by side. In other words, the heat transfer tube 12 and the outer edge of the through hole of the heat transfer fin 11 serve as a connection portion between them.
  • the heat transfer tube 12 is not limited to a circular tube.
  • a flat tube having a flat cross section may be used as the heat transfer tube 12.
  • the flat shape is a shape such as an oval cross-sectional shape in which the horizontal width is larger than the vertical width.
  • FIG. 5 is a side view showing another example of the heat exchanger 10 of the air conditioner 100 according to Embodiment 1 of the present invention.
  • cut-and-raised pieces called slits, louvers, winglets, or the like may be formed on the heat transfer fins.
  • no cut and raised pieces are formed on each heat transfer fin 11 of the heat exchanger 10 according to the first embodiment. This is because the heat exchange performance of the heat exchanger 10 is improved by providing the vortex generator 20 as will be described later, and it is not necessary to cut and raise the heat transfer fins 11.
  • the vortex generator 20 is arranged at a position on the upstream side of the heat exchanger 10 in the flow direction of the air supplied from the fan 30 to the heat exchanger 10.
  • the vortex generator 20 is configured as a separate part from the heat exchanger 10.
  • the vortex generator 20 includes a plurality of convex portions 22.
  • a part of the plate-like base material 21 is cut and raised to form a plurality of convex portions 22. That is, the convex portion 22 is a cut and raised piece.
  • the vortex generator 20 is comprised by arranging the base material 21 in which the convex part 22 was formed in parallel with the regular space
  • the vortex generator 20 is arrange
  • the vortex generator 20 configured as described above, when the air supplied by the fan 30 flows between the base materials 21 and collides with the convex portion 22, a vortex is generated.
  • the thickness of the vortex generator 20 is smaller than the thickness of the heat exchanger 10 in the flow direction of the air supplied by the fan 30.
  • the configuration of the vortex generator 20 is not limited to the above configuration.
  • the shape of the raised protrusion 22 may be other than a triangle.
  • the base material 21 is cut and raised from the upstream side to the downstream side in the flow direction of the air supplied by the fan 30 to form the convex portion 22.
  • the base material 21 may be cut and raised from the downstream side in the flow direction of the air supplied by the fan 30 to form the convex portion 22.
  • the formation method of the convex part 22 is not limited to cutting and raising.
  • a component different from the base material 21 may be attached to the base material 21 by welding or the like to form the convex portion 22.
  • the juxtaposed direction of the plurality of base materials 21 is the same as the juxtaposed direction of the heat transfer fins 11, but the juxtaposed direction of both may be different. For example, you may arrange
  • the vortex generator 20 including a plurality of wire rods 23 arranged at regular intervals without using the convex portion 22 may be used.
  • the plurality of wires 23 are arranged in a grid, for example. It is also possible to configure the vortex generator 20 with only the wire 23a or the wire 23b arranged with a predetermined interval in one direction. This is because a vortex is generated when the air supplied by the fan 30 collides with the wire 23. That is, the vortex generator 20 may be configured to generate vortices when the air supplied by the fan 30 passes through the vortex generator 20.
  • FIG. 6 is a side view showing another example of the vortex generator 20 of the air conditioner 100 according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 6 shows another example of the vortex generator 20 observed in the flow direction of the air supplied from the fan 30 to the vortex generator 20. That is, the observation direction in FIG. 6 is obtained by observing another example of the vortex generator 20 from the position on the left side in FIG.
  • the operation of the air conditioner 100 will be described.
  • the heating operation operation of the air conditioner 100 will be described.
  • the flow path switching device 4 switches to the refrigerant flow path indicated by the solid line in FIG. In this state, when the compressor 1, the fan 2a, and the fan 30 are driven, the heating operation is started.
  • a high-temperature and high-pressure gaseous refrigerant is discharged from the compressor 1.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 1 flows into the heat exchanger 2 that is an indoor heat exchanger via the flow path switching device 4.
  • the heat exchanger 2 functions as a condenser.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant flowing in the heat exchanger 2 heats indoor air supplied by the fan 2a to heat the air-conditioning target space such as the room.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant flowing in the heat exchanger 2 condenses into a high-pressure liquid refrigerant when exchanging heat with the room air supplied by the fan 2a.
  • the high-pressure liquid refrigerant that has flowed out of the heat exchanger 2 is converted into a low-temperature and low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant by the expansion device 3.
  • This low-temperature and low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant flows into the heat exchanger 10 that is an outdoor heat exchanger.
  • the heat exchanger 10 functions as an evaporator.
  • the refrigerant flowing through the heat transfer tube 12 of the heat exchanger 10 absorbs heat from the outdoor air supplied by the fan 30.
  • the refrigerant flowing through the heat transfer tube 12 of the heat exchanger 10 cools the outdoor air supplied by the fan 30.
  • the refrigerant flowing through the heat transfer tube 12 of the heat exchanger 10 evaporates into a low-pressure gas refrigerant when exchanging heat with the outdoor air supplied by the fan 30. Thereafter, the low-pressure gas refrigerant that has flowed out of the heat exchanger 10 is sucked into the compressor 1 via the flow path switching device 4, is compressed to become a high-temperature and high-pressure gas refrigerant, and is discharged from the compressor 1 again. .
  • the vortex is formed at a position on the upstream side of the heat exchanger 10 in the flow direction of the air supplied from the fan 30 to the heat exchanger 10.
  • a generator 20 is arranged. For this reason, when the air supplied by the fan 30 flows into the vortex generator 20 and collides with the convex portion 22, a vortex is generated. Therefore, the heat exchanger 10 can be supplied with the airflow generated by the vortex generator 20. For this reason, since the airflow near the surface of the heat transfer fins 11 and the heat transfer tubes 12 of the heat exchanger 10 is disturbed, the heat exchange performance of the heat exchanger 10 can be improved.
  • a heat exchanger in which a vortex generating means is integrally formed on a heat transfer fin by, for example, cutting and raising to improve heat exchange performance.
  • vortex generating means is integrally formed in the vicinity of the upstream end of the heat transfer fin in the air flow direction.
  • the effect of improving the heat exchange performance by the vortex generating means cannot be obtained.
  • the heat transfer tubes and the heat transfer fins are cooled to a lower temperature than the air flowing into the evaporator by the refrigerant flowing through the heat transfer tubes. For this reason, the air that has flowed into the evaporator is cooled by the heat transfer tubes and the heat transfer fins that are cooler than the air.
  • the air flowing into the evaporator is cooled, if the air falls below the dew point temperature, dew condensation occurs on the surfaces of the heat transfer tubes and the heat transfer fins. That is, the vicinity of the upstream end portion of the heat transfer fin in the air flow direction is a place where the air flowing into the heat exchanger starts to be cooled, so that condensation is likely to occur in the place.
  • the heat transfer fins are even cooler than the air, so that dew adhering to the vicinity of the upstream end of the heat transfer fin in the air flow direction. It freezes and frost formation occurs near the end.
  • the vortex generating means when the conventional heat exchanger in which the vortex generating means is integrally formed with the heat transfer fin is used as the evaporator, the vortex generating means is cooled to the same temperature as the other portions of the heat transfer fin by the refrigerant flowing through the heat transfer tube. . Further, the vortex generating means is formed in the heat transfer fin in the vicinity of the upstream end of the heat transfer fin in the air flow direction, that is, in a place where condensation is likely to occur. For this reason, when the conventional heat exchanger in which the vortex generating means is integrally formed with the heat transfer fin is used as the evaporator, the vortex generating means is used in a situation where the temperature of the air flowing into the heat exchanger is low.
  • the vortex generator 20 is configured as a separate part from the heat exchanger 10. For this reason, although the vortex generator 20 and the heat transfer fins 11 of the heat exchanger 10 are in contact with each other, the thermal conductivity between the heat transfer fins 11 and the vortex generator 20 is the same as that in the conventional heat exchanger. It becomes lower than the thermal conductivity between the heat fin and the vortex generating means. That is, when the heat exchanger 10 is used as an evaporator, it is possible to suppress the vortex generator 20 from being cooled by the refrigerant flowing through the heat transfer tube 12 of the heat exchanger 10 as compared with the conventional case.
  • the air conditioner 100 according to Embodiment 1 can suppress frost formation on the vortex generator 20 as compared to the conventional case. Therefore, when the heat exchanger 10 is used as an evaporator, the air conditioner 100 according to Embodiment 1 is a vortex generator even in a situation where the temperature of the air flowing into the heat exchanger 10 is low. Since the air flow in which the vortex is generated at 20 can be supplied to the heat exchanger 10, the heat exchange performance of the heat exchanger 10 can be improved.
  • the heat transfer fins 11 of the heat exchanger 10 according to the first embodiment have a configuration in which no cut and raised pieces are formed as described above.
  • the gap between the cut and raised pieces and the heat transfer fins 11 on which the cut and raised pieces are formed and the adjacent heat transfer fins 11 is reduced.
  • the space between the heat transfer fins 11 is easily blocked by frost formation.
  • the heat transfer fins 11 can be prevented from being blocked by frost formation.
  • the heat exchanger 10 according to the first embodiment can suppress the blockage between the heat transfer fins 11 due to frost formation. Therefore, since the heat exchanger 10 according to the first embodiment has a configuration in which the heat transfer fins 11 are not cut and raised, the heat exchange performance of the heat exchanger 10 can be further improved. .
  • the flow path switching device 4 switches to the refrigerant flow path indicated by a broken line in FIG. In this state, the cooling operation is started by driving the compressor 1, the fan 2a, and the fan 30.
  • a high-temperature and high-pressure gaseous refrigerant is discharged from the compressor 1.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 1 flows into the heat exchanger 10 that is an outdoor heat exchanger via the flow path switching device 4.
  • the heat exchanger 2 functions as a condenser.
  • the refrigerant flowing through the heat transfer tube 12 of the heat exchanger 10 radiates heat to the outdoor air supplied by the fan 30.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant flowing through the heat transfer tube 12 of the heat exchanger 10 condenses into high-pressure liquid refrigerant when exchanging heat with the outdoor air supplied by the fan 30.
  • the high-pressure liquid refrigerant that has flowed out of the heat exchanger 10 becomes a low-temperature and low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant by the expansion device 3.
  • This low-temperature and low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant flows into the heat exchanger 2 that is an indoor heat exchanger.
  • the heat exchanger 2 functions as an evaporator.
  • the low-temperature low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant flowing in the heat exchanger 2 cools the indoor air supplied by the fan 2a and cools the air-conditioning target space such as the room.
  • the low-temperature and low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant flowing in the heat exchanger 2 evaporates into a low-pressure gas refrigerant when exchanging heat with the indoor air supplied by the fan 2a. Thereafter, the low-pressure gas refrigerant that has flowed out of the heat exchanger 2 is sucked into the compressor 1 via the flow path switching device 4, is compressed to become a high-temperature and high-pressure gas refrigerant, and is discharged from the compressor 1 again. .
  • the vortex is formed at a position on the upstream side of the heat exchanger 10 in the flow direction of the air supplied from the fan 30 to the heat exchanger 10.
  • a generator 20 is arranged. For this reason, when the air supplied by the fan 30 flows into the vortex generator 20 and collides with the convex portion 22, a vortex is generated. Therefore, the heat exchanger 10 can be supplied with the airflow generated by the vortex generator 20. For this reason, since the air currents near the surfaces of the heat transfer fins 11 and the heat transfer tubes 12 of the heat exchanger 10 are disturbed, the heat exchange performance of the heat exchanger 10 can be improved even during the cooling operation.
  • the air conditioner 100 includes the heat exchanger tube 12 through which the refrigerant flows and the heat transfer fins 11 connected to the heat exchanger tube 12, and the heat exchanger 10 functioning as an evaporator,
  • the fan 30 that supplies air to the exchanger 10 and the heat exchanger 10 are configured as separate parts, and the vortex generator 20 provided on the upstream side of the heat exchanger 10 in the flow direction of the air supplied by the fan 30.
  • the air conditioner 100 according to Embodiment 1 uses the heat exchanger 10 as an evaporator, the vortex generator 20 is cooled by the refrigerant flowing through the heat transfer tube 12 of the heat exchanger 10. , Can be suppressed more than before. That is, the air conditioner 100 according to Embodiment 1 can suppress frost formation on the vortex generator 20 as compared to the conventional case.
  • the air conditioner 100 according to Embodiment 1 is a vortex generator even in a situation where the temperature of the air flowing into the heat exchanger 10 is low. Since the air flow in which the vortex is generated in 20 can be continuously and stably supplied to the heat exchanger 10, the heat exchange performance of the heat exchanger 10 can be improved as compared with the conventional case. In other words, the air conditioner 100 according to the first embodiment can improve the heat exchange performance of the heat exchanger 10 functioning as an evaporator, and thus can realize an energy saving operation.
  • the heat transfer fins 11 of the heat exchanger 10 are not cut and raised. For this reason, the air conditioner 100 which concerns on this Embodiment 1 can suppress that between the heat-transfer fins 11 is obstruct
  • the heat exchanger 10 is used as an outdoor heat exchanger.
  • the heat exchanger 10 may be used as an indoor heat exchanger.
  • the heat exchanger 2 may be used as an outdoor heat exchanger. That is, the heat exchanger 10, the vortex generator 20, and the fan 30 may be stored in the indoor unit 102, and the heat exchanger 2 and the fan 2a may be stored in the outdoor unit 101 instead. Further, in both the heat exchanger 2 and the heat exchanger 10, the vortex generator 20 may be disposed at a position on the upstream side in the air flow direction.
  • the air conditioner 100 according to Embodiment 1 is merely an example of a refrigeration cycle apparatus according to the present invention.
  • the present invention can be applied to all refrigeration cycle apparatuses including a fin-and-tube heat exchanger as an evaporator. That is, the present invention can be implemented by arranging the vortex generator 20 on the upstream side of the air flow of the fin-and-tube evaporator.
  • Embodiment 2 FIG.
  • the vortex generator 20 and the heat transfer fins 11 of the heat exchanger 10 are in contact with each other.
  • the arrangement of the vortex generator 20 and the heat exchanger 10 is not limited to this configuration, and a gap may be formed between the vortex generator 20 and the heat transfer fins 11 of the heat exchanger 10.
  • items that are not particularly described are the same as those in the first embodiment, and the same functions and configurations are described using the same reference numerals.
  • FIG. 7 is a side view showing the vicinity of the heat exchanger 10 and the vortex generator 20 of the air conditioner 100 according to Embodiment 2 of the present invention.
  • FIG. 8 shows the temperatures of the heat transfer fins 11 and the vortex generator 20 of the heat exchanger 10 when the heat exchanger 10 of the air conditioner 100 according to Embodiment 2 of the present invention is used as an evaporator.
  • FIG. 7 and 8 indicate the flow direction of the air supplied by the fan 30.
  • a gap 41 having a distance L is formed between the heat transfer fins 11 of the heat exchanger 10 and the vortex generator 20.
  • the heat transfer fins 11 of the heat exchanger 10 are cooled by the refrigerant flowing through the heat transfer tubes 12 connected to the heat transfer fins 11. Moreover, since the air which flowed in between the heat transfer fins 11 by the fan 30 is cooled by the heat transfer fins 11, the temperature becomes lower as it goes downstream. That is, the heat transfer fin 11 is not heated by the air and goes to a lower temperature as it goes to the downstream side of the air flow. For this reason, the surface temperature of the heat transfer fin 11 is in a state of decreasing from the upstream side toward the downstream side in the flow direction of the air supplied by the fan 30 as indicated by a straight line C shown by a solid line in FIG.
  • the vortex generating means when the heat exchanger is used as an evaporator, the vortex generating means is: It becomes the temperature state similar to the other part of a heat-transfer fin. That is, the temperature of the vortex generating means is cooled by the refrigerant flowing through the heat transfer tube, and goes from the upstream side to the downstream side in the air flow direction so as to be continuous with the straight line C as shown by the straight line D shown by the two-dot chain line in FIG. It will be in a state to decline.
  • the vortex generator 20 is almost free from the refrigerant flowing through the heat transfer tube 12. Not cooled.
  • the temperature of the vortex generator 20 is the outside air temperature (air supplied to the heat exchanger 10 by the fan 30 before flowing into the heat exchanger 10 as indicated by a solid line E in FIG. Air temperature).
  • the air conditioner 100 according to the second embodiment when the heat exchanger 10 is used as an evaporator, vortex generation occurs even when the temperature of the air flowing into the heat exchanger 10 is low. Little frost is generated in the vessel 20. For this reason, also in the air conditioner 100 according to the second embodiment, as in the first embodiment, when the heat exchanger 10 is used as an evaporator, the temperature of the air flowing into the heat exchanger 10 is low. Even in such a situation, the air flow generated by the vortex generator 20 can be continuously and stably supplied to the heat exchanger 10, so that the heat exchange performance of the heat exchanger 10 is improved compared to the conventional case. Can be made.
  • the distance L of the gap 41 is preferably 1 mm to 5 mm. This is because if the distance L is too large, the vortex generated by the vortex generator 20 does not reach the heat exchanger 10, and if the distance L is too small, dew adhering to the heat transfer fins 11 of the heat exchanger 10. This is because there is a possibility of adhering to the vortex generator 20.
  • the temperature of the vortex generator 20 according to Embodiment 1 in which the vortex generator 20 and the heat transfer fins 11 of the heat exchanger 10 are in contact is the temperature of the vortex generator 20 according to Embodiment 2 (see FIG. 8 and the temperature of the vortex generating means in the conventional heat exchanger (straight line D in FIG. 8). That is, in the air conditioner 100 according to the second embodiment, frost formation is less likely to occur in the vortex generator 20 than in the first embodiment when the heat exchanger 10 is used as an evaporator. Therefore, in the air conditioner 100 according to the second embodiment, the air flow generated by the vortex generator 20 is continuously and stably supplied to the heat exchanger 10 over a longer period than in the first embodiment. Since it can supply, the heat exchange performance of the heat exchanger 10 can further be improved.
  • the air conditioner 100 includes a spacer 40 configured as a separate component between the heat transfer fins 11 and the vortex generator 20 of the heat exchanger 10. Yes. That is, a gap 41 is formed between the heat transfer fin 11 of the heat exchanger 10 and the vortex generator 20 by sandwiching the spacer 40 between the heat transfer fin 11 of the heat exchanger 10 and the vortex generator 20. ing.
  • the spacer 40 is preferably formed of a material having a lower thermal conductivity than the heat transfer fins 11 and the vortex generator 20 of the heat exchanger 10, such as a resin.
  • the shape and number of the spacers 40 are not particularly limited.
  • the distance L of the gap 41 can be easily managed by forming the gap 41 by sandwiching the spacer 40 between the heat transfer fin 11 and the vortex generator 20 of the heat exchanger 10. That is, it is possible to prevent the size of the gap 41 from deviating from the set value due to installation errors of the heat exchanger 10 and the vortex generator 20. Then, by accurately setting the distance L of the gap 41 between the heat transfer fins 11 of the heat exchanger 10 and the vortex generator 20, the air flow disturbed to a desired state by the vortex generator 20 is converted into the heat exchanger 10. The heat exchange performance of the heat exchanger 10 can be further improved.
  • the spacer 40 is formed of a material having a lower thermal conductivity than the heat transfer fins 11 and the vortex generator 20 of the heat exchanger 10, so that when the heat exchanger 10 is used as an evaporator, the spacer 40 is interposed via the spacer 40.
  • the cooling of the vortex generator 20 by the heat transfer fins 11 can be suppressed.
  • frost formation is less likely to occur in the vortex generator 20 than in the first embodiment. Therefore, in the air conditioner 100 according to the second embodiment, the air flow generated by the vortex generator 20 is continuously and stably supplied to the heat exchanger 10 over a longer period than in the first embodiment. Since it can supply, the heat exchange performance of the heat exchanger 10 can further be improved.
  • the spacer 40 may be an integrally molded product with the vortex generator 20.
  • a part of the end of the base material 21 of the vortex generator 20 on the side of the heat exchanger 10 may be protruded toward the heat exchanger 10, and the protruding portion may be used as the spacer 40.
  • the spacer 40 may be an integrally molded product with the heat transfer fins 11 of the heat exchanger 10. That is, a part of the end portion of the heat transfer fin 11 on the vortex generator 20 side may protrude toward the heat exchanger 10, and the protruding portion may be used as the spacer 40.
  • FIG. 10 FIG.
  • FIG. 9 is a side view showing another example of the vortex generator 20 of the air conditioner 100 according to Embodiment 2 of the present invention.
  • FIG. 10 is a side view showing another example of the heat exchanger 10 of the air conditioner 100 according to Embodiment 2 of the present invention.
  • the spacer 40 even if the spacer 40 is configured, the distance L of the gap 41 between the heat transfer fins 11 of the heat exchanger 10 and the vortex generator 20 can be set accurately. Therefore, the airflow disturbed to a desired state by the vortex generator 20 can be supplied to the heat exchanger 10, and the heat exchange performance of the heat exchanger 10 can be further improved. Further, when the spacer 40 is configured as shown in FIGS. 9 and 10, the heat transfer fins 11 of the heat exchanger 10 and the vortex generator 20 are in contact with each other at the spacer 40 portion. Narrower than in the first embodiment.
  • the vortex generator 20 is not easily cooled by the heat transfer fins 11 of the heat exchanger 10 as compared to the first embodiment. That is, frost formation is difficult to occur in the vortex generator 20.
  • the air conditioner 100 according to the second embodiment generates a vortex by the vortex generator 20 as compared with the first embodiment. Since the airflow can be continuously and stably supplied to the heat exchanger 10 for a longer period, the heat exchange performance of the heat exchanger 10 can be further improved.
  • Embodiment 3 As described above, as the fan 30 for supplying air to the heat exchanger 10 and the vortex generator 20 shown in the first and second embodiments, for example, a propeller fan, a cross flow fan, a sirocco fan, a turbo fan, and the like Various types of fans can be used. At this time, if a relatively rectified air flow is supplied to the vortex generator 20, a stable vortex can be generated by the vortex generator 20, and the heat exchange performance of the heat exchanger 10 is improved. Therefore, in the third embodiment, a preferred arrangement example for the heat exchanger 10 and the vortex generator 20 will be described for each type of fan 30. In Embodiment 3, items that are not particularly described are the same as those in Embodiment 1 or Embodiment 2, and the same functions and configurations are described using the same reference numerals.
  • FIG. 11 is a side view showing an example of the air conditioner 100 according to Embodiment 3 of the present invention.
  • the white arrow shown in FIG. 11 has shown the flow direction of the air supplied by the fan 30.
  • FIG. The air conditioner 100 shown in FIG. 11 employs a propeller fan 31 as the fan 30.
  • the airflow on the blowout side of the propeller fan 31 advances while turning around the rotation axis of the propeller fan 31.
  • the airflow on the suction side of the propeller fan 31 is rectified compared to the airflow on the blowout side.
  • the propeller fan 31 when the propeller fan 31 is employed as the fan 30, it is preferable to dispose the propeller fan 31 on the downstream side of the heat exchanger 10 in the flow direction of the air supplied by the propeller fan 31.
  • a relatively rectified air flow can be supplied to the vortex generator 20, so that a stable vortex can be generated by the vortex generator 20, and heat exchange of the heat exchanger 10 can be performed. Performance can be improved.
  • FIG. 12 is a diagram in which the velocity distribution of the airflow flowing into the vortex generator 20 is added to the air conditioner 100 shown in FIG.
  • the propeller fan 31 By arranging the propeller fan 31 on the downstream side of the heat exchanger 10 in the flow direction of the air supplied by the propeller fan 31, a relatively rectified airflow can be supplied to the vortex generator 20.
  • the velocity of the airflow flowing into the vortex generator 20 varies depending on the region of the vortex generator 20. Specifically, in the vortex generator 20, the region through which the airflow sucked to the outer peripheral side of the propeller fan 31 passes is a region where the velocity of the airflow, that is, the wind speed is slower than the region through which the airflow sucked into the center of the propeller fan 31 passes. Become.
  • more protrusions 22 may be provided in a part of the vortex generator 20 than in a region where the wind speed is faster than that region.
  • region where a wind speed is fast can be generated, and the heat exchange performance of the heat exchanger 10 can be improved more.
  • the vortex generator 20 is configured by the wire rod 23, a larger amount of the wire rod 23 is provided in a part of the vortex generator 20 than in a region where the wind speed is faster than the region. Good.
  • FIG. 13 is a side view showing another example of the air conditioner 100 according to Embodiment 3 of the present invention.
  • the white arrow shown in FIG. 13 has shown the flow direction of the air supplied by the fan 30.
  • FIG. 13 is a side view showing another example of the air conditioner 100 according to Embodiment 3 of the present invention.
  • the white arrow shown in FIG. 13 has shown the flow direction of the air supplied by the fan 30.
  • FIG. 13 is a side view showing another example of the air conditioner 100 according to Embodiment 3 of the present invention.
  • the white arrow shown in FIG. 13 has shown the flow direction of the air supplied by the fan 30.
  • the air conditioner 100 shown in FIG. 13 employs a cross flow fan 32 as the fan 30.
  • the air conditioner 100 shown in FIG. 13 includes a housing 50 in which an air outlet 51 is formed. And the crossflow fan 32 is accommodated in the housing
  • the cross flow fan 32 By rotating the cross flow fan 32 arranged in this manner, air is sucked in from the upper part of the cross flow fan 32 and air is blown out from the lower part of the cross flow fan 32 to the outlet 51. At this time, the airflow on the suction side of the cross flow fan 32 is relatively rectified.
  • the cross flow fan 32 when the cross flow fan 32 is employed as the fan 30, it is preferable to dispose the cross flow fan 32 on the downstream side of the heat exchanger 10 in the flow direction of the air supplied by the cross flow fan 32.
  • the cross flow fan 32 By arranging the cross flow fan 32 in this way, a relatively rectified airflow can be supplied to the vortex generator 20, so that a stable vortex can be generated by the vortex generator 20, and the heat of the heat exchanger 10 can be generated. Exchange performance can be improved.
  • the velocity of the airflow flowing into the vortex generator 20 varies depending on the region of the vortex generator 20.
  • region where a wind speed is fast can be generated, and the heat exchange performance of the heat exchanger 10 can be improved more.
  • FIG. 14 is a plan view showing another example of the air conditioner 100 according to Embodiment 3 of the present invention.
  • FIG. 15 is a side view of the air conditioner 100 shown in FIG. 14 and 15 indicate the flow direction of the air supplied by the fan 30. 14 and 15, the casing 52 that houses the sirocco fan 33 is shown in cross section.
  • the air conditioner 100 shown in FIG. Specifically, in the air conditioner 100 shown in FIGS. 14 and 15, the sirocco fan 33 is housed in a casing 52, for example.
  • a suction port 53 is formed on the lower surface of the casing 52 at a position facing the rotational axis of the sirocco fan 33.
  • an air outlet 54 is formed on the side surface of the casing 52 so as to face the outer peripheral surface of the sirocco fan 33.
  • the sirocco fan 33 rotates, air is sucked into the casing 52 from the suction port 53, and air is blown out of the casing 52 from the blowout port 54.
  • the airflow on the blowing side of the sirocco fan 33 is relatively rectified.
  • the sirocco fan 33 is employed as the fan 30, it is preferable to dispose the sirocco fan 33 upstream of the vortex generator 20 in the flow direction of the air supplied by the sirocco fan 33.
  • the convex part 22 or the wire 23 is provided in a part of area
  • region where a wind speed is fast can be generated, and the heat exchange performance of the heat exchanger 10 can be improved more.
  • FIG. 16 is a plan view showing another example of the air conditioner 100 according to Embodiment 3 of the present invention.
  • FIG. 17 is a side view of the air conditioner 100 shown in FIG. 16 and 17 indicate the flow direction of the air supplied by the fan 30.
  • the air conditioner 100 shown in FIGS. 16 and 17 employs a turbo fan 34 as the fan 30.
  • the turbo fan 34 sucks air in the direction of the rotation axis of the turbo fan 34 as the turbo fan 34 rotates.
  • the turbo fan 34 blows air to the outer peripheral side of the turbo fan 34.
  • the airflow on the blowout side of the turbo fan 34 is relatively rectified.
  • the turbo fan 34 is employed as the fan 30, it is preferable to dispose the turbo fan 34 upstream of the vortex generator 20 in the flow direction of the air supplied by the turbo fan 34.
  • the vortex generator 20 is disposed so as to surround the outer peripheral side of the turbofan 34.
  • the heat exchanger 10 is arranged so as to surround the outer peripheral side of the vortex generator 20.
  • the turbo fan 34 By arranging the turbo fan 34 in this way, a relatively rectified air flow can be supplied to the vortex generator 20, so that a stable vortex can be generated by the vortex generator 20, and heat exchange of the heat exchanger 10 can be performed. Performance can be improved.
  • Embodiment 4 FIG.
  • the heat exchanger 10 and the vortex generator 20 are arranged one by one in the flow direction of the air supplied by the fan 30.
  • the heat exchanger 10 and the vortex are arranged in the flow direction of the air supplied by the fan 30.
  • a plurality of generators 20 may be arranged.
  • items not particularly described are the same as those in any of the first to third embodiments, and the same functions and configurations are described using the same reference numerals.
  • FIG. 18 is a side view showing an arrangement example of the heat exchanger 10 and the vortex generator 20 of the air conditioner 100 according to Embodiment 4 of the present invention.
  • the flow direction of the air supplied by the fan 30 is indicated by a solid arrow.
  • FIG. 18 schematically shows that vortices are generated on the downstream side of the vortex generator 20 due to the spiral pattern.
  • one heat exchanger 10 and one vortex generator 20 are set as one set, and the set is arranged in a plurality of rows in the flow direction of the air supplied by the fan 30. That is, in each of the sets in which the heat exchanger 10 and the vortex generator 20 are combined, the vortex generator 20 is installed on the upstream side of the heat exchanger 10.
  • one set composed of the heat exchanger 10 and the vortex generator 20 is illustrated as a heat exchanging unit, and is illustrated as a heat exchanging unit 80A and a heat exchanging unit 80B from the windward side.
  • the heat exchange units are collectively referred to as a heat exchange unit 80.
  • the flow of air in the heat exchange unit 80 will be described. As the fan 30 rotates, air is supplied to the heat exchange unit 80. The air is first supplied to the heat exchange unit 80A. In the heat exchange unit 80 ⁇ / b> A, the air supplied by the fan 30 passes through the vortex generator 20 before flowing into the heat exchanger 10. In the vortex generator 20, vortices are generated in the air flow by the action of the convex portions 22. That is, the flow of air supplied by the fan 30 is swirled.
  • the air flow changed into a vortex flow is supplied to the heat exchange unit 80B after passing through the heat exchanger 10 of the heat exchange unit 80A.
  • the air passing through the heat exchanging portion 80A is rectified when passing through the heat exchanger 10, and the vortex is reduced or eliminated.
  • the vortex generator 20 is installed on the upstream side of the heat exchanger 10, and the air flowing from the heat exchanging unit 80A is made into a vortex by the vortex generator 20.
  • the heat exchange performance by the vortex generator 20 can be promoted in the whole heat exchange unit 80. That is, even when the heat exchange unit 80 has a multi-row configuration of the heat exchange unit in which the heat exchanger 10 and the vortex generator 20 are combined, heat exchange by installing the vortex generator 20 in all sets. A performance improvement effect can be obtained.
  • FIG. 19 is a side view showing another arrangement example of the heat exchanger 10 and the vortex generator 20 of the air conditioner 100 according to Embodiment 4 of the present invention.
  • one set composed of the heat exchanger 10 and the vortex generator 20 is illustrated as a heat exchanging unit from the windward side as a heat exchanging unit 80A, a heat exchanging unit 80B, ..., a heat exchanging unit 80N.
  • a heat exchanging unit 80A a heat exchanging unit 80A
  • a heat exchanging unit 80B a heat exchanging unit 80B
  • a heat exchanging unit 80N a heat exchanging unit 80N.
  • three or more sets of heat exchanging units composed of the heat exchanger 10 and the vortex generator 20 may be provided.
  • three or more rows of heat exchanging units including the heat exchanger 10 and the vortex generator 20 may be arranged in the flow direction of the air supplied by the fan 30.
  • the vortex generator 20 is located upstream of the heat exchanger 10 in each of the heat exchange units. Since it is installed, the heat exchange performance by the vortex generator 20 can be promoted throughout the heat exchange unit 80.
  • the distance L may be set to the same value in all the heat exchanging units.
  • the distance L may be increased (or decreased) as the heat exchanging unit is installed. That is, the values of the distance L may be all matched, all may be different, or some may be matched.
  • the vortex generator 20 does not necessarily have to be installed on the upstream side of all the heat exchangers 10 of the heat exchange unit 80, and the vortex generator 20 on the upstream side of the heat exchanger 10 of at least two heat exchange units. Should just be installed.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Geometry (AREA)
  • Other Air-Conditioning Systems (AREA)
  • Details Of Heat-Exchange And Heat-Transfer (AREA)

Abstract

本発明に係る冷凍サイクル装置は、冷媒が流れる伝熱管、及び該伝熱管と接続された伝熱フィンを有し、前記冷媒で空気を冷却する蒸発器と、前記蒸発器に前記空気を供給するファンと、前記蒸発器とは別部品で構成され、前記空気の流れ方向において前記蒸発器の上流側に設けられた渦発生器と、を備えたものである。

Description

冷凍サイクル装置
　本発明は、熱交換器の熱交換性能の向上を図った冷凍サイクル装置に関するものである。
　従来、フィンアンドチューブ型の熱交換器を用いた冷凍サイクル装置が知られている。フィンアンドチューブ型の熱交換器は、冷媒が流れる伝熱管、及び該伝熱管と接続された伝熱フィンを有する。このような冷凍サイクル装置に用いられるフィンアンドチューブ型の熱交換器のなかには、熱交換性能の向上を図ったものも提案されている。
　例えば、特許文献１には、長方形状をした複数の伝熱フィンと、複数の伝熱管とを備えたフィンアンドチューブ型の熱交換器が記載されている。複数の伝熱フィンは、長手方向が上下方向に沿うように配置されている。これら複数の伝熱フィンは、所定の間隔を空けて、ファンによって供給される空気の流れ方向と略垂直な横方向に並設されている。また、複数の伝熱管は、所定の間隔を空けて上下方向（伝熱フィンの長手方向）に並設され、伝熱フィンの並設方向に沿って各フィンを貫通している。そして、特許文献１に記載の熱交換器の各伝熱フィンには、空気の流れ方向において上流側となる端部近傍に、ウイングレットと称する三角形状の切り起こし片が複数形成されている。特許文献１によれば、伝熱フィン間に流入した空気がウイングレットに衝突することにより渦が発生し、伝熱管及び伝熱フィンの表面近傍の気流が乱れるため、熱交換器の熱交換性能が向上するとされている。
特開平１１－１０８５７５号公報
　冷凍サイクル装置のフィンアンドチューブ型の熱交換器は、伝熱管を流れる冷媒で熱交換器に流入した空気を冷却する蒸発器として用いられる場合がある。詳しくは、伝熱管を流れる冷媒により、伝熱管及び伝熱フィンは、熱交換器に流入する空気よりも低温に冷却される。このため、熱交換器に流入した空気は、該空気よりも低温となっている伝熱管及び伝熱フィンによって冷却される。この熱交換器に流入した空気が冷却される際、該空気が露点温度以下になると、伝熱管及び伝熱フィンの表面に結露が発生する。すなわち、伝熱フィンにおける空気の流れ方向の上流側端部近傍は、熱交換器に流入した空気を冷却し始める箇所であるため、当該箇所に結露しやすくなる。また、熱交換器に流入する空気の温度が低温の場合、伝熱フィンは当該空気よりもさらに低温となっているため、伝熱フィンにおける空気の流れ方向の上流側端部近傍に付着した露が凍結し、該端部近傍に着霜が発生してしまう。
　ここで、特許文献１に記載の熱交換器においては、渦発生手段であるウイングレットは伝熱フィンに形成されている。換言すると、特許文献１に記載の熱交換器においては、渦発生手段と伝熱フィンとが一体部品として形成されている。このため、特許文献１に記載の熱交換器を蒸発器として用いた場合、渦発生手段であるウイングレットは、伝熱管を流れる冷媒によって伝熱フィンの他の部分と同温度まで冷却される。また、伝熱フィンにおけるウイングレットの形成箇所は、伝熱フィンにおける空気の流れ方向の上流側端部近傍、つまり、結露が生じやすい箇所となっている。このため、特許文献１に記載の熱交換器は、該熱交換器に流入する空気の温度が低温となっている状況において蒸発器として用いられた場合、渦発生手段であるウイングレットに着霜し、ウイングレットで渦を発生させることが困難となってしまう。したがって、特許文献１に記載の熱交換器は、蒸発器として用いた場合、熱交換性能の向上効果が得られなくなってしまうという課題があった。すなわち、従来の冷凍サイクル装置は、蒸発器の熱交換性能を向上させることができないという課題があった。
　本発明は、上述の課題を解決するためになされたものであり、蒸発器の熱交換性能を向上させることができる冷凍サイクル装置を得ることを目的とする。
　本発明に係る冷凍サイクル装置は、冷媒が流れる伝熱管、及び該伝熱管と接続された伝熱フィンを有し、前記冷媒で空気を冷却する蒸発器と、前記蒸発器に前記空気を供給するファンと、前記蒸発器とは別部品で構成され、前記空気の流れ方向において前記蒸発器の上流側に設けられた渦発生器と、を備えたものである。
　本発明に係る冷凍サイクル装置においては、渦発生手段となる渦発生器が蒸発器とは別部品で構成されている。このため、渦発生器が蒸発器の伝熱管を流れる冷媒によって冷却されることを、従来よりも抑制することができる。すなわち、本発明に係る冷凍サイクル装置は、渦発生器への着霜を従来よりも抑制することができる。したがって、本発明に係る冷凍サイクル装置は、蒸発器に流入する空気の温度が低温となっている状況においても、渦発生器で渦を発生させた気流を蒸発器に供給することができるので、蒸発器の熱交換性能を従来よりも向上させることができる。
本発明の実施の形態１に係る空気調和機１００を示す冷媒回路図である。 本発明の実施の形態１に係る空気調和機１００の熱交換器１０及び渦発生器２０を示す側面図である。 図２のＡ矢視図である。 図２のＢ矢視図である。 本発明の実施の形態１に係る空気調和機１００の熱交換器１０の別の一例を示す側面図である。 本発明の実施の形態１に係る空気調和機１００の渦発生器２０の別の一例を示す側面図である。 本発明の実施の形態２に係る空気調和機１００の熱交換器１０及び渦発生器２０近傍を示す側面図である。 本発明の実施の形態２に係る空気調和機１００の熱交換器１０を蒸発器として用いる際の、熱交換器１０の伝熱フィン１１及び渦発生器２０の温度を示す図である。 本発明の実施の形態２に係る空気調和機１００の渦発生器２０の別の一例を示す側面図である。 本発明の実施の形態２に係る空気調和機１００の熱交換器１０の別の一例を示す側面図である。 本発明の実施の形態３に係る空気調和機１００の一例を示す側面図である。 図１１で示した空気調和機１００において、渦発生器２０に流入する気流の速度分布を追記した図である。 本発明の実施の形態３に係る空気調和機１００の別の一例を示す側面図である。 本発明の実施の形態３に係る空気調和機１００の別の一例を示す平面図である。 図１４に示す空気調和機１００の側面図である。 本発明の実施の形態３に係る空気調和機１００の別の一例を示す平面図である。 図１６に示す空気調和機１００の側面図である。 本発明の実施の形態４に係る空気調和機１００の熱交換器１０及び渦発生器２０の配置例を示す側面図である。 本発明の実施の形態４に係る空気調和機１００の熱交換器１０及び渦発生器２０の別の配置例を示す側面図である。
実施の形態１．
　本実施の形態１では、冷凍サイクル装置の１つである空気調和機を例に、本発明に係る冷凍サイクル装置について説明する。
　図１は、本発明の実施の形態１に係る空気調和機１００を示す冷媒回路図である。なお、図１に示す白抜き矢印は、空気の流れ方向を示している。
　空気調和機１００は、圧縮機１、室内熱交換器である熱交換器２、熱交換器２に室内空気を供給するファン２ａ、膨張装置３、室外熱交換器である熱交換器１０、熱交換器１０に室外空気を供給するファン３０、及び、流路切替装置４等を備えている。圧縮機１、熱交換器２、膨張装置３、熱交換器１０及び流路切替装置４が冷媒配管によって接続され、冷媒回路が形成されている。
　圧縮機１は、冷媒を圧縮するものである。圧縮機１で圧縮された冷媒は、吐出されて流路切替装置４へ送られる。圧縮機１は、例えば、ロータリ圧縮機、スクロール圧縮機、スクリュー圧縮機、又は往復圧縮機等で構成することができる。
　室内熱交換器である熱交換器２は、暖房運転時には凝縮器として機能し、冷房運転時には蒸発器として機能するものである。熱交換器２は、例えば、フィンアンドチューブ型の熱交換器である。
　膨張装置３は、熱交換器２又は熱交換器１０から流出した冷媒を膨張させて減圧するものである。膨張装置３は、例えば冷媒の流量を調整可能な電動膨張弁等で構成するとよい。なお、膨張装置３としては、電動膨張弁だけでなく、受圧部にダイアフラムを採用した機械式膨張弁、又はキャピラリーチューブ等を適用することも可能である。
　室外熱交換器である熱交換器１０は、暖房運転時には蒸発器として機能し、冷房運転時には凝縮器として機能するものである。熱交換器１０は、フィンアンドチューブ型の熱交換器であり、詳細構成は後述する。
　流路切替装置４は、例えば四方弁であり、暖房運転と冷房運転とにおいて冷媒の流路を切り替えるものである。つまり、流路切替装置４は、暖房運転時、圧縮機１の吐出口と熱交換器２とを接続し、圧縮機１の吸入口と熱交換器１０とを接続するように冷媒流路が切り替えられる。また、流路切替装置４は、冷房運転時、圧縮機１の吐出口と熱交換器１０とを接続し、圧縮機１の吸入口と熱交換器２とを接続するように冷媒流路が切り替えられる。
　ファン２ａは、熱交換器２の近傍に設置されており、上述のように熱交換器２に室内空気を供給するものである。
　ファン３０は、熱交換器１０の近傍に設置されており、上述のように熱交換器１０に室外空気を供給するものである。
　ファン２ａ及びファン３０としては、例えば、プロペラファン、クロスフローファン、シロッコファン及びターボファン等、種々の種類のファンを用いることができる。
　ここで、本実施の形態１に係る空気調和機１００は、ファン３０によって熱交換器１０に供給される空気の流れ方向において、熱交換器１０の上流側となる位置に、渦発生器２０が設けられている。渦発生器２０の詳細構成は、熱交換器１０の詳細構成と共に後述する。
　上述した空気調和機１００の各構成は、室外機１０１又は室内機１０２に収納されている。詳しくは、圧縮機１、膨張装置３、流路切替装置４、熱交換器１０、渦発生器２０及びファン３０は、室外機１０１に収納されている。熱交換器２及びファン２ａは、室内機１０２に収納されている。
　図２は、本発明の実施の形態１に係る空気調和機１００の熱交換器１０及び渦発生器２０を示す側面図である。図３は、図２のＡ矢視図である。また、図４は、図２のＢ矢視図である。なお、図２及び図４に示す白抜き矢印は、ファン３０によって供給される空気（室外空気）の流れ方向を示している。
　以下、図２及び図３を用いて、熱交換器１０の詳細構成について説明する。また、図２及び図４を用いて、渦発生器２０の詳細構成について説明する。
　図２及び図３に示すように、熱交換器１０は、フィンアンドチューブ型の熱交換器であり、冷媒が流れる複数の伝熱管１２と、これら伝熱管１２に接続された複数の伝熱フィン１１とを備える。伝熱フィン１１は、長方形状をした板状部材である。これら複数の伝熱フィン１１は、例えば長手方向が上下方向に沿うように、配置される。そして、これら複数の伝熱フィン１１は、規定の間隔を空けて、ファン３０によって供給される空気の流れ方向と略垂直な横方向に並設されている。また、各伝熱フィン１１には、伝熱管１２が挿入される貫通孔が形成されている。なお、各伝熱フィン１１の強度を増すために、各伝熱フィン１１を波状に形成してもよい。
　複数の伝熱管１２は、円管である。これら伝熱管１２は、各伝熱フィン１１に形成された貫通孔に挿入されている。換言すると、これら伝熱管１２は、伝熱フィン１１の並設方向に沿って、複数の伝熱フィン１１を貫通している。すなわち、伝熱管１２と伝熱フィン１１の貫通孔外縁部とが、両者の接続部となる。なお、伝熱管１２は、円管に限定されるものではない。例えば、図５に示すように、伝熱管１２として、断面が扁平形状となっている扁平管を用いてもよい。扁平形状とは、横幅が縦幅よりも大きくなる例えば断面長円形状等の形状である。ここで、図５は、本発明の実施の形態１に係る空気調和機１００の熱交換器１０の別の一例を示す側面図である。
　ところで、従来のフィンアンドチューブ型の熱交換器では、熱交換性能を向上させるため、スリット、ルーバー又はウイングレット等と称される切り起こし片が伝熱フィンに形成される場合がある。一方、本実施の形態１に係る熱交換器１０の各伝熱フィン１１には、切り起こし片が形成されていない。後述のように渦発生器２０を設けることによって熱交換器１０の熱交換性能が向上するため、伝熱フィン１１に切り起こし片を形成する必要がないからである。
　上述のように、渦発生器２０は、ファン３０から熱交換器１０に供給される空気の流れ方向において、熱交換器１０の上流側となる位置に配置されている。この渦発生器２０は、熱交換器１０とは別部品で構成されている。詳しくは、図２及び図４に示すように、渦発生器２０は、複数の凸部２２を備えている。本実施の形態１では、板状の基材２１の一部を切り起こして、複数の凸部２２を形成している。つまり、凸部２２は、切り起こし片となっている。そして、凸部２２が形成された基材２１を規定の間隔を空けて並設することにより、渦発生器２０を構成している。また、本実施の形態１では、渦発生器２０と熱交換器１０の伝熱フィン１１とが接触するように、渦発生器２０を配置している。このように構成された渦発生器２０においては、ファン３０によって供給される空気が基材２１間に流入して凸部２２に衝突すると、渦が発生することとなる。また、本実施の形態１では、ファン３０によって供給される空気の流れ方向において、渦発生器２０の厚みが、熱交換器１０の厚みよりも小さくなっている。このように渦発生器２０及び熱交換器１０を構成することにより、空気調和機１００をコンパクトに形成することができる。
　なお、渦発生器２０の構成は、上記の構成に限定されるものではない。例えば、切り起こされる凸部２２の形状を三角形以外にしてもよい。また例えば、図２及び図４では、ファン３０によって供給される空気の流れ方向上流側から下流側に向かって基材２１を切り起こし、凸部２２を形成したが、凸部２２の切り起こし方向も限定されない。例えば、ファン３０によって供給される空気の流れ方向下流側から上流側に向かって基材２１を切り起こし、凸部２２を形成してもよい。また、凸部２２の形成方法は、切り起こしに限定されるものではない。例えば、基材２１とは別部品を溶接等で該基材２１に取り付け、凸部２２としてもよい。また例えば、図２及び図４では、複数の基材２１の並設方向を伝熱フィン１１の並設方向と同方向にしたが、両者の並設方向を異ならせてもよい。また例えば、複数の基材２１を格子状に配置してもよい。
　また例えば、図６に示すように、凸部２２を用いず、規定の間隔を空けて配置された複数の線材２３を備えた渦発生器２０としてもよい。これら複数の線材２３は、例えば格子状に配置される。一方向に規定の間隔を空けて配置された線材２３ａ又は線材２３ｂのみで渦発生器２０を構成することもできる。ファン３０によって供給される空気が線材２３に衝突した際、渦が発生するからである。すなわち、渦発生器２０は、ファン３０によって供給される空気が渦発生器２０を通過する際に渦を発生させることができる構成であればよい。ここで、図６は、本発明の実施の形態１に係る空気調和機１００の渦発生器２０の別の一例を示す側面図である。なお、図６は、ファン３０から渦発生器２０に供給される空気の流れ方向に観察した、渦発生器２０の別の一例を示している。すなわち、図６の観察方向は、図２において紙面左側となる位置から渦発生器２０の別の一例を観察したものとなっている。
　続いて、空気調和機１００の動作について説明する。まず、空気調和機１００の暖房運転動作について説明する。空気調和機１００が暖房運転する場合、流路切替装置４は、図１に実線で示す冷媒流路に切り替わる。この状態において、圧縮機１、ファン２ａ及びファン３０が駆動することにより、暖房運転が開始される。
　圧縮機１を駆動させることによって、圧縮機１から高温高圧のガス状態の冷媒が吐出する。圧縮機１から吐出した高温高圧のガス冷媒は、流路切替装置４を介して室内熱交換器である熱交換器２に流入する。暖房運転時、熱交換器２は、凝縮器として機能する。このため、熱交換器２では、該熱交換器２内を流れる高温高圧のガス冷媒が、ファン２ａによって供給される室内空気を加熱し、室内等の空調対象空間を暖房する。また、熱交換器２内を流れる高温高圧のガス冷媒は、ファン２ａによって供給される室内空気と熱交換する際、凝縮して高圧の液冷媒になる。
　熱交換器２から流出した高圧の液冷媒は、膨張装置３によって、低温低圧の気液二相冷媒になる。この低温低圧の気液二相冷媒は、室外熱交換器である熱交換器１０に流入する。暖房運転時、熱交換器１０は、蒸発器として機能する。このため、熱交換器１０では、該熱交換器１０の伝熱管１２を流れる冷媒が、ファン３０によって供給される室外空気から吸熱する。換言すると、熱交換器１０の伝熱管１２を流れる冷媒は、ファン３０によって供給される室外空気を冷却する。また、熱交換器１０の伝熱管１２を流れる冷媒は、ファン３０によって供給される室外空気と熱交換する際、蒸発して低圧のガス冷媒になる。その後、熱交換器１０から流出した低圧のガス冷媒は、流路切替装置４を介して圧縮機１に吸入され、圧縮されて高温高圧のガス冷媒となって、再び圧縮機１から吐出される。
　ここで、本実施の形態１に係る空気調和機１００では、上述のように、ファン３０から熱交換器１０に供給される空気の流れ方向において、熱交換器１０の上流側となる位置に渦発生器２０が配置されている。このため、ファン３０によって供給される空気が渦発生器２０に流入して凸部２２に衝突すると、渦が発生する。したがって、熱交換器１０には、渦発生器２０で渦を発生させた気流を供給することができる。このため、熱交換器１０の伝熱フィン１１及び伝熱管１２の表面近傍の気流が乱れるため、熱交換器１０の熱交換性能を向上させることができる。
　ところで、従来、伝熱フィンに渦発生手段を例えば切り起こしによって一体形成し、熱交換性能の向上を図った熱交換器が知られている。この従来の熱交換器は、伝熱フィンにおける空気の流れ方向の上流側端部近傍に、渦発生手段が一体形成されている。このような従来の熱交換器においては、該熱交換器を蒸発器として用いた場合、渦発生手段による熱交換性能向上効果を得ることができなかった。
　詳しくは、蒸発器においては、伝熱管を流れる冷媒により、伝熱管及び伝熱フィンは、蒸発器に流入する空気よりも低温に冷却される。このため、蒸発器に流入した空気は、該空気よりも低温となっている伝熱管及び伝熱フィンによって冷却される。この蒸発器に流入した空気が冷却される際、該空気が露点温度以下になると、伝熱管及び伝熱フィンの表面に結露が発生する。すなわち、伝熱フィンにおける空気の流れ方向の上流側端部近傍は、熱交換器に流入した空気を冷却し始める箇所であるため、当該箇所に結露しやすくなる。また、蒸発器に流入する空気の温度が低温の場合、伝熱フィンは当該空気よりもさらに低温となっているため、伝熱フィンにおける空気の流れ方向の上流側端部近傍に付着した露が凍結し、該端部近傍に着霜が発生してしまう。
　すなわち、伝熱フィンに渦発生手段を一体形成した従来の熱交換器を蒸発器として用いた場合、渦発生手段は伝熱管を流れる冷媒によって伝熱フィンの他の部分と同温度まで冷却される。また、伝熱フィンにおける渦発生手段の形成箇所は、伝熱フィンにおける空気の流れ方向の上流側端部近傍、つまり、結露が生じやすい箇所となっている。このため、伝熱フィンに渦発生手段を一体形成した従来の熱交換器を蒸発器として用いた場合、該熱交換器に流入する空気の温度が低温となっている状況では、渦発生手段に着霜し、渦発生手段で渦を発生させることが困難となってしまう。したがって、伝熱フィンに渦発生手段を一体形成した従来の熱交換器を蒸発器として用いた場合、熱交換性能の向上効果が得られなくなってしまう。
　一方、本実施の形態１に係る空気調和機１００においては、渦発生器２０が熱交換器１０とは別部品で構成されている。このため、渦発生器２０と熱交換器１０の伝熱フィン１１とが接触しているものの、伝熱フィン１１と渦発生器２０との間の熱伝導率は、従来の熱交換器における伝熱フィンと渦発生手段との間の熱伝導率と比べ、低くなる。つまり、熱交換器１０を蒸発器として用いた際、渦発生器２０が熱交換器１０の伝熱管１２を流れる冷媒によって冷却されることを、従来よりも抑制することができる。すなわち、本実施の形態１に係る空気調和機１００は、渦発生器２０への着霜を従来よりも抑制することができる。したがって、本実施の形態１に係る空気調和機１００は、熱交換器１０を蒸発器として用いた際、熱交換器１０に流入する空気の温度が低温となっている状況においても、渦発生器２０で渦を発生させた気流を熱交換器１０に供給することができるので、熱交換器１０の熱交換性能を向上させることができる。
　さらに、本実施の形態１に係る熱交換器１０の伝熱フィン１１は、上述のように、切り起こし片が形成されていない構成となっている。伝熱フィン１１に切り起こし片を形成すると、切り起こし片と、該切り起こし片が形成された伝熱フィン１１と隣接する伝熱フィン１１との間の隙間が小さくなる。このため、伝熱フィン１１に切り起こし片を形成すると、伝熱フィン１１間が着霜によって閉塞しやすくなる。換言すると、本実施の形態１に係る熱交換器１０は、伝熱フィン１１に切り起こし片が形成されていないため、伝熱フィン１１間が着霜によって閉塞することを抑制できる。また、伝熱フィン１１に切り起こし片を形成しないことにより、伝熱フィン１１に付着した露は、切り起こし片に表面張力等で保持されることがなくなるため、下方へ滑っていき、熱交換器１０から排出されやすくなる。この点においても、本実施の形態１に係る熱交換器１０は、伝熱フィン１１間が着霜によって閉塞することを抑制できる。したがって、本実施の形態１に係る熱交換器１０は、伝熱フィン１１に切り起こし片が形成されていない構成となっているため、熱交換器１０の熱交換性能をさらに向上させることができる。
　空気調和機１００が冷房運転する場合、流路切替装置４は、図１に破線で示す冷媒流路に切り替わる。この状態において、圧縮機１、ファン２ａ及びファン３０が駆動することにより、冷房運転が開始される。
　圧縮機１を駆動させることによって、圧縮機１から高温高圧のガス状態の冷媒が吐出する。圧縮機１から吐出した高温高圧のガス冷媒は、流路切替装置４を介して室外熱交換器である熱交換器１０に流入する。冷房運転時、熱交換器２は、凝縮器として機能する。このため、熱交換器１０では、該熱交換器１０の伝熱管１２を流れる冷媒が、ファン３０によって供給される室外空気に放熱する。また、熱交換器１０の伝熱管１２を流れる高温高圧のガス冷媒は、ファン３０によって供給される室外空気と熱交換する際、凝縮して高圧の液冷媒になる。
　熱交換器１０から流出した高圧の液冷媒は、膨張装置３によって、低温低圧の気液二相冷媒になる。この低温低圧の気液二相冷媒は、室内熱交換器である熱交換器２に流入する。冷房運転時、熱交換器２は、蒸発器として機能する。このため、熱交換器２では、該熱交換器２内を流れる低温低圧の気液二相冷媒が、ファン２ａによって供給される室内空気を冷却し、室内等の空調対象空間を冷房する。また、熱交換器２内を流れる低温低圧の気液二相冷媒は、ファン２ａによって供給される室内空気と熱交換する際、蒸発して低圧のガス冷媒になる。その後、熱交換器２から流出した低圧のガス冷媒は、流路切替装置４を介して圧縮機１に吸入され、圧縮されて高温高圧のガス冷媒となって、再び圧縮機１から吐出される。
　ここで、本実施の形態１に係る空気調和機１００では、上述のように、ファン３０から熱交換器１０に供給される空気の流れ方向において、熱交換器１０の上流側となる位置に渦発生器２０が配置されている。このため、ファン３０によって供給される空気が渦発生器２０に流入して凸部２２に衝突すると、渦が発生する。したがって、熱交換器１０には、渦発生器２０で渦を発生させた気流を供給することができる。このため、熱交換器１０の伝熱フィン１１及び伝熱管１２の表面近傍の気流が乱れるため、冷房運転時においても、熱交換器１０の熱交換性能を向上させることができる。
　以上、本実施の形態１に係る空気調和機１００は、冷媒が流れる伝熱管１２及び該伝熱管１２と接続された伝熱フィン１１を有し、蒸発器として機能する熱交換器１０と、熱交換器１０に空気を供給するファン３０と、熱交換器１０とは別部品で構成され、ファン３０によって供給される空気の流れ方向において熱交換器１０の上流側に設けられた渦発生器２０と、を備えている。このため、本実施の形態１に係る空気調和機１００は、熱交換器１０を蒸発器として用いた際、渦発生器２０が熱交換器１０の伝熱管１２を流れる冷媒によって冷却されることを、従来よりも抑制することができる。すなわち、本実施の形態１に係る空気調和機１００は、渦発生器２０への着霜を従来よりも抑制することができる。
　したがって、本実施の形態１に係る空気調和機１００は、熱交換器１０を蒸発器として用いた際、熱交換器１０に流入する空気の温度が低温となっている状況においても、渦発生器２０で渦を発生させた気流を連続的に安定して熱交換器１０に供給することができるので、熱交換器１０の熱交換性能を従来よりも向上させることができる。換言すると、本実施の形態１に係る空気調和機１００は、蒸発器として機能する熱交換器１０の熱交換性能を向上させることができるため、省エネルギー運転を実現することができる。
　また、本実施の形態１に係る空気調和機１００においては、熱交換器１０の伝熱フィン１１に切り起こし片が形成されていない構成となっている。このため、本実施の形態１に係る空気調和機１００は、熱交換器１０を蒸発器として用いた際、伝熱フィン１１間が着霜によって閉塞することを抑制でき、熱交換器１０の熱交換性能をさらに向上させることができる。
　なお、本実施の形態１では、熱交換器１０を室外熱交換器として用いたが、熱交換器１０を室内熱交換器として用いてもよい。この場合、熱交換器２を室外熱交換器として用いればよい。つまり、熱交換器１０、渦発生器２０及びファン３０を室内機１０２に収納し、替わりに熱交換器２及びファン２ａを室外機１０１に収納すればよい。また、熱交換器２及び熱交換器１０の双方において、空気流れ方向の上流側となる位置に渦発生器２０を配置してもよい。
　また、本実施の形態１に係る空気調和機１００は、あくまでも本発明に係る冷凍サイクル装置の一例である。蒸発器としてフィンアンドチューブ型の熱交換器を備えた冷凍サイクル装置全般に、本発明を採用することができる。すなわち、フィンアンドチューブ型の蒸発器の空気流れ上流側に渦発生器２０を配置することにより、本発明を実施することができる。
実施の形態２．
　実施の形態１では、渦発生器２０と熱交換器１０の伝熱フィン１１とが接触していた。しかしながら、渦発生器２０及び熱交換器１０の配置は当該構成に限定されるものではなく、渦発生器２０と熱交換器１０の伝熱フィン１１との間に隙間を形成してもよい。なお、本実施の形態２において、特に記述しない項目については実施の形態１と同様とし、同一の機能や構成については同一の符号を用いて述べることとする。
　図７は、本発明の実施の形態２に係る空気調和機１００の熱交換器１０及び渦発生器２０近傍を示す側面図である。また、図８は、本発明の実施の形態２に係る空気調和機１００の熱交換器１０を蒸発器として用いる際の、熱交換器１０の伝熱フィン１１及び渦発生器２０の温度を示す図である。なお、図７及び図８に示す白抜き矢印は、ファン３０によって供給される空気の流れ方向を示している。
　図７に示すように、本実施の形態２に係る空気調和機１００においては、熱交換器１０の伝熱フィン１１と渦発生器２０との間に、距離Ｌの隙間４１が形成されている。このように熱交換器１０及び渦発生器２０を配置することにより、熱交換器１０を蒸発器として用いた際、熱交換器１０の伝熱フィン１１及び渦発生器２０における各位置の温度は、図８のようになる。
　詳しくは、熱交換器１０の伝熱フィン１１は、該伝熱フィン１１と接続されている伝熱管１２を流れる冷媒によって冷却される。また、ファン３０によって伝熱フィン１１間に流入した空気は、伝熱フィン１１によって冷却されていくため、下流側に行くほど温度が低くなる。つまり、伝熱フィン１１は、空気流れの下流側に行くほど、空気によって暖められず、温度が低い状態になる。このため、伝熱フィン１１の表面温度は、図８に実線で示す直線Ｃのように、ファン３０によって供給される空気の流れ方向において、上流側から下流側に向かって低下する状態となる。
　ここで、伝熱フィンにおける空気の流れ方向の上流側端部近傍に渦発生手段が一体形成された従来の熱交換器においては、該熱交換器を蒸発器として用いる場合、渦発生手段は、伝熱フィンの他の部分と同様の温度状態となる。つまり、渦発生手段の温度は、伝熱管を流れる冷媒によって冷却され、図８に二点鎖線で示す直線Ｄのように、直線Ｃに連なるように空気の流れ方向の上流側から下流側に向かって低下する状態となる。
　一方、本実施の形態２では、熱交換器１０の伝熱フィン１１と渦発生器２０との間に隙間４１が形成されているため、渦発生器２０は、伝熱管１２を流れる冷媒によってほとんど冷却されない。このため、渦発生器２０の温度は、図８に実線で示す直線Ｅのように、外気温度（ファン３０によって熱交換器１０に供給される空気であって、熱交換器１０に流入する前の空気の温度）となる。
　したがって、本実施の形態２に係る空気調和機１００においては、熱交換器１０を蒸発器として用いた際、熱交換器１０に流入する空気の温度が低温となっている状況においても、渦発生器２０に着霜はほとんど発生しない。このため、本実施の形態２に係る空気調和機１００においても、実施の形態１と同様に、熱交換器１０を蒸発器として用いた際、熱交換器１０に流入する空気の温度が低温となっている状況においても、渦発生器２０で渦を発生させた気流を連続的に安定して熱交換器１０に供給することができるので、熱交換器１０の熱交換性能を従来よりも向上させることができる。
　ここで、隙間４１の距離Ｌは、１ｍｍ～５ｍｍが好ましい。これは、距離Ｌが大きすぎると、渦発生器２０で発生させた渦流が熱交換器１０に到達せず、距離Ｌが小さすぎると、熱交換器１０の伝熱フィン１１に付着した露が渦発生器２０に付着してしまう可能性が生じるからである。
　なお、渦発生器２０と熱交換器１０の伝熱フィン１１とが接触していた実施の形態１に係る渦発生器２０の温度は、実施の形態２に係る渦発生器２０の温度（図８の直線Ｅ）と、従来の熱交換器における渦発生手段の温度（図８の直線Ｄ）との間となる。すなわち、本実施の形態２に係る空気調和機１００は、熱交換器１０を蒸発器として用いた際、実施の形態１よりも渦発生器２０に着霜が発生しづらい。したがって、本実施の形態２に係る空気調和機１００は、実施の形態１と比べ、渦発生器２０で渦を発生させた気流をより長期に渡って連続的に安定して熱交換器１０に供給することができるので、熱交換器１０の熱交換性能をさらに向上させることができる。
　ここで、本実施の形態２に係る空気調和機１００は、熱交換器１０の伝熱フィン１１と渦発生器２０との間に、これらとは別部品として構成されたスペーサー４０を有している。つまり、熱交換器１０の伝熱フィン１１と渦発生器２０との間にスペーサー４０を挟み込むことにより、熱交換器１０の伝熱フィン１１と渦発生器２０との間に隙間４１を形成している。このスペーサー４０は、熱交換器１０の伝熱フィン１１及び渦発生器２０よりも熱伝導率が低い材料、例えば樹脂等で形成するのが好ましい。なお、スペーサー４０の形状及び個数は、特に限定されるものではない。
　熱交換器１０の伝熱フィン１１と渦発生器２０との間にスペーサー４０を挟み込んで隙間４１を形成することにより、隙間４１の距離Ｌの管理が容易となる。すなわち、熱交換器１０及び渦発生器２０の設置誤差等によって隙間４１の大きさが設定値からずれることを防止できる。そして、熱交換器１０の伝熱フィン１１と渦発生器２０との間の隙間４１の距離Ｌを正確に設定することにより、渦発生器２０によって所望の状態に乱れた気流を熱交換器１０に供給でき、熱交換器１０の熱交換性能をより向上させることができる。
　また、スペーサー４０を熱交換器１０の伝熱フィン１１及び渦発生器２０よりも熱伝導率が低い材料で形成することにより、熱交換器１０を蒸発器として用いた際に、スペーサー４０を介して伝熱フィン１１によって渦発生器２０が冷却されることを抑制できる。このため、スペーサー４０を介して伝熱フィン１１と渦発生器２０とが熱的に接続されているとしても、実施の形態１よりも渦発生器２０に着霜が発生しづらい。したがって、本実施の形態２に係る空気調和機１００は、実施の形態１と比べ、渦発生器２０で渦を発生させた気流をより長期に渡って連続的に安定して熱交換器１０に供給することができるので、熱交換器１０の熱交換性能をさらに向上させることができる。
　なお、図９に示すように、スペーサー４０を渦発生器２０との一体成形品にしてもよい。例えば、渦発生器２０の基材２１における熱交換器１０側の端部の一部を熱交換器１０側に突出させ、該突出部分をスペーサー４０としてもよい。また例えば、図１０に示すように、スペーサー４０を熱交換器１０の伝熱フィン１１との一体成形品にしてもよい。つまり、伝熱フィン１１における渦発生器２０側の端部の一部を熱交換器１０側に突出させ、該突出部分をスペーサー４０としてもよい。
　ここで、図９は、本発明の実施の形態２に係る空気調和機１００の渦発生器２０の別の一例を示す側面図である。また、図１０は、本発明の実施の形態２に係る空気調和機１００の熱交換器１０の別の一例を示す側面図である。
　図９及び図１０に示すようにスペーサー４０を構成しても、熱交換器１０の伝熱フィン１１と渦発生器２０との間の隙間４１の距離Ｌを正確に設定することができる。したがって、渦発生器２０によって所望の状態に乱れた気流を熱交換器１０に供給でき、熱交換器１０の熱交換性能をより向上させることができる。また、図９及び図１０に示すようにスペーサー４０を構成した場合、スペーサー４０部分において熱交換器１０の伝熱フィン１１と渦発生器２０とが接触することとなるが、両者の接触範囲は実施の形態１よりも狭い。このため、熱交換器１０を蒸発器として用いた際、実施の形態１と比べ、渦発生器２０は、熱交換器１０の伝熱フィン１１によって冷却されづらい。つまり、渦発生器２０に着霜が発生しづらい。このため、図９及び図１０に示すようにスペーサー４０を構成しても、本実施の形態２に係る空気調和機１００は、実施の形態１と比べ、渦発生器２０で渦を発生させた気流をより長期に渡って連続的に安定して熱交換器１０に供給することができるので、熱交換器１０の熱交換性能をさらに向上させることができる。
実施の形態３．
　上述のように、実施の形態１及び実施の形態２で示した熱交換器１０及び渦発生器２０に空気を供給するファン３０として、例えば、プロペラファン、クロスフローファン、シロッコファン及びターボファン等、種々の種類のファンを用いることができる。この際、比較的整流された気流を渦発生器２０に供給した方が、渦発生器２０で安定した渦を発生させることができ、熱交換器１０の熱交換性能が向上する。そこで、本実施の形態３では、ファン３０の種類毎に、熱交換器１０及び渦発生器２０に対する好適な配置例について説明する。なお、本実施の形態３において、特に記述しない項目については実施の形態１又は実施の形態２と同様とし、同一の機能や構成については同一の符号を用いて述べることとする。
　図１１は、本発明の実施の形態３に係る空気調和機１００の一例を示す側面図である。なお、図１１に示す白抜き矢印は、ファン３０によって供給される空気の流れ方向を示している。
　図１１に示す空気調和機１００は、ファン３０としてプロペラファン３１を採用している。プロペラファン３１の吹き出し側の気流は、プロペラファン３１の回転軸を中心に旋回しながら進んでいく。一方、プロペラファン３１の吸い込み側の気流は、吹き出し側の気流と比べ、整流されたものとなる。このため、ファン３０としてプロペラファン３１を採用する場合、プロペラファン３１が供給する空気の流れ方向において、熱交換器１０の下流側にプロペラファン３１を配置することが好ましい。このようにプロペラファン３１を配置することにより、比較的整流された気流を渦発生器２０に供給できるため、渦発生器２０で安定した渦を発生させることができ、熱交換器１０の熱交換性能を向上させることができる。
　図１２は、図１１で示した空気調和機１００において、渦発生器２０に流入する気流の速度分布を追記した図である。プロペラファン３１が供給する空気の流れ方向において、熱交換器１０の下流側にプロペラファン３１を配置することにより、比較的整流された気流を渦発生器２０に供給することができる。しかしながら、渦発生器２０に流入する気流は、渦発生器２０の領域毎に速度が異なってくる。詳しくは、渦発生器２０においてプロペラファン３１の外周側に吸引される気流が通る領域は、プロペラファン３１の中心部に吸引される気流が通る領域と比べ、気流の速度つまり風速が遅い領域となる。そして、風速が遅い領域は、該領域よりも風速が速い領域と比べ、渦が発生しづらい。つまり、渦発生器２０における風速が遅い領域を通過した気流は渦の発生度合いが少なく、該気流が流れる熱交換器１０の領域は、風速が速い気流が流れる熱交換器１０の領域と比べ、熱交換性能が低下してしまう。
　そこで、図１２に示すように、渦発生器２０における一部の領域に、該領域よりも風速の速い領域と比べて、凸部２２を多く設けてもよい。このように構成することにより、渦発生器２０における風速が遅い領域においても、風速が速い領域と同等の渦を発生させることができ、熱交換器１０の熱交換性能をより向上させることができる。なお、図６で示したように、線材２３で渦発生器２０を構成する場合、渦発生器２０における一部の領域に、該領域よりも風速の速い領域と比べて、線材２３を多く設けるとよい。このように構成することにより、渦発生器２０における風速が遅い領域においても、風速が速い領域と同等の渦を発生させることができ、熱交換器１０の熱交換性能をより向上させることができる。
　図１３は、本発明の実施の形態３に係る空気調和機１００の別の一例を示す側面図である。なお、図１３に示す白抜き矢印は、ファン３０によって供給される空気の流れ方向を示している。
　図１３に示す空気調和機１００は、ファン３０としてクロスフローファン３２を採用している。詳しくは、図１３に示す空気調和機１００は、吹出口５１が形成された筐体５０を備えている。そして、クロスフローファン３２は、吹出口５１の上方を覆うように、筐体５０内に収容されている。このように配置されたクロスフローファン３２が回転することにより、クロスフローファン３２の上方部分から空気が吸い込まれ、クロスフローファン３２の下方部分から吹出口５１に空気が吹き出される。この際、クロスフローファン３２の吸い込み側の気流は、比較的整流されたものとなる。このため、ファン３０としてクロスフローファン３２を採用する場合、クロスフローファン３２が供給する空気の流れ方向において、熱交換器１０の下流側にクロスフローファン３２を配置することが好ましい。このようにクロスフローファン３２を配置することにより、比較的整流された気流を渦発生器２０に供給できるため、渦発生器２０で安定した渦を発生させることができ、熱交換器１０の熱交換性能を向上させることができる。
　ここで、ファン３０としてクロスフローファン３２を採用する場合においても、渦発生器２０に流入する気流は、渦発生器２０の領域毎に速度が異なってくる。このため、図１３に示す空気調和機１００においても、渦発生器２０における一部の領域に、該領域よりも風速の速い領域と比べて、凸部２２又は線材２３を多く設けることが好ましい。これにより、渦発生器２０における風速が遅い領域においても、風速が速い領域と同等の渦を発生させることができ、熱交換器１０の熱交換性能をより向上させることができる。
　図１４は、本発明の実施の形態３に係る空気調和機１００の別の一例を示す平面図である。また、図１５は、図１４に示す空気調和機１００の側面図である。なお、図１４及び図１５に示す白抜き矢印は、ファン３０によって供給される空気の流れ方向を示している。また、図１４及び図１５では、シロッコファン３３を収納しているケーシング５２を断面で示している。
　図１４及び図１５に示す空気調和機１００は、ファン３０としてシロッコファン３３を採用している。詳しくは、図１４及び図１５に示す空気調和機１００においては、シロッコファン３３は、例えばケーシング５２に収納されている。このケーシング５２の下面には、シロッコファン３３の回転軸と対向する位置に、吸込口５３が形成されている。また、ケーシング５２の側面には、シロッコファン３３の外周面と対向して、吹出口５４が形成されている。シロッコファン３３が回転することにより、吸込口５３からケーシング５２内に空気が吸い込まれ、吹出口５４からケーシング５２外へ空気が吹き出される。この際、シロッコファン３３の吹き出し側の気流は、比較的整流されたものとなる。このため、ファン３０としてシロッコファン３３を採用する場合、シロッコファン３３が供給する空気の流れ方向において、渦発生器２０の上流側にシロッコファン３３を配置することが好ましい。このようにシロッコファン３３を配置することにより、比較的整流された気流を渦発生器２０に供給できるため、渦発生器２０で安定した渦を発生させることができ、熱交換器１０の熱交換性能を向上させることができる。
　ここで、ファン３０としてシロッコファン３３を採用する場合においても、渦発生器２０に流入する気流は、渦発生器２０の領域毎に速度が異なってくる。このため、図１４及び図１５に示す空気調和機１００においても、渦発生器２０における一部の領域に、該領域よりも風速の速い領域と比べて、凸部２２又は線材２３を多く設けることが好ましい。これにより、渦発生器２０における風速が遅い領域においても、風速が速い領域と同等の渦を発生させることができ、熱交換器１０の熱交換性能をより向上させることができる。
　図１６は、本発明の実施の形態３に係る空気調和機１００の別の一例を示す平面図である。また、図１７は、図１６に示す空気調和機１００の側面図である。なお、図１６及び図１７に示す白抜き矢印は、ファン３０によって供給される空気の流れ方向を示している。
　図１６及び図１７に示す空気調和機１００は、ファン３０としてターボファン３４を採用している。ターボファン３４は、該ターボファン３４が回転することにより、該ターボファン３４の回転軸方向に空気を吸い込む。また、ターボファン３４は、該ターボファン３４の外周側に空気を吹き出す。この際、ターボファン３４の吹き出し側の気流は、比較的整流されたものとなる。このため、ファン３０としてターボファン３４を採用する場合、ターボファン３４が供給する空気の流れ方向において、渦発生器２０の上流側にターボファン３４を配置することが好ましい。このため、図１６及び図１７に示す空気調和機１００においては、ターボファン３４の外周側を囲むように、渦発生器２０が配置されている。また、この渦発生器２０の外周側を囲むように、熱交換器１０が配置されている。このようにターボファン３４を配置することにより、比較的整流された気流を渦発生器２０に供給できるため、渦発生器２０で安定した渦を発生させることができ、熱交換器１０の熱交換性能を向上させることができる。
　ここで、ファン３０としてターボファン３４を採用する場合においても、渦発生器２０に流入する気流は、渦発生器２０の領域毎に速度が異なってくる。このため、図１６及び図１７に示す空気調和機１００においても、渦発生器２０における一部の領域に、該領域よりも風速の速い領域と比べて、凸部２２又は線材２３を多く設けることが好ましい。これにより、渦発生器２０における風速が遅い領域においても、風速が速い領域と同等の渦を発生させることができ、熱交換器１０の熱交換性能をより向上させることができる。
実施の形態４．
　実施の形態１～実施の形態３に示した空気調和機１００では、ファン３０によって供給される空気の流れ方向に、熱交換器１０及び渦発生器２０を１つずつ配置していた。これに限らず、本実施の形態４で示すように、実施の形態１～実施の形態３に示した空気調和機１００において、ファン３０によって供給される空気の流れ方向に熱交換器１０及び渦発生器２０を複数ずつ配置してもよい。なお、本実施の形態４において、特に記述しない項目については実施の形態１～実施の形態３のいずれかと同様とし、同一の機能や構成については同一の符号を用いて述べることとする。
　図１８は、本発明の実施の形態４に係る空気調和機１００の熱交換器１０及び渦発生器２０の配置例を示す側面図である。なお、図１８では、ファン３０によって供給される空気の流れ方向を実線矢印で示している。また、図１８では、渦巻き模様により、渦発生器２０の下流側で渦が発生していることを模式的に示している。
　本実施の形態４では、１つの熱交換器１０と１つの渦発生器２０とを１つの組として、その組をファン３０によって供給される空気の流れ方向に複数列並べて配置している。つまり、熱交換器１０と渦発生器２０が組み合わされた組のそれぞれにおいて、渦発生器２０が熱交換器１０の上流側に設置されるようになっている。
　図１８では、熱交換器１０と渦発生器２０とで構成される１つの組を熱交換部として、風上側から熱交換部８０Ａ、熱交換部８０Ｂとして図示している。なお、以下の説明において、各熱交換部をまとめて熱交換ユニット８０と称するものとする。
　熱交換ユニット８０における空気の流れについて説明する。
　ファン３０が回転することにより空気が熱交換ユニット８０に供給される。この空気は、まず熱交換部８０Ａに供給される。熱交換部８０Ａでは、ファン３０により供給された空気が、熱交換器１０に流入する前に渦発生器２０を通過することになる。渦発生器２０では、凸部２２の作用により、空気流れに渦を発生させる。すなわち、ファン３０により供給された空気の流れを渦流にする。
　渦流に変化した空気の流れは、熱交換部８０Ａの熱交換器１０を通過した後、熱交換部８０Ｂに供給される。熱交換部８０Ａを通過する空気は、熱交換器１０を通過する際に、整流され、渦流が減少または消滅してしまう。このような場合、熱交換部８０Ｂにおいては、渦発生器２０による熱交換性能向上効果が得られない可能性が生じる。そこで、熱交換部８０Ｂにおいても、熱交換器１０の上流側に渦発生器２０を設置し、熱交換部８０Ａから流れてきた空気を、渦発生器２０により渦流とするようにしている。
　これを熱交換ユニット８０の全体で実行することにより、熱交換ユニット８０の全体で渦発生器２０による熱交換性能の促進を図ることができる。つまり、熱交換ユニット８０を熱交換器１０及び渦発生器２０が組み合わされた熱交換部の多列構成とした場合であっても、全部の組で渦発生器２０を設置したことによる熱交換性能の向上効果を得ることが可能になる。
　図１９は、本発明の実施の形態４に係る空気調和機１００の熱交換器１０及び渦発生器２０の別の配置例を示す側面図である。
　図１９では、熱交換器１０と渦発生器２０とで構成される１つの組を熱交換部として、風上側から熱交換部８０Ａ、熱交換部８０Ｂ・・・熱交換部８０Ｎとして図示している。つまり、熱交換器１０と渦発生器２０とで構成される熱交換部を３組以上設けてもよい。換言すると、熱交換器１０と渦発生器２０とで構成される熱交換部を、ファン３０によって供給される空気の流れ方向に３列以上配置してもよい。
　図１９に示すように、熱交換ユニット８０を熱交換部の３列以上の多列構成とした場合であっても、熱交換部のそれぞれにおいて渦発生器２０が熱交換器１０の上流側に設置されているので、熱交換ユニット８０の全体で渦発生器２０による熱交換性能の促進を図ることができる。
　ところで、実施の形態２で示したように熱交換器１０と渦発生器２０との間に距離Ｌの隙間４１を形成する場合、全ての熱交換部において距離Ｌを同じ値としてもよく、下流に設置される熱交換部ほど距離Ｌを大きく（又は小さく）してもよい。つまり、距離Ｌの値は、全部を一致させてもよく、全部を異ならせてもよく、一部を一致させてもよい。
　また、必ずしも、熱交換ユニット８０の全部の熱交換器１０の上流側に渦発生器２０を設置しなくてもよく、少なくとも２つの熱交換部の熱交換器１０の上流側に渦発生器２０が設置されていればよい。
　１　圧縮機、２　熱交換器、２ａ　ファン、３　膨張装置、４　流路切替装置、１０　熱交換器、１１　伝熱フィン、１２　伝熱管、２０　渦発生器、２１　基材、２２　凸部、２３（２３ａ，２３ｂ）　線材、３０　ファン、３１　プロペラファン、３２　クロスフローファン、３３　シロッコファン、３４　ターボファン、４０　スペーサー、４１　隙間、５０　筐体、５１　吹出口、５２　ケーシング、５３　吸込口、５４　吹出口、８０　熱交換ユニット、８０Ａ　熱交換部、８０Ｂ　熱交換部、８０Ｎ　熱交換部、１００　空気調和機、１０１　室外機、１０２　室内機。

Claims (15)

  1. 　冷媒が流れる伝熱管、及び該伝熱管と接続された伝熱フィンを有し、前記冷媒で空気を冷却する蒸発器と、
    　前記蒸発器に前記空気を供給するファンと、
    　前記蒸発器とは別部品で構成され、前記空気の流れ方向において前記蒸発器の上流側に設けられた渦発生器と、
    　を備えた冷凍サイクル装置。
  2. 　前記蒸発器の前記伝熱フィンと前記渦発生器との間に隙間が形成されている請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 　前記蒸発器の前記伝熱フィンと前記渦発生器との間にスペーサーを有する請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　前記スペーサーは、前記蒸発器及び上記渦発生器とは別部品で構成されている請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 　前記スペーサーは、前記渦発生器又は前記蒸発器の前記伝熱フィンとの一体形成品である請求項３に記載の冷凍サイクル装置。
  6. 　前記伝熱フィンは、切り起こし片が形成されていない請求項１～請求項５のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  7. 　前記蒸発器と前記渦発生器とを１つの組とした熱交換部を、前記空気の流れ方向に複数列並べた請求項１～請求項６のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  8. 　前記ファンは、プロペラファンであり、
    　該プロペラファンは、前記空気の流れ方向において、前記蒸発器の下流側に配置されている請求項１～請求項７のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  9. 　前記ファンは、クロスフローファンであり、
    　該クロスフローファンは、前記空気の流れ方向において、前記蒸発器の下流側に配置されている請求項１～請求項７のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  10. 　前記ファンは、シロッコファンであり、
    　該シロッコファンは、前記空気の流れ方向において、前記渦発生器の上流側に配置されている請求項１～請求項７のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  11. 　前記ファンは、ターボファンであり、
    　該ターボファンは、前記空気の流れ方向において、前記渦発生器の上流側に配置されている請求項１～請求項７のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  12. 　前記渦発生器は、複数の凸部が形成された基材を備えた請求項１～請求項１１のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  13. 　前記渦発生器における一部の領域は、該領域よりも風速の速い領域と比べ、前記凸部が多く設けられている請求項１２に記載の冷凍サイクル装置。
  14. 　前記渦発生器は、規定の間隔を空けて配置された複数の線材を備えた請求項１～請求項１１のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。
  15. 　前記渦発生器における一部の領域は、該領域よりも風速の速い領域と比べ、前記線材が多く設けられている請求項１４に記載の冷凍サイクル装置。
PCT/JP2016/079514 2016-10-04 2016-10-04 冷凍サイクル装置 WO2018066075A1 (ja)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EP16918274.8A EP3524917B1 (en) 2016-10-04 2016-10-04 Refrigeration cycle device
PCT/JP2016/079514 WO2018066075A1 (ja) 2016-10-04 2016-10-04 冷凍サイクル装置
JP2018543518A JPWO2018066075A1 (ja) 2016-10-04 2016-10-04 冷凍サイクル装置

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2016/079514 WO2018066075A1 (ja) 2016-10-04 2016-10-04 冷凍サイクル装置

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2018066075A1 true WO2018066075A1 (ja) 2018-04-12

Family

ID=61831366

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2016/079514 WO2018066075A1 (ja) 2016-10-04 2016-10-04 冷凍サイクル装置

Country Status (3)

Country Link
EP (1) EP3524917B1 (ja)
JP (1) JPWO2018066075A1 (ja)
WO (1) WO2018066075A1 (ja)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2020026902A (ja) * 2018-08-09 2020-02-20 株式会社デンソー 熱伝達装置
JPWO2021130910A1 (ja) * 2019-12-25 2021-07-01

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN111121158A (zh) * 2019-12-18 2020-05-08 宁波奥克斯电气股份有限公司 一种具有除菌功能的空调器及其控制方法

Citations (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5479047U (ja) * 1977-11-16 1979-06-05
JPS54152363U (ja) * 1978-04-17 1979-10-23
JPS5556366U (ja) * 1978-10-12 1980-04-16
JPS57134698A (en) * 1981-02-13 1982-08-19 Toshiba Corp Heat exchanging device
JPS58165570U (ja) * 1982-04-28 1983-11-04 株式会社日立製作所 クロスフイン形熱交換器
JPS58167824U (ja) * 1982-04-30 1983-11-09 三洋電機株式会社 熱交換ユニツト
JPS5995391A (ja) * 1982-11-22 1984-06-01 Matsushita Electric Ind Co Ltd 熱交換器
JP2002195675A (ja) * 2001-11-09 2002-07-10 Toshiba Kyaria Kk 空気調和装置
JP2007040611A (ja) * 2005-08-03 2007-02-15 Denso Corp 蒸気圧縮式冷凍サイクル装置
JP2013019596A (ja) * 2011-07-11 2013-01-31 Mitsubishi Electric Corp 熱交換器、室内機、および室外機

Family Cites Families (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS589107Y2 (ja) * 1978-03-22 1983-02-18 三菱電機株式会社 熱交換装置
JPS59122803A (ja) * 1982-12-27 1984-07-16 株式会社東芝 蒸気タ−ビンの再熱装置
JP3256056B2 (ja) * 1993-11-05 2002-02-12 株式会社日立製作所 空気調和機のスペーサ及び空気調和機
US5531266A (en) * 1993-12-28 1996-07-02 Uop Method of indirect heat exchange for two phase flow distribution
JP3358371B2 (ja) * 1995-03-13 2002-12-16 三菱電機株式会社 熱交換器
JP2014194294A (ja) * 2013-03-28 2014-10-09 Inaba Denki Sangyo Co Ltd 熱交換器とそれを用いた空調装置及び熱交換器製造方法

Patent Citations (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5479047U (ja) * 1977-11-16 1979-06-05
JPS54152363U (ja) * 1978-04-17 1979-10-23
JPS5556366U (ja) * 1978-10-12 1980-04-16
JPS57134698A (en) * 1981-02-13 1982-08-19 Toshiba Corp Heat exchanging device
JPS58165570U (ja) * 1982-04-28 1983-11-04 株式会社日立製作所 クロスフイン形熱交換器
JPS58167824U (ja) * 1982-04-30 1983-11-09 三洋電機株式会社 熱交換ユニツト
JPS5995391A (ja) * 1982-11-22 1984-06-01 Matsushita Electric Ind Co Ltd 熱交換器
JP2002195675A (ja) * 2001-11-09 2002-07-10 Toshiba Kyaria Kk 空気調和装置
JP2007040611A (ja) * 2005-08-03 2007-02-15 Denso Corp 蒸気圧縮式冷凍サイクル装置
JP2013019596A (ja) * 2011-07-11 2013-01-31 Mitsubishi Electric Corp 熱交換器、室内機、および室外機

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP3524917A4 *

Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2020026902A (ja) * 2018-08-09 2020-02-20 株式会社デンソー 熱伝達装置
JP7137832B2 (ja) 2018-08-09 2022-09-15 国立大学法人 東京大学 熱伝達装置
JPWO2021130910A1 (ja) * 2019-12-25 2021-07-01
WO2021130910A1 (ja) * 2019-12-25 2021-07-01 三菱電機株式会社 熱交換器ユニット及び冷凍サイクル装置
JP7370393B2 (ja) 2019-12-25 2023-10-27 三菱電機株式会社 熱交換器ユニット及び冷凍サイクル装置

Also Published As

Publication number Publication date
EP3524917A4 (en) 2019-09-18
EP3524917A1 (en) 2019-08-14
JPWO2018066075A1 (ja) 2019-06-24
EP3524917B1 (en) 2021-07-14

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN103968469A (zh) 室外机及制冷循环装置
WO2013084397A1 (ja) 空気調和機
JP2014074563A (ja) 室外機及び冷凍サイクル装置
WO2018066075A1 (ja) 冷凍サイクル装置
JP5295321B2 (ja) 送風機、室外機及び冷凍サイクル装置
JP7425282B2 (ja) 蒸発器、およびそれを備えた冷凍サイクル装置
WO2018066066A1 (ja) 冷凍サイクル装置
WO2018066067A1 (ja) 渦発生装置及び冷凍サイクル装置
JP2011064338A (ja) 空気調和機
JP6471345B2 (ja) 熱交換器
JP6516833B2 (ja) 室内機および空気調和装置
JP2020106267A (ja) 冷凍サイクル装置
JP2011122778A (ja) 熱交換器、冷凍サイクル装置
JP6316458B2 (ja) 空気調和装置
CN212108946U (zh) 空调器
JP2015169358A (ja) 熱交換器
JP2008138917A (ja) 空気調和装置
JP6640500B2 (ja) 空気調和装置の室外機
CN114440328A (zh) 热交换器及具备该热交换器的制冷循环装置
CN217357188U (zh) 空调器
CN220793300U (zh) 空调器室外机
JP7118264B2 (ja) 吹出グリル、室内機及び空気調和装置
KR20100061345A (ko) 냉동 사이클 장치
CN215001917U (zh) 空调器室内机
CN217004681U (zh) 离心风扇和具有其的空调器

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: 16918274

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2018543518

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2016918274

Country of ref document: EP

Effective date: 20190506