WO2018074345A1 - 熱交換器およびそれを用いた冷凍装置 - Google Patents

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WO2018074345A1
WO2018074345A1 PCT/JP2017/037132 JP2017037132W WO2018074345A1 WO 2018074345 A1 WO2018074345 A1 WO 2018074345A1 JP 2017037132 W JP2017037132 W JP 2017037132W WO 2018074345 A1 WO2018074345 A1 WO 2018074345A1
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WO
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heat exchanger
plate fin
flow path
fluid
header
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PCT/JP2017/037132
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English (en)
French (fr)
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健二 名越
憲昭 山本
崇裕 大城
拓也 奥村
一彦 丸本
Original Assignee
パナソニックＩｐマネジメント株式会社
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    • 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
    • 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
    • F28D1/03—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 plate-like or laminated conduits
    • 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
    • F28D9/00—Heat-exchange apparatus having stationary plate-like or laminated conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall
    • 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
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F3/00—Plate-like or laminated elements; Assemblies of plate-like or laminated elements
    • F28F3/02—Elements or assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with recesses, with corrugations
    • F28F3/04—Elements or assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with recesses, with corrugations the means being integral with the element

Definitions

  • the present invention relates to a heat exchanger and a refrigeration apparatus using the same, and more particularly to a plate fin stacked type heat exchanger configured by stacking plate-like plate fins through which a refrigerant flows and a refrigeration apparatus using the same.
  • a refrigeration apparatus typified by an air conditioner or a refrigerator circulates a refrigerant compressed by a compressor through a heat exchanger typified by a condenser or an evaporator to exchange heat with room air for cooling or heating.
  • a heat exchanger typified by a condenser or an evaporator to exchange heat with room air for cooling or heating.
  • the performance and energy saving performance of the apparatus are greatly affected by the heat exchange efficiency of the heat exchanger. Therefore, high efficiency is strongly demanded for the heat exchanger.
  • the heat exchanger of the refrigeration apparatus generally uses a finned tube type heat exchanger configured by penetrating the heat transfer tube through the fin group, and the heat transfer tube is reduced in diameter. Therefore, improvement of heat exchange efficiency and downsizing are being promoted.
  • This plate fin laminated heat exchanger performs heat exchange between a first fluid that is a refrigerant that flows in a flow path formed in the plate fin and a second fluid that flows between the laminated plate fins. It is widely used in air conditioners for vehicles (see, for example, Patent Document 1).
  • FIG. 31 and 32 show a plate fin stacked heat exchanger described in Patent Document 1, and this heat exchanger 100 is configured by stacking plate fins 102 having flow paths 101 through which a refrigerant flows to form a plate fin stacked body 103. To do. Then, end plates 104 are stacked on both sides of the plate fin laminate 103, and an inlet-side header channel 105 and an outlet-side header channel 106 are formed on both left and right ends of the channel 101 to constitute the heat exchanger 100. ing.
  • the channel 101 is formed by press-molding a concave groove in the plate fin 102, and therefore the cross-sectional area of the channel 101 is used for the fin tube heat exchanger. It can be made smaller than the heat transfer tube, and the heat exchange efficiency can be increased.
  • header regions called an inlet-side header channel 105 and an outlet-side header channel 106 with low heat exchange contribution are provided at both ends of the plate fin 102.
  • the heat exchange efficiency is improved as compared with the fin tube type heat exchanger, there is room for improvement.
  • the plate fin laminated heat exchanger is short because the flow path 101 from the inlet side header flow path 105 to the outlet side header flow path 106 is linear, and the flow path dimensions are long unless the plate fin 102 is lengthened. There is also a problem that the heat exchanger becomes large because it cannot be made long.
  • the latter problem of increasing the size of the heat exchanger can be solved by making the flow path 101 U-turned and suppressing the increase in size of the plate fin 102 while ensuring the flow path length. .
  • the U-turn side end portion of the plate fin 102 is reduced in area by the amount that the inlet-side header flow path 105 and the outlet-side header flow path 106 are eliminated. Remained.
  • the fin plate 102 as shown in the figure is provided with boss holes for positioning pins at both end portions in order to facilitate stacking and positioning at the time of manufacture.
  • the portion needs to have at least an area corresponding to the boss hole, and a portion having a low degree of contribution to heat exchange remains although it is not the same width as the end portion on the side where the inlet side header channel 105 and the outlet side header channel 106 are provided. .
  • the present invention provides a small high-performance heat exchanger and a refrigeration apparatus using the heat exchanger by improving the heat exchange contribution at the end of the plate fin.
  • the present invention has a configuration in which a protrusion is provided at the end of the U-turn side of the header region or the flow path formed at the end of the plate fin.
  • the heat exchange contribution of the edge part of a plate fin can be raised, the heat exchange efficiency of the whole plate fin can be raised, and a small and high heat exchange efficiency heat exchanger and It is possible to provide a high-performance refrigeration apparatus using the energy saving performance.
  • FIG. 1 is a perspective view showing the appearance of the heat exchanger in the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is an exploded perspective view showing the heat exchanger according to the first embodiment of the present invention in a state where the heat exchanger is vertically separated.
  • FIG. 3 is an exploded perspective view of the heat exchanger according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 4 is a side view showing a plate fin laminated state of the plate fin laminated body in the heat exchanger according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 5 is a sectional view taken along line 5-5 of FIG. 6 is a cross-sectional view taken along the line 6-6 in FIG. 7 is a cross-sectional view taken along the line 7-7 in FIG.
  • FIG. 8 is a perspective view showing the connection portion and header opening portion of the inflow / outflow tube and the outflow tube in the heat exchanger according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 9 is a perspective view showing the first fluid flow path group portion of the plate fin laminate in the heat exchanger according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 10 is a perspective view showing the first fluid flow path group portion in the heat exchanger according to the first embodiment of the present invention cut away.
  • FIG. 11 is a perspective view showing a positioning boss hole portion of the plate fin laminate in the heat exchanger according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 12 is a perspective view showing the header opening portion of the plate fin laminate in the heat exchanger according to the first embodiment of the present invention cut away.
  • FIG. 13 is a plan view of plate fins constituting the plate fin laminate of the heat exchanger according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 14 is an enlarged plan view showing the header region of the plate fin of the heat exchanger according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 15 is an exploded perspective view showing a part of the configuration of the plate fin of the heat exchanger according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 16A is a plan view of the first plate fin of the heat exchanger according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 16B is a plan view of the second plate fin of the heat exchanger according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 16C is a plan view for explaining a state in which the first fin plate and the second fin plate of the heat exchanger according to the first embodiment of the present invention are overlapped.
  • FIG. 17 is a diagram for explaining the refrigerant flow operation of the plate fins of the heat exchanger according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 18 is an enlarged perspective view showing a protrusion provided in the flow path region of the plate fin of the heat exchanger according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 19 is an enlarged perspective view showing a protrusion provided on the U-turn side end of the first fluid flow path of the plate fin of the heat exchanger according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 20 is an exploded perspective view showing a plate fin stacked heat exchanger, which is a heat exchanger according to the second embodiment of the present invention, in a state where it is vertically separated.
  • FIG. 21 is a plan view of plate fins constituting the plate fin laminate of the heat exchanger according to the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 22 is an exploded perspective view showing a part of the configuration of the plate fins of the heat exchanger according to the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 23 is a perspective view showing the first fluid flow path group portion of the plate fin laminate of the heat exchanger according to the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 24 is a perspective view showing an appearance of a plate fin stacked heat exchanger that is a heat exchanger according to the third embodiment of the present invention.
  • FIG. 25 is an exploded perspective view showing a state in which the shunt control pipe is extracted from the heat exchanger according to the third embodiment of the present invention.
  • FIG. 26 is a perspective view showing a branch flow control tube insertion portion in the plate fin laminate of the heat exchanger according to the third embodiment of the present invention.
  • FIG. 27 is a perspective view of a shunt control tube of a heat exchanger according to the third embodiment of the present invention.
  • FIG. 28 is a cross-sectional view showing a branch flow control pipe portion of the heat exchanger in the third embodiment of the present invention.
  • FIG. 29 is a refrigeration cycle diagram of an air conditioner using any of the heat exchangers according to the first to third embodiments of the present invention.
  • FIG. 30 is a schematic cross-sectional view of an air conditioner using any one of the heat exchangers according to the first to third embodiments of the present invention.
  • FIG. 31 is a cross-sectional view of a conventional plate fin laminated heat exchanger.
  • FIG. 32 is a plan view of a plate fin of a conventional plate fin laminated heat exchanger.
  • heat exchanger of the present disclosure is not limited to the configuration of the plate fin stacked heat exchanger described in the following embodiment, and heat equivalent to the technical idea described in the following embodiment. Includes the configuration of the exchanger.
  • FIG. 1 is a perspective view showing an appearance of a plate fin laminated heat exchanger which is a heat exchanger according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is an exploded perspective view showing the heat exchanger according to this embodiment in a state where the heat exchanger is vertically separated.
  • FIG. 3 is an exploded perspective view of the heat exchanger in the present embodiment.
  • FIG. 4 is a side view showing a plate fin lamination state of the heat exchanger in the present embodiment.
  • 5 to 8 are sectional views of the heat exchanger according to the present embodiment.
  • the heat exchanger 1 that is a heat exchanger in the present embodiment includes an inlet pipe 4 that is an inlet-side header channel into which a refrigerant that is a first fluid flows, and a rectangular plate.
  • Plate fin laminate 2 configured by laminating a plurality of plate fins 2a, and an outflow which is an outlet-side header channel that discharges the refrigerant that is the first fluid that has flowed through the channel in plate fin 2a Tube 5.
  • end plates 3a and 3b having substantially the same shape in plan view as the plate fin 2a are provided on both sides (upper and lower sides in FIG. 1) of the plate fin laminate 2 in the stacking direction.
  • the end plates 3a and 3b are formed of a rigid plate material, and are formed by metal processing such as aluminum, aluminum alloy, and stainless steel by grinding.
  • the end plates 3a and 3b and the plurality of plate fins 2a are integrally joined by brazing in a stacked state.
  • the end plates 3a and 3b and the plurality of plate fins 2a are joined using another heat-resistant fixing method, for example, a chemical joining member. It may be.
  • the end plates 3a and 3b on both sides of the plate fin laminate 2 are fixed at both ends in the longitudinal direction by connecting means 9 such as bolts / nuts or caulking pin shafts. That is, the end plates 3a and 3b on both sides of the plate fin laminate are in a form in which the plate fin laminate 2 is mechanically connected and fixed in a form sandwiching the plate fin laminate 2.
  • the reinforcing plates 16a and 16b are further arranged in the header region corresponding part of the longitudinal direction one end portion (the left end portion in FIG. 1) of the end plates 3a and 3b, and the reinforcing plates 16a and 16b are connected.
  • the plate fin laminated body 2 including the end plates 3a and 3b is mechanically clamped by being connected and fixed by fastening the means 9.
  • the reinforcing plates 16a and 16b are also formed of a rigid plate material, for example, a metal material such as stainless steel or aluminum alloy, like the end plates 3a and 3b. However, the reinforcing plates 16a and 16b are more than the end plates 3a and 3b. It is preferable to use a highly rigid material or a thick plate.
  • the plate fin 2a has a plurality of parallel first fluid flow channel groups (a first fluid flow channel configuration of the plate fins 2a including the first fluid flow channel group will be described in detail later) in which a refrigerant as the first fluid flows.
  • the first fluid flow path group is formed in a substantially U shape, and the inflow pipe 4 and the outflow pipe 5 connected to the first fluid flow path group are connected to one side of the plate fin laminate 2 (FIG. 1).
  • the upper end plate 3a is collectively arranged at a first end portion on one end portion side.
  • a plurality of flow path groups in which the refrigerant flowing in from the inflow pipe 4 is formed inside each plate fin 2 a constituting the plate fin laminate 2. are flown in parallel in the longitudinal direction and U-turned, and then discharged from the outlet pipe 5.
  • the air that is the second fluid passes through the gap formed between the stacks of the plate fins 2 a constituting the plate fin stack 2.
  • FIG. 9 is a perspective view showing the first fluid flow path group portion of the plate fin laminate of the heat exchanger in the present embodiment by cutting.
  • FIG. 10 is a perspective view showing the first fluid flow path group portion of the heat exchanger in the present embodiment by cutting.
  • FIG. 11 is a perspective view showing the positioning boss hole portion of the plate fin laminate of the heat exchanger according to the present embodiment by cutting.
  • FIG. 12 is a perspective view showing the header opening portion of the plate fin laminate of the heat exchanger in the present embodiment by cutting.
  • FIG. 13 is a plan view of plate fins constituting the plate fin laminate of the heat exchanger in the present embodiment.
  • FIG. 14 is an enlarged plan view showing the header region of the plate fin of the heat exchanger in the present embodiment.
  • FIG. 15 is an exploded perspective view showing an enlarged part of the configuration of the plate fins of the heat exchanger in the present embodiment.
  • FIG. 16A is a plan view of the first plate fin of the heat exchanger in the present embodiment.
  • FIG. 16B is a plan view of the second plate fin of the heat exchanger in the present embodiment.
  • FIG. 16C is a plan view for explaining a state in which the first plate fin and the second plate fin of the heat exchanger in the present embodiment are overlapped.
  • FIG. 17 is a diagram for explaining the refrigerant flow operation of the plate fins of the heat exchanger in the present embodiment.
  • FIG. 18 is an enlarged perspective view showing a protrusion provided in the flow path region of the plate fin of the heat exchanger in the present embodiment.
  • FIG. 19 is an enlarged perspective view showing a protrusion provided at an end portion on the U-turn side of the first fluid flow path of the plate fin of the heat exchanger in the present embodiment.
  • the plate fin 2a of the heat exchanger in the present embodiment is configured by laminating first plate fins 6 and second plate fins 7 having different flow path configurations.
  • the first plate fin 6 of the plate fin 2a includes a first plate member 6a in which a first fluid flow path configuration, which will be described in detail later, is press-molded, and a second plate shape having the same configuration as the first plate member 6a. It is constituted by brazing and joining the member 6b. Although not shown, the second plate fin 7 is also configured by brazing and joining two plate-like members in the same manner as the first plate fin 6.
  • the 1st plate-shaped member 6a and the 2nd plate-shaped member 6b consist of metal thin plates, such as aluminum, aluminum alloy, and stainless steel.
  • the first plate fin 6 and the second plate fin 7 of the plate fin 2a have the same configuration except that the position of a first fluid flow path 11 described later is shifted, so the first plate fin 6 in FIGS. Only a figure number is given and explained.
  • the plate fin 2 a (first plate fin 6, second plate fin 7) has a header region H at one end in the longitudinal direction (left side in FIG. 13).
  • the other region is a flow channel region P.
  • both the header opening 8a on the inlet side and the header opening 8b on the outlet side are formed in the header region H, and the inflow pipe 4 and the outflow pipe 5 are connected (see FIG. 8).
  • first fluid flow paths 11 that are first fluid flow paths through which a refrigerant that is the first fluid from the header opening 8a flows are formed in parallel in the flow path region P, and this first fluid flow path 11 group. Is folded at the other end (near the right end in FIG. 13) of the plate fin 2a (first plate fin 6, second plate fin 7) and connected to the header opening 8b on the outlet side. More specifically, the first fluid flow channel 11 group is composed of an outward flow channel portion 11a connected to the inlet header opening 8a and a return flow channel portion 11b connected to the outlet header opening 8b. It is shaped like a letter. Then, the refrigerant from the inlet-side header opening 8a makes a U-turn from the forward path side flow path portion 11a to the return path side flow path portion 11b and flows to the outlet side header opening 8b.
  • an inlet-side header flow path 10 through which the refrigerant from the header opening 8a flows to the first fluid flow path 11 group is formed around the inlet-side header opening 8a as shown in an enlarged view in FIG. Yes.
  • the inlet-side header flow path 10 includes an outer peripheral flow path 10a formed so as to swell from the outer periphery of the header opening 8a, and a single communication flow path extending toward the first fluid flow path 11 group side of the outer peripheral flow path 10a. 10b and a multi-branch channel 10c that connects the communication channel 10b to each first fluid channel 11 of the first fluid channel 11 group.
  • the outer peripheral flow path 10a, the communication flow path 10b, and the multi-branch flow path 10c in the inlet side header flow path 10 are formed wider than the first fluid flow paths 11 arranged in parallel in the flow path region P.
  • the vertical cross-sectional shape orthogonal to the flow direction has a rectangular shape.
  • the opening shape of the header opening 8a on the inlet side has a larger diameter than the opening shape of the header opening 8b on the outlet side. This is a case where this heat exchanger is used as a condenser. In this case, the volume of the refrigerant after heat exchange is reduced.
  • the number of the return-side flow passage portions 11b connected to the outlet-side header opening 8b is set to be smaller than the number of the forward-passage flow passage portions 11a into which the refrigerant flows from the inlet-side header opening 8a. This is the same reason that the diameters of the header openings 8a and 8b are different, because the volume of the refrigerant after heat exchange is reduced.
  • the number of the forward path side flow path portions 11a is seven and the number of the return path side flow path portions 11b is two, but the present invention is not limited to this.
  • the plate fin 2a (first plate fin 6, second plate fin 7), an area in which the forward channel portion 11a into which refrigerant flows from the header opening 8a on the inlet side is formed and a header on the outlet side are formed.
  • a slit 15 is formed.
  • the connecting flow path 10b of the inlet-side header flow path 10 is provided so as to be biased toward a portion closer to the opposite side of the return path side flow path section 11b of the forward path side flow path section 11a. That is, as shown in FIG. 17, the width from the center line O of the connecting flow path 10b connected to the forward flow path section 11a through the multi-branch flow path 10c to the flow path 11aa at the end on the return path flow path section 11b side. V is configured to be larger than the width W up to the flow path 11ab at the end opposite to the return path side flow path portion 11b.
  • a shunting collision wall 17 is formed at the end of the communication flow path 10b on the header opening 8a side, that is, the opening connected to the forward flow path section 11a, and the forward flow path on the extension line of the communication flow path 10b.
  • the portion is a non-flow channel portion 18. Therefore, the refrigerant from the communication flow path 10b collides with the flow dividing collision wall 17 and is divided (in the vertical direction in FIG. 17), and flows through the multi-flow path 10c on the downstream side of the communication flow path 10b in the non-flow path portion 18. It flows to the respective first fluid flow path groups above and below the divided forward flow path section 11a.
  • An outlet-side header channel 14 is also formed in the outlet-side header opening 8b, and this outlet-side header channel 14 is provided in the inlet-side header opening 8a only without the shunting collision wall 17. It is basically formed in the same shape as the inlet-side header flow path 10. In this embodiment, since the number of the return-side flow path portions 11b of the first fluid flow path 11 group is as small as two, the communication flow path 10b is provided on a substantially center line of the return-side flow path portion 11b group. .
  • the first plate fin 6 is provided with its flow path region P ( In FIG. 13, a plurality of protrusions 12 (first protrusions 12a, 12aa, second protrusions 12b) are formed at predetermined intervals in the longitudinal direction.
  • FIG. 16A is a plan view of the first plate fin 6.
  • FIG. 16B is a plan view of the second plate fin 7.
  • FIG. 6C is a plan view showing a state in which the first plate fin 6 and the second plate fin 7 are overlapped.
  • the first protrusions 12a and 12aa are formed on the planar end 19a of the plate fin long side edge (the long side edges on the left and right sides in FIGS. 16A and 16C) and the side edges of the slit 15. Formed on the planar end 19b of each part. Then, as shown in FIG. 10, the first protrusion 12a abuts against the planar end 19a of the long side edge of the second plate fin 7 that is adjacent to and opposite to the first plate fin 6 in the stacking direction.
  • the protrusion 12aa abuts on the planar end 19b on both side edges of the slit 15, and defines the interlaminar distance between the first plate fin 6 and the second plate fin 7 to a predetermined length.
  • the first protrusions 12a are formed so as to be located on the inner side, for example, 1 mm or more inner side (first fluid flow path 11 side) from the end edge of each long side edge.
  • the second protrusions 12b are formed at predetermined intervals between the flow paths of the first fluid flow path 11 group, and in this example, the recessed flat surface portion 20 that becomes the non-flow path portion 18.
  • the second protrusion 12b abuts on the concave flat surface portion 20 of the second plate fin 7 adjacent to the first plate fin 6 in the stacking direction shown in FIG. 16B, and the first plate fin 6 is similar to the first protrusion 12a.
  • the interlaminar distance between the second plate fins 7 is defined as a predetermined length.
  • the protrusions 12 (first protrusions 12a, 12aa, and second protrusion 12b) cut up part of the planar end portions 19a, 19b and the recessed planar portion 20 of the first plate fin 6. It is formed by.
  • the raised edge Y of the protrusion 12 faces the flow direction indicated by the arrow of the second fluid flowing between the stacks of the plate fins 2a, and the raised edge Z is raised and raised. It is designed to follow the flow of two fluids. In the present embodiment, it is cut and raised in a substantially U-shaped cross section that opens in the flow direction of the second fluid.
  • each protrusion 12 (1st protrusion 12a, 12aa, 2nd protrusion 12b) is brazing of each plate fin 2a (1st plate fin 6, 2nd plate fin 7) and end plate 3 (3a, 3b).
  • Each top surface is fixed to the adjacent plate fins 2a (first plate fins 6, second plate fins 7) at the time of attachment, and each plate fin 2a (first plate fins 6, second plate fins 7) is integrated. It is linked to.
  • the first protrusions 12a, 12aa and the second protrusion 12b are arranged so as to be linear along the flow direction of the second fluid (air), but may be arranged in a staggered arrangement. is there.
  • the plate fin 2a (6) has a plurality of protrusions 22 on the fin flat surface portion 21 at the end portion on the folded side of the flow path region P where the first fluid flow path 11 group makes a U-turn. (3rd protrusion 22a, 4th protrusion 22b) is formed.
  • the protrusions 22 (third protrusion 22a and fourth protrusion 22b) are also formed by cutting and raising the fin plane portion 21. The cut and raised edges Y of the protrusions 22 (the third protrusion 22a and the fourth protrusion 22b) are opposed to the flow of the second fluid.
  • the protrusions 22 are provided downstream of the positioning boss hole 13, and the third protrusion 22 a immediately downstream of the positioning boss hole 13 is downstream of the positioning boss hole 13. It is formed by cutting and raising into a shape that contracts the flow of, for example, a shape that opens in the shape of a letter C toward the flow of the second fluid.
  • the fourth protrusions 22b on the further downstream side than the third protrusions 22a are staggered so that the center line thereof is shifted from the center line of the fourth protrusion 22b on the downstream side.
  • Each projection 22 (third projection 22a, fourth projection 22b) is similar to the projection 12 (first projection 12a, 12aa, second projection 12b), and the top surface of each projection 22 is adjacent to the adjacent plate fin 2a (7). Abutting and fixing, the gap between adjacent plate fins 2a is defined to a predetermined length, and the plate fins 2a are connected to each other.
  • the plate fins 2a (first plate fins 6 and second plate fins 7) have positioning bosses which are positioning through holes at the end portions of the header region H and the flow channel region P.
  • a hole 13 is formed.
  • the positioning boss holes 13 are also formed in the end plates 3a and 3b and the reinforcing plates 16a and 16b stacked on both sides of the plate fins 2a (first plate fins 6 and second plate fins 7).
  • the positioning boss hole 13 is provided with a positioning pin jig for laminating a plurality of plate fins 2a (first plate fins 6 and second plate fins 7), and highly precise lamination of the other plate fins 2a.
  • the connecting means 9 such as bolts for connecting the reinforcing plates 16a and 16b and the end plates 3a and 3b of the plate fin laminate 2 also serves as a positioning pin jig. It has become.
  • the outer peripheral portion of the positioning boss hole 13 provided at both ends of the plate fin 2a has a hole outer peripheral portion (hereinafter referred to as a positioning boss) bulging up and down. 13a) is formed.
  • This positioning boss hole outer peripheral portion 13a forms a space different from the flow path through which the refrigerant flows, and as shown in FIG. 11, the plate fins 2a (6, 7) (first plate fin 6 adjacent to each other in the stacking direction).
  • the second plate fins 7) are in contact with each other and serve as header region support portions that hold the stacking gaps of the plate fins 2a.
  • the plate fins 2a (first plate fins 6, second plate fins 7) are brazed and fixed to the other inlet side header channels 10, the outlet side header channels 14, and the positioning boss hole outer peripheral parts 13a facing each other in the stacking direction. ) Are connected together.
  • the first fluid flow path 11 is described as having a shape protruding to both sides in the stacking direction, but is formed to protrude only on one side in the stacking direction. Also good.
  • the circular shape includes a complex curve shape formed by a circle, an ellipse, and a closed curve.
  • the heat exchanger of the present embodiment is configured, and the operation and effect will be described below.
  • the refrigerant flows from the inlet pipe 4 connected to the first end which is one end of the plate fin laminate 2 through the inlet opening 8a on the inlet side of the plate fins 2a. That is, it flows to the first fluid flow path 11 group through the outer peripheral flow path 10a around the header opening 8a, the communication flow path 10b, and the multi-branch flow path 10c.
  • the refrigerant that has flowed into the first fluid flow path 11 group of each plate fin 2a is folded back from the forward flow path section 11a to the return flow path section 11b, and the outlet side header flow path 14 and the outlet header opening 8b are formed. Through the outflow pipe 5 to the refrigerant circuit of the refrigeration apparatus.
  • the refrigerant exchanges heat with the air passing between the plate fins 2 a of the plate fin laminate 2.
  • the protrusion 22 (the third protrusion 22a and the fourth protrusion 22b) is provided at the second end which is the U-turn side end of the first fluid flow path of the plate fin 2a. Since it is provided, it is possible to increase the degree of contribution to heat exchange at the end portion on the U-turn side of the plate fin 2a without the first fluid flow path 11. Therefore, the heat exchange efficiency can be increased over the entire flow path region of the plate fin 2a, and the heat efficiency of the heat exchanger can be improved.
  • the second end portion which is the U-turn side end portion of the plate fin 2a, has a positioning boss hole 13 and its downstream side is a dead water area, so that the heat exchange contribution is extremely low.
  • a plurality of protrusions 22 are provided on the downstream side of the positioning boss hole 13
  • the degree of contribution to heat exchange in the entire downstream side of the positioning boss hole 13 is provided. Can be improved.
  • the third protrusion 22a immediately downstream of the positioning boss hole 13 has a shape that contracts the downstream flow of the positioning boss hole 13, and therefore contributes to heat exchange that occurs downstream of the positioning boss hole 13.
  • the dead water region having a low degree can be minimized, and the heat exchange efficiency can be further improved correspondingly.
  • each protrusion 22 (third protrusion 22a, fourth protrusion 22b) has a cut-and-raised edge Y that faces the flow of the second fluid. As a result, the heat exchange efficiency can be further improved.
  • the plurality of protrusions 22 (third protrusion 22a and fourth protrusion 22b) provided on the downstream side of the positioning boss hole 13 have a zigzag arrangement meandering with respect to the flow of the second fluid, all of them are effective. It exhibits a heat exchange function and has a high degree of heat exchange contribution.
  • the tops of the respective protrusions 22 are fixed to the adjacent plate fins 2a, and the short sides of the plate fins 2a are connected and fixed in a stacked state.
  • the rigidity of the fin laminate 2 can also be increased.
  • the third protrusion 22a provided in the immediate vicinity of the downstream side of the positioning boss hole 13 is cut and raised in a substantially U-shaped cross section that opens toward the flow direction of the second fluid.
  • a pair of substantially L-shaped cut-ups a pair of these may be formed so as to face each other, as long as the flow on the downstream side of the positioning boss hole 13 is reduced.
  • a plurality of protrusions 12 are also provided in the flow path region P of the plate fin laminate 2, and the flow path region P To improve heat exchange efficiency.
  • the cut-and-raised edge Y flows between the lamination
  • the interval between the plate fins is made constant, and at the downstream side of the cut and raised protrusions 12 (first protrusions 12a, 12aa, second protrusions 12b).
  • the dead water area that tends to occur is minimized, and the leading edge effect is generated at the cut-off edge Y portion.
  • the protrusion 12 is formed by cutting and raising so as to face the flow direction of the second fluid, the flow resistance against the second fluid can be reduced. Therefore, the heat exchange efficiency can be greatly improved while suppressing an increase in flow resistance in the flow path region P of the plate fin laminate 2.
  • the protrusions 12 (the first protrusions 12a, 12aa, and the second protrusion 12b) provided on the plate fin 2a are linearly arranged with respect to the second fluid. It is more effective if many are formed, and an optimal configuration may be selected according to the specifications, configuration, and user's request of the heat exchanger.
  • each of the protrusions 12 is formed by cutting and raising the air flow direction that flows through the gap between the plate fin laminates 2 so that air flows.
  • the recessed flat portion 20 between the first fluid flow paths in the direction that is, the direction intersecting the first fluid flow paths. Therefore, the recessed flat surface portion 20 between the first fluid flow paths is narrower than that required for the meat stealing dimension, compared to the second protrusion 12b formed by cutting and raising, such as a cylindrical protrusion. Therefore, the width of the plate fin 2a, that is, the heat exchanger can be reduced in size.
  • the plate fin 2a has an edge of the long side portion thereof as a narrow plane 20a and a wide plane 20b due to the alternate positional displacement arrangement of the first fluid flow paths 11 (see FIG. 10), and on the wide plane 20b side. Since the protrusion 12a is formed and its top surface is fixed to the narrow plane 20a of the adjacent plate fin 2a, the width on the narrow plane 20a side does not need to be increased for forming the protrusion. That is, the width of the long side portion of the plate fin on the narrow plane side is increased by providing a protrusion formed by cutting and raising on the wide plane side using the wide plane 20b. However, it is possible to keep the narrow plane as it is, and accordingly, downsizing of the heat exchanger can be promoted.
  • protrusions 12 are fixed to the adjacent plate fins 2a at the top surfaces of the plate fins 2a and the end plates 3a, 3b when brazed. Therefore, the role which connects each plate fin 2a integrally is also played, and the rigidity of the plate fin laminated body 2 can be improved.
  • a portion on the extension line of the communication flow path 10b of the first fluid flow path 11 group is a non-flow path portion 18, and the projection 12 (first projection 12a, first Since the second projection 12b), that is, the second projection 12b is provided, the plate fin stacking gap in the first fluid flow path 11 group portion can be reliably maintained. As a result, it is possible to improve the heat exchange efficiency by making the air flow in the first fluid flow path 11 group portion stable without variation.
  • the first protrusions 12a provided on the long side portion of the plate fin laminate 2 are effective because the strength of the long side edge portion of the plate fin laminate 2 that tends to be weak in strength is improved. .
  • the first protrusions 12a provided on both side edge portions of the slit 15 of the plate fin laminate 2 improve the strength of the slit edge portion that is divided by the provision of the slit 15 and decreases its strength. While improving, it is possible to prevent deformation near the slit and is effective.
  • the first protrusion 12aa may be provided at a location away from the slit 15.
  • the first protrusions 12a provided on both side edge portions of the slit 15 may be provided so as to straddle the slit 15. In this case, the forward-side flow path portion 11a and the return-side flow path of the first fluid flow path 11 group. There is a concern that heat conduction occurs between the portion 11b and the heat insulation effect due to the slit 15 is lowered. However, if the slits 15 are separately provided on both side edges as in the present embodiment, such a heat conduction concern is eliminated, which is effective.
  • the first protrusion 12aa may be provided at a location away from the slit 15.
  • the first protrusions 12 a and 12 aa provided on the long side portion of the plate fin laminate 2 and both side portions of the slit 15 are provided at positions away from the edge of the plate fin long side of the plate fin laminate 2. Therefore, when dew condensation water is generated in the plate fins 2a of the plate fin laminate 2 and the dew condensation water flows and discharges along the edge of the plate fins 2a, the flow is caused by the first protrusions 12a and 12aa. It is possible to prevent the condensed water from accumulating in the portion where the first protrusions 12a and 12aa are blocked, and to prevent various troubles caused by the condensed water from occurring, and to provide a highly reliable heat exchanger. be able to.
  • the heat exchanger in the present embodiment can increase the heat exchange contribution of the end portion of the plate fin and increase the heat exchange efficiency of the entire plate fin. It also has.
  • the header region corresponding portion of the plate fin laminate 2 that is, the header region corresponding portions of the end plates 3 a and 3 b covering both sides of the plate fin laminate 2 are connected to the connecting means 9.
  • the end plates 3a and 3b are connected to each other. Therefore, it is possible to prevent the portions corresponding to the header regions of the end plates 3a and 3b from expanding and deforming outward.
  • the high pressure of the refrigerant applied to the inlet-side header channel 10 tends to be deformed upward in the upper end plate 3a and downward in the lower end plate 3b.
  • the upward expansion deformation force applied to the upper end plate 3a is also subjected to the downward pressure from the refrigerant existing in the inflow pipe 4 connected to the upper end plate 3a.
  • the shape is canceled out, and the outward deformation of the portion corresponding to the header region of the upper end plate 3a can be prevented.
  • the downward expansion deformation force applied to the lower end plate 3b can be suppressed by connecting the end plate 3b to the upper end plate 3a as described above. As a result, expansion deformation as a whole can be mitigated.
  • reinforcing plates 16a and 16b are provided on the outer surfaces of the end plate 3a and 3b corresponding to the header region, and the reinforcing plates 16a and 16b are connected to each other by the connecting means 9 (see FIG. 3). 3a and 3b are pressed against the plate fin laminate 2 from the outside. Therefore, the strength of the portion corresponding to the header region of the end plates 3a, 3b is strengthened by the rigidity of the reinforcing plates 16a, 16b itself, and the expansion deformation of the portion corresponding to the header region is strongly suppressed.
  • the plate fin laminated body 2 according to the present embodiment causes the first fluid flow path 11 provided in the plate fin 2a to be U-turned into a U shape so that the inlet side header flow path 10 and the outlet side header flow path 14 are plate fins. Therefore, the pressure on the inlet side and the outlet side is doubled on this portion.
  • expansion deformation can be reliably prevented against this.
  • each channel area of the first fluid channel 11 group (see FIG. 6) is reduced.
  • the diameter can be increased, the heat exchange efficiency can be improved, and the miniaturization can be promoted.
  • the heat exchange efficiency is improved and the size reduction is promoted by reducing the diameter of the cross-sectional area of the first fluid flow path 11 while preventing the expansion deformation at the portion corresponding to the header region of the plate fin laminate 2. can do.
  • the reinforcing plates 16a and 16b need only be provided in the header region corresponding portion, the increase in volume caused by the provision of the reinforcing plates 16a and 16b can be minimized, and the heat exchanger can be downsized. It is possible to realize expansion deformation prevention and improvement in heat exchange efficiency without loss.
  • the inlet-side header flow path 10 is brazed in contact with the adjacent inlet-side header flow path 10, the expansion deformation can be effectively prevented, and the expansion deformation of the portion corresponding to the header region is more reliably performed. Can be prevented.
  • the connecting means 9 such as a bolt can be used as a guide pin (jig) when laminating the plate fins 2a, end plates 3a, 3b, and reinforcing plates 16a, 16b. Productivity can also be improved.
  • region H of the plate fin laminated body 2 may deform
  • region H the outer wall (flat surface) of the inlet side header flow path 10 are in contact with other inlet-side header channels 10 adjacent in the stacking direction in the stacking direction and are brazed, so that the pressure generated by the refrigerant in each inlet-side header channel 10 is offset and deformed. There is no such thing and it can be made highly reliable.
  • the first fluid flow path 11 group provided in the plate fin 2a is formed in a substantially U shape and folded so that the plate fin 2a is enlarged (length dimension).
  • the first fluid flow path length can be increased without increasing the length).
  • This can increase the efficiency of heat exchange between the refrigerant and the air, and can reliably bring the refrigerant into a supercooled state, thereby improving the efficiency of the refrigeration apparatus. In addition, it is possible to reduce the size of the heat exchanger.
  • the first fluid flow path 11 group is substantially U-shaped, and the inlet side header flow path 10 and the outlet side header flow path 14 are combined on one end side, so that the refrigerant pressure in the header region H is doubled. Even if added, the corresponding portions of the inlet-side header flow path 10 and the outlet-side header flow path 14 connect the end plates 3a, 3b to each other and further add the reinforcing plates 16a, 16b to prevent deformation. Therefore, the expansion deformation of the corresponding part of the header region H can be reliably prevented.
  • the refrigerant that exchanges heat with the air flowing between the plate fin stacks of the plate fin stack 2 is connected from the inlet header flow path 10 to the communication flow path 10b, as shown in FIG. It flows to the channel 10c and the first fluid channel 11 group.
  • the shunting collision wall 17 is provided on the downstream side of the connecting flow path 10b, the refrigerant collides with the shunting collision wall 17 and is split up and down as shown in FIG. The flow is diverted to the fluid flow path 11. Therefore, it is possible to prevent the refrigerant from being extremely biased in the flow path on the extension line of the communication flow path 10b.
  • each channel of the first fluid channel 11 group is apparent from FIG.
  • the length becomes longer toward the U-shaped outer periphery, in other words, the flow path side away from the slit 15, and a drift occurs due to the difference in the flow path length.
  • the communication flow path 10b from the inlet header flow path 10 is repeated from the center line (not shown) of the forward flow path portion 11a of the first fluid flow path 11 group. Since it is provided so as to be biased toward the road channel portion, it is possible to suppress the drift and flow the refrigerant substantially uniformly in each channel.
  • the inlet-side header flow path 10 to the outlet-side header flow path 14 of each flow path of the first fluid flow path 11 group since the first fluid flow path 11 group is configured to make a U-turn, the inlet-side header flow path 10 to the outlet-side header flow path 14 of each flow path of the first fluid flow path 11 group. Even if the flow path resistance is changed due to the different flow path lengths, the communication flow path 10b from the inlet-side header flow path 10 is biased to the repetitive path side flow path side of the forward path side flow path section 11a. Yes. Therefore, the length of the branch flow path from the communication flow path 10b to each of the forward flow path portions 11a becomes longer as the return flow path portion 11b becomes closer to the first flow flow. The flow can be evenly divided into each flow path of the group of paths 11.
  • the heat exchanger 1 with higher heat exchange efficiency can be obtained while promoting the downsizing by the synergistic effect by the U-turn of the first fluid flow path 11 group and the uniform flow.
  • the slit 15 is formed between the forward flow path portion 11a and the return flow path portion 11b of the first fluid flow path 11 group, the first fluid flow is formed. It is possible to further increase the heat exchange efficiency by preventing the heat transfer from the forward path side flow path portion 11a of the path 11 group to the return path side flow path portion 11b and increasing the heat exchange amount of the refrigerant.
  • the heat exchanger according to the second embodiment of the present invention has the shape of the first fluid flow path group and the installation position of the header opening according to the first embodiment.
  • the parts having the same functions as those of the heat exchanger in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and the parts having different functions will be mainly described.
  • FIG. 20 is an exploded perspective view showing a plate fin laminated heat exchanger, which is a heat exchanger in the present embodiment, in a state of being vertically separated.
  • FIG. 21 is a plan view of plate fins constituting the plate fin laminate of the heat exchanger in the present embodiment.
  • FIG. 22 is an exploded perspective view showing a part of the configuration of the plate fins of the heat exchanger in the present embodiment in an enlarged manner.
  • FIG. 23 is a perspective view showing the first fluid flow path group portion of the plate fin laminate of the heat exchanger in the present embodiment by cutting.
  • the first fluid flow path 11 group provided in the plate fin 2a is linear, and the first end portion on one end side thereof. Is provided with a header opening 8a on the inlet side, and a header opening 8b on the outlet side on the other end side.
  • the inlet pipe 4 is connected to the header opening 8a on the inlet side
  • the outlet pipe 5 is connected to the header opening 8b on the outlet side
  • the refrigerant is a header at the first end which is one end side of the plate fin 2a. From the opening 8a to the header opening 8b at the second end on the other end side, it flows in a straight line and flows out.
  • the inlet-side header flow path 10 formed around the inlet-side header opening 8a includes an outer peripheral flow path 10a, a communication flow path 10b, and a multi-branch flow path 10c around the header opening 8a.
  • the communication flow path 10b is formed so as to extend from the outer peripheral flow path 10a in the short side direction of the plate fin 2a, and is connected to the multi-branch flow path 10c.
  • the outlet-side header flow path 14 is also connected to the inlet-side header flow path 10 The two are configured symmetrically.
  • end plates 3a and 3b on both sides of the plate fin laminate 2 are connected by the connecting means 9 without using the reinforcing plates 16a and 16b shown in FIG. 3 showing the first embodiment, and the end plates 3a and 3b are connected.
  • the structure prevents the expansion deformation in the header regions H at both ends.
  • the heat exchanger configured as described above is the same as the heat exchanger described in the first embodiment, including the detailed configuration and effects, except for the effect of making the first fluid flow path 11 group U-shaped. It is the same and description is omitted.
  • the protrusions 22 (see FIG. 13) (the third protrusions 22a and the fourth protrusions 22b) provided at the U-turn side end of the plate fin 2a of the first embodiment are the header area H on the inlet side in this example. And in the header area H on the outlet side. That is, the same idea as the protrusions 22 (third protrusion 22a, fourth protrusion 22b) (see FIGS. 13 and 19) provided at the end portion on the U-turn side, for example, the inlet-side header channel 10 serving as a dead water area, the outlet side What is necessary is just to form in the downstream of the header flow path 14.
  • the heat exchanger in the third embodiment of the present invention is suitable for use as an evaporator in which the refrigerant inlet and outlet of the heat exchanger are reversed. As shown in FIGS.
  • the header flow path 14 is provided with a refrigerant branch control pipe 24.
  • FIG. 24 is a perspective view showing an appearance of a plate fin stacked heat exchanger that is a heat exchanger in the present embodiment.
  • FIG. 25 is an exploded perspective view showing a state in which the shunt control pipe is extracted from the heat exchanger in the present embodiment.
  • FIG. 26 is a perspective view showing a branch flow control tube insertion portion in the plate fin laminate of the heat exchanger in the present embodiment.
  • FIG. 27 is a perspective view of a shunt control tube of the heat exchanger in the present embodiment.
  • FIG. 28 is a cross-sectional view showing a branch flow control pipe portion of the heat exchanger in the present embodiment.
  • the flow dividing control pipe 24 is inserted into the outlet side header opening 8b serving as the refrigerant evaporating outlet, that is, the outlet side header flow path 14, and the tip thereof is as shown in FIG. Furthermore, it extends to the end plate 3b on the side where the header opening is not provided, and is closed by the end plate 3b.
  • the diversion control pipe 24 is constituted by a pipe having a diameter smaller than the inner diameter of the header opening 8b, and forms a refrigerant flow gap 25 between the header opening inner face and the longitudinal direction thereof, that is, the laminating direction of the plate fins 2a.
  • a plurality of flow dividing openings 26 are formed at substantially equal intervals.
  • the plurality of diversion ports 26 are formed so that the hole diameters become smaller in the direction in which the refrigerant flows, that is, toward the header opening 8b on the outlet side.
  • the diversion control pipe 24 is attached to the reinforcing plate 16a, and the reinforcing plate 16a is inserted into the header opening 8b by fastening to the end plates 3a on both sides of the plate fin laminate 2. It has become so.
  • the inflow pipe 4 is connected and fixed to the other surface facing the diversion control pipe 24 to the reinforcing plate 16a to which the diversion control pipe 24 is attached.
  • outflow pipe 5 is also connected and fixed to the reinforcing plate 16a.
  • branch flow control pipe 24 may be configured such that its tip is closed and brought into contact with the end plate 3b.
  • the refrigerant gas flowing from the header opening 8a on the inlet side to the outlet side header flow path 14 via the first fluid flow path 11 group is indicated by an arrow in FIG. Then, the refrigerant flows from the refrigerant flow gap 25 into the flow dividing control pipe 24 through a plurality of flow dividing openings 26 formed in the wall of the flow dividing control pipe 24, and flows out from the header opening 8 b on the outlet side to the outflow pipe 5.
  • the diversion port 26 provided in the diversion control pipe 24 is formed so that the hole diameter thereof becomes smaller toward the header opening 8b on the outlet side. The amount of flowing refrigerant can be equalized.
  • this type of heat exchanger has the first fluid flow path because the pressure loss of the outlet header flow path 14 is several times higher even if the branch flow control pipe 24 is provided in the conventional inlet header flow path 10. Since the refrigerant flowing through the outlet 11 depends on the pressure loss of the outlet-side header flow path 14, it cannot be divided as designed.
  • the shunt control pipe 24 is provided in the outlet-side header flow path 14 having a high pressure loss, and thereby, in the outlet-side header flow path 14 that is several times higher, which greatly affects the flow split.
  • the pressure loss distribution in the axial direction can be controlled to be uniform. Therefore, the refrigerant
  • the refrigerant flowing in from the inflow pipe 4 passes through the header openings 8a on the inlet side, is introduced into the first fluid flow paths 11 inside the respective plate fins 2a, and the header on the outlet side It flows into the opening 8b and flows out from the outflow pipe 5.
  • the first fluid flow path 11 of the plate fin 2a far from the inflow pipe 4 (the first fluid flow path of the plate fin 2a closer to the right in FIG. 28). )
  • the flow rate of the refrigerant may be uneven.
  • the flow dividing control pipe 24 is inserted into the outlet opening 8b on the outlet side, and the opening area of the flow dividing opening 26a on the most outlet side is set to the outlet side of the flow dividing control pipe 24 (as shown in FIG.
  • the flow outlet 26a provided in the portion close to the left side has a smaller diameter than the counter-exit side of the flow control pipe 24 (portion closer to the right side in FIG. 28), thereby increasing the pressure loss of the refrigerant passing through the flow outlet.
  • the refrigerant flow does not drift, the amount of refrigerant in the first fluid flow path 11 inside each plate fin 2a can be equalized, and the heat exchange efficiency can be improved.
  • this heat exchanger improves the heat exchange efficiency in the first fluid flow path 11 group portion, and can be a heat exchanger with higher heat efficiency.
  • the structure for equalizing the refrigerant flow by the flow dividing control pipe 24 is a simple structure in which the flow dividing port 26 is simply drilled in the flow dividing control pipe 24, it can be provided at low cost.
  • the flow dividing control pipe 24 is provided integrally with the reinforcing plate 16a, it can be inserted into the outlet side header flow path 14 only by mounting the reinforcing plate 16a. For this reason, it is possible to prevent quality defects such as poor bonding of the plate fins 2a due to soldering of the brazed portion of the plate fins 2a, which is a concern when the diversion control pipe 24 is retrofitted by welding or the like, and accompanying refrigerant leakage, etc. And it can be set as a highly efficient heat exchanger.
  • the reinforcing plate 16a when the reinforcing plate 16a is connected to the flow dividing control pipe 24 and the reinforcing plate 16a, and the potential difference between the reinforcing pipe 16a and the outflow pipe 5 when used as an evaporator directly connects the flow dividing control pipe 24 and the outflow pipe 5 to each other.
  • the material is smaller than the potential difference between the two. Therefore, it is possible to prevent the occurrence of different metal contact corrosion that occurs when the shunt control pipe 24 and the outflow pipe 5 are directly connected to each other, and the reliability in long-term use can be greatly improved.
  • the inflow pipe 4 and the outflow pipe 5 are constituted by copper pipes, and the diversion control pipe 24 is often constituted by stainless steel, a remarkable effect can be expected and effective. .
  • the flow dividing control pipe 24 is provided on the reinforcing plate 16a, but may be provided on the end plate 3a side. In the case of a type that does not use the reinforcing plate 16a, the shunt control pipe 24 faces the end plate 3a. A diversion control pipe 24 and an outflow pipe 5 may be provided on the surface.
  • the first fluid flow path 11 group is assumed to have a U-turn shape, but the linear first fluid flow path 11 group described in the second embodiment is used. However, it can be similarly applied.
  • the fourth embodiment of the present invention is a refrigeration apparatus configured using one of the heat exchangers in each of the above-described embodiments.
  • FIG. 29 is a refrigeration cycle diagram of an air-conditioning apparatus that is a refrigeration apparatus in the present embodiment.
  • FIG. 30 is a schematic cross-sectional view of an air conditioner that is a refrigeration apparatus in the present embodiment.
  • the air conditioner includes an outdoor unit 51 and an indoor unit 52 connected to the outdoor unit 51.
  • the outdoor unit 51 includes a compressor 53 that compresses the refrigerant, a four-way valve 54 that switches a refrigerant circuit during the cooling and heating operation, an outdoor heat exchanger 55 that exchanges heat between the refrigerant and the outside air, and a decompressor 56 that decompresses the refrigerant. It is arranged.
  • the indoor unit 52 is provided with an indoor heat exchanger 57 that exchanges heat between the refrigerant and the indoor air, and an indoor blower 58.
  • the compressor 53, the four-way valve 54, the indoor heat exchanger 57, the decompressor 56, and the outdoor heat exchanger 55 are connected by a refrigerant circuit to form a heat pump refrigeration cycle.
  • tetrafluoropropene or trifluoropropene is used as a base component, and difluoromethane, pentafluoroethane, or tetrafluoroethane is preferably used so that the global warming potential is 5 or more and 750 or less. , 350 or less, more preferably 150 or less, respectively.
  • the air conditioner shown in FIG. 29 switches the four-way valve 54 so that the discharge side of the compressor 53 and the outdoor heat exchanger 55 communicate with each other during the cooling operation.
  • the refrigerant compressed by the compressor 53 becomes a high-temperature and high-pressure refrigerant and is sent to the outdoor heat exchanger 55 through the four-way valve 54.
  • the refrigerant exchanges heat with the outside air to dissipate heat, becomes a high-pressure liquid refrigerant, and is sent to the decompressor 56.
  • the decompressor 56 the pressure is reduced to form a low-temperature and low-pressure two-phase refrigerant, which is sent to the indoor unit 52.
  • the refrigerant enters the indoor heat exchanger 57, exchanges heat with the indoor air, absorbs heat, evaporates, and becomes a low-temperature gas refrigerant. At this time, the room air is cooled to cool the room. Further, the refrigerant returns to the outdoor unit 51 and is returned to the compressor 53 via the four-way valve 54.
  • the four-way valve 54 is switched so that the discharge side of the compressor 53 and the indoor unit 52 communicate with each other.
  • the refrigerant compressed by the compressor 53 becomes a high-temperature and high-pressure refrigerant, passes through the four-way valve 54, and is sent to the indoor unit 52.
  • the high-temperature and high-pressure refrigerant enters the indoor heat exchanger 57, exchanges heat with room air, dissipates heat, and is cooled to become high-pressure liquid refrigerant. At this time, the room air is heated to heat the room.
  • the refrigerant is sent to the decompressor 56, and is decompressed by the decompressor 56 to become a low-temperature and low-pressure two-phase refrigerant, sent to the outdoor heat exchanger 55, exchanges heat with the outside air, evaporates, and passes through the four-way valve 54. Then, it is returned to the compressor 53.
  • the air conditioner configured as described above uses any one of the heat exchangers in the first to third embodiments for the outdoor heat exchanger 55 or the indoor heat exchanger 57.
  • the heat exchanger is small and highly efficient without expansion and deformation in the header region portion, so that a high-performance refrigeration apparatus with high energy saving performance can be obtained.
  • the first disclosure is a heat exchanger, and the heat exchanger causes the second fluid to flow between the stacks of the plate fins of the plate fin stack having the flow path through which the first fluid flows.
  • the heat exchanger exchanges heat between the first fluid and the second fluid.
  • the plate fin of the plate fin laminate includes a flow channel region having a plurality of first fluid flow channels through which the first fluid flows in parallel, and an inlet-side header flow communicating with each first fluid flow channel in the flow channel region.
  • a header region having an outlet-side header channel, and the first fluid channel is formed by providing a concave groove in the plate fin. Furthermore, it is set as the structure which provided the some protrusion in the header area
  • This configuration makes it possible to increase the degree of heat exchange contribution at the end of the plate fin and increase the heat exchange efficiency of the entire rate fin.
  • it is possible to improve the heat exchange efficiency by reducing the diameter of the flow path by promoting the reduction of the diameter of the cross-sectional area of the heat exchange flow path. Therefore, it can be set as a small and high heat exchanger efficiency heat exchanger. By using such a heat exchanger, it is possible to provide a high-performance refrigeration apparatus that is compact and energy-saving.
  • the second disclosure is a heat exchanger, and the heat exchanger causes a second fluid to flow between each plate fin stack of a plate fin stack having a flow path through which the first fluid flows, and the first fluid and the first fluid It is a heat exchanger that exchanges heat between two fluids.
  • the plate fin of the plate fin laminate includes a flow channel region having a plurality of first fluid flow channels through which the first fluid flows in parallel, and an inlet-side header flow communicating with each first fluid flow channel in the flow channel region. And a header region having an outlet-side header channel, and the first fluid channel is formed by providing a concave groove in the plate fin.
  • the first fluid channel formed in the plate fin is U-turned in a substantially U shape, and the inlet-side header channel and the outlet-side header channel communicating with the first fluid channel are connected to the first end of the plate fin.
  • a protrusion is provided at the second end of the plate fin on the side where the heat exchange channel makes a U-turn.
  • the size of the first fluid channel is increased without increasing the length of the plate fin, thereby promoting the downsizing of the heat exchanger and the improvement of the heat exchange efficiency, and the inlet side having a low contribution to the heat exchange.
  • the portion of the header flow path and the outlet header flow path is only the first end that is one end side of the plate fin, so that the heat exchange efficiency is improved and the plate fin on the side where the first fluid flow path makes a U-turn.
  • the heat exchange function of the second end portion of the plate fin can be improved by the protrusion, and the heat exchange efficiency of the entire plate fin can be increased.
  • a protrusion is cut and formed in the first or second disclosure, and the cut and raised edge of the protrusion is opposed to the flow of the second fluid.
  • the leading edge effect can be generated at the cut and raised edge portion, and the heat exchange efficiency can be improved accordingly.
  • the protrusion is provided on the downstream side of the inlet-side header channel, the outlet-side header channel, or the positioning through hole, and the inlet-side header channel, the outlet-side header channel, or The downstream side of the positioning through-hole is shaped to contract.
  • a plurality of auxiliary protrusions are formed on the downstream side of the protrusion so as to meander with respect to the flow of the second fluid.
  • This configuration further improves heat exchange efficiency by adding a heat exchanging function with an auxiliary raised protrusion in addition to a heat exchanging function with a protrusion on the downstream side of the inlet side header flow path, outlet side header flow path or positioning through hole. Can be made.
  • the top of the protrusion is brought into contact with the surface of the adjacent plate fin.
  • the plate fins can be connected and fixed to each other in a laminated state by the protrusions, and the rigidity of the plate fin laminate can be increased while improving the heat exchange efficiency.
  • the seventh disclosure is a refrigeration apparatus, and this refrigeration apparatus uses a heat exchanger constituting a refrigeration cycle as a heat exchanger according to any one of the first to sixth disclosures.
  • the refrigeration apparatus can be a high-performance refrigeration apparatus with high energy saving because the heat exchanger is small and highly efficient.
  • the present invention can increase the heat exchange contribution of the end of the plate fin to increase the heat exchange efficiency of the entire plate fin, and is a small heat exchanger with high heat exchange efficiency and high energy saving performance using the heat exchanger.
  • a high-performance refrigeration apparatus can be provided. Therefore, it can be widely used in heat exchangers and various refrigeration equipment used for home and commercial air conditioners, and its industrial value is great.

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Abstract

第１流体が流れる流路を有するプレートフィン積層体のそれぞれのプレートフィン積層間に第２流体を流して、第１流体と第２流体との間で熱交換する熱交換器である。また、プレートフィン（２ａ）の端部に形成されるヘッダ領域或いは流路Ｕターン側端部に複数の突起（２２ａ、２２ｂ）を設ける。この構成により、プレートフィン（２ａ）の端部の熱交換寄与度を上げ、プレートフィン（２ａ）全体の熱交換効率を高め、小型かつ高性能な熱交換器を提供する。

Description

熱交換器およびそれを用いた冷凍装置
　本発明は熱交換器およびそれを用いた冷凍装置に関し、特に、冷媒が流れる板状のプレートフィンを積層して構成されたプレートフィン積層型の熱交換器とそれを用いた冷凍装置に関する。
　一般に空気調和機や冷凍機に代表される冷凍装置は、圧縮機によって圧縮した冷媒を凝縮器や蒸発器を代表とする熱交換器に循環させ室内空気と熱交換させて冷房もしくは暖房を行う。しかし、熱交換器の熱交換効率によって装置としての性能や省エネ性が大きく左右される。従って、熱交換器は高効率化が強く求められている。
　このような中にあって、冷凍装置の熱交換器は、一般的には、フィン群に伝熱管を貫通させて構成したフィンチューブ型熱交換器を用いており、その伝熱管の細径化を図って熱交換効率の向上及び小型化が進められている。
　しかしながら、このような伝熱管の細径化には限度があるため、熱交換効率の向上及び小型化は限界に近づきつつある。
　一方、熱エネルギーを交換するために使用される熱交換器の中には、流路を有するプレートフィンを積層して構成したプレートフィン積層型熱交換器が知られている。
　このプレートフィン積層型熱交換器は、プレートフィンの中に形成された流路を流れる冷媒である第１流体と、積層されたプレートフィンの間を流れる第２流体との間で熱交換を行うもので、車両用の空気調和機等に広く用いられている（例えば、特許文献１参照）。
　図３１、図３２は特許文献１記載のプレートフィン積層型熱交換器を示し、この熱交換器１００は、冷媒が流れる流路１０１を有するプレートフィン１０２を積層してプレートフィン積層体１０３を構成する。そしてプレートフィン積層体１０３の両側部にエンドプレート１０４を積層配置し、流路１０１の左右両端部に入口側ヘッダ流路１０５及び出口側ヘッダ流路１０６を形成して熱交換器１００を構成している。
実用新案登録第３１９２７１９号公報
　特許文献１記載のプレートフィン積層型熱交換器は、プレートフィン１０２に凹状溝をプレス成形して流路１０１を形成しているので、流路１０１の断面積をフィンチューブ型熱交換器に用いる伝熱管に比べさらに小さくでき、熱交換効率を高めることができる。
　しかしながら、特許文献１に記載するようなプレートフィン積層型熱交換器は、プレートフィン１０２の両端部に熱交換寄与度の低い入口側ヘッダ流路１０５と出口側ヘッダ流路１０６と呼ばれるヘッダ領域が位置するためフィンチューブ型熱交換器に比べその熱交換効率は向上するものの改善の余地があった。
　また、プレートフィン積層型熱交換器は、入口側ヘッダ流路１０５から出口側ヘッダ流路１０６までの流路１０１が直線状となっているため短く、プレートフィン１０２を長くしない限り流路寸法を長くできないので、熱交換器が大型化してしまう、という課題もあった。
　このような課題のうち、後者の熱交換器の大型化課題は、流路１０１をＵターンさせることによってプレートフィン１０２の大型化を抑制しつつ流路長さを確保できるので、解消可能である。
　しかしながら、この場合でもプレートフィン１０２のＵターン側端部は入口側ヘッダ流路１０５、出口側ヘッダ流路１０６が無くなる分だけ面積が少なくなるとはいうものの、一定幅の熱交換寄与度の低い部分が残るものであった。
　特に、図に示すようなフィンプレート１０２は、製造時、その積層位置決めを容易にするため両端部分に位置決めピン用のボス孔を設けているため、流路１０１がＵターンするプレートフィン１０２の端部には少なくともボス孔分の面積が必要であり、入口側ヘッダ流路１０５及び出口側ヘッダ流路１０６を設けた側の端部と同じ幅寸法ではないものの熱交換寄与度の低い部分が残る。
　そして、Ｕターン側端部のボス孔の下流側部分は死水域となるためボス孔の下流部分はほとんど熱交換機能を持たない形となってしまい、その熱交換寄与度が極端に低いものであった。
　本発明は、プレートフィンの端部の熱交換寄与度を向上させて小型高性能な熱交換器とそれを用いた冷凍装置を提供する。
　本発明は、プレートフィンの端部に形成されるヘッダ領域或いは流路のＵターン側端部に突起を設けた構成としてある。
　これにより、プレートフィンの端部の熱交換寄与度を上げることができ、プレートフィン全体の熱交換効率を高めることができる。しかもその上で第１流体流路の流路断面積の細径化を推進して流路の細径化による熱交換効率の向上を図ることができる。したがって、小型かつ熱交換効率の高い熱交換器とすることができる。そして、このような熱交換器を用いることによって、プレートフィンの端部の熱交換寄与度を上げてプレートフィン全体の熱交換効率を高めることができ、小型且つ熱交換効率の高い熱交換器及びそれを用いた省エネ性の高い高性能な冷凍装置を提供することができる。
図１は、本発明の第１の実施の形態における熱交換器の外観を示す斜視図である。 図２は、本発明の第１の実施の形態における熱交換器を上下に分離した状態で示す分解斜視図である。 図３は、本発明の第１の実施の形態における熱交換器の分解斜視図である。 図４は、本発明の第１の実施の形態における熱交換器におけるプレートフィン積層体のプレートフィン積層状態を示す側面図である。 図５は、図１の５－５断面図である。 図６は、図１の６－６断面図である。 図７は、図２の７－７断面図である。 図８は、本発明の第１の実施の形態における熱交換器における流入出管および流出管の接続部分とヘッダ開口部分を切断して示す斜視図である。 図９は、本発明の第１の実施の形態における熱交換器におけるプレートフィン積層体の第１流体流路群部分を切断して示す斜視図である。 図１０は、本発明の第１の実施の形態における熱交換器における第１流体流路群部分を切断して示す斜視図である。 図１１は、本発明の第１の実施の形態における熱交換器におけるプレートフィン積層体の位置決め用ボス孔部分を切断して示す斜視図である。 図１２は、本発明の第１の実施の形態における熱交換器におけるプレートフィン積層体のヘッダ開口部分を切断して示す斜視図である。 図１３は、本発明の第１の実施の形態における熱交換器のプレートフィン積層体を構成するプレートフィンの平面図である。 図１４は、本発明の第１の実施の形態における熱交換器のプレートフィンのヘッダ領域を示す拡大平面図である。 図１５は、本発明の第１の実施の形態における熱交換器のプレートフィンの構成を、一部を拡大して示す分解斜視図である。 図１６Ａは、本発明の第１の実施の形態における熱交換器の第１プレートフィンの平面図である。 図１６Ｂは、本発明の第１の実施の形態における熱交換器の第２プレートフィンの平面図である。 図１６Ｃは、本発明の第１の実施の形態における熱交換器の第１フィンプレートと第２フィンプレートを重ねた状態を説明するための平面図である。 図１７は、本発明の第１の実施の形態における熱交換器のプレートフィンの冷媒流れ動作を説明するための図である。 図１８は、本発明の第１の実施の形態における熱交換器のプレートフィンの流路領域に設けた突起を示す拡大斜視図である。 図１９は、本発明の第１の実施の形態における熱交換器のプレートフィンの第１流体流路のＵターン側端部に設けた突起を示す拡大斜視図である。 図２０は、本発明の第２の実施の形態における熱交換器であるプレートフィン積層型熱交換器を上下に分離した状態で示す分解斜視図である。 図２１は、本発明の第２の実施の形態における熱交換器のプレートフィン積層体を構成するプレートフィンの平面図である。 図２２は、本発明の第２の実施の形態における熱交換器のプレートフィンの構成を、一部を拡大して示す分解斜視図である。 図２３は、本発明の第２の実施の形態における熱交換器のプレートフィン積層体の第１流体流路群部分を切断して示す斜視図である。 図２４は、本発明の第３の実施の形態における熱交換器であるプレートフィン積層型熱交換器の外観を示す斜視図である。 図２５は、本発明の第３の実施の形態における熱交換器から分流制御管を抜き出した状態を示す分解斜視図である。 図２６は、本発明の第３の実施の形態における熱交換器のプレートフィン積層体における分流制御管挿入部分を示す斜視図である。 図２７は、本発明の第３の実施の形態における熱交換器の分流制御管の斜視図である。 図２８は、本発明の第３の実施の形態における熱交換器の分流制御管部分を示す断面図である。 図２９は、本発明の第１～第３の実施の形態における熱交換器のいずれかを用いた空気調和装置の冷凍サイクル図である。 図３０は、本発明の第１～第３の実施の形態における熱交換器のいずれかを用いた空気調和装置の概略断面図である。 図３１は、従来のプレートフィン積層型熱交換器の断面図である。 図３２は、従来のプレートフィン積層型熱交換器のプレートフィンの平面図である。
　以下、本発明の実施の形態について、添付の図面を参照しながら説明する。
　なお、本開示の熱交換器は、以下の実施の形態に記載したプレートフィン積層型熱交換器の構成に限定されるものではなく、以下の実施の形態において説明する技術的思想と同等の熱交換器の構成を含むものである。
　また、以下で説明する実施の形態は、本発明の一例を示すものであって、実施の形態において示される構成、機能、動作などは、例示であり、本開示を限定するものではない。
　（第１の実施の形態）
　図１は本発明の第１の実施の形態における熱交換器であるプレートフィン積層型熱交換器の外観を示す斜視図である。図２は本実施の形態における熱交換器を上下に分離した状態で示す分解斜視図である。図３は本実施の形態における熱交換器の分解斜視図である。図４は本実施の形態における熱交換器のプレートフィン積層状態を示す側面図である。また、図５～図８はそれぞれ本実施の形態における熱交換器の断面図である。
　図１～図８に示すように、本実施の形態における熱交換器である熱交換器１は、第１流体である冷媒が流入する入口側ヘッダ流路である流入管４と、長方形の板状である複数のプレートフィン２ａを積層して構成されたプレートフィン積層体２と、プレートフィン２ａの中の流路を流れた第１流体である冷媒を排出する出口側ヘッダ流路である流出管５とを有している。
　また、プレートフィン積層体２の積層方向の両側（図１では上側及び下側）には、プレートフィン２ａと平面視が略同一形状のエンドプレート３ａ、３ｂが設けられている。エンドプレート３ａ、３ｂは、剛性を有する板材で形成されており、例えばアルミニウム、アルミニウム合金、ステンレスなどの金属材を研削により金属加工して形成されている。
　なお、エンドプレート３ａ、３ｂ、複数のプレートフィン２ａは積層された状態でロウ付け接合されて一体化しているが、他の耐熱性のある固定方法、例えば化学的な接合部材を用いて接合されていてもよい。
　また、本実施の形態では、プレートフィン積層体２の両側のエンドプレート３ａ、３ｂは、ボルト・ナット若しくはカシメピン軸等の連結手段９によってその長手方向両端部が連結固定されている。すなわち、プレートフィン積層体両側のエンドプレート３ａ、３ｂはプレートフィン積層体２を挟持した形でプレートフィン積層体２を機械的に連結固定した形となっている。
　また、本実施の形態では、更にエンドプレート３ａ、３ｂの長手方向一端部（図１では左側端部）のヘッダ領域対応部分に補強プレート１６ａ、１６ｂを配置し、この補強プレート１６ａ、１６ｂを連結手段９の締結によって連結固定することによりエンドプレート３ａ、３ｂをも含めてプレートフィン積層体２を機械的に挟持している。
　なお、補強プレート１６ａ、１６ｂもエンドプレート３ａ、３ｂと同様に剛性を有する板材、例えばステンレス、アルミニウム合金などの金属材料によって形成されているが、補強プレート１６ａ、１６ｂはエンドプレート３ａ、３ｂよりも剛性の高い材料、若しくは厚い板厚のものとしておくのが好ましい。
　また、プレートフィン２ａは内部に第１流体である冷媒が流れる複数の並行した第１流体流路群（この第１流体流路群を含むプレートフィン２ａの第１流体流路構成については後に詳述する）を有しており、この第１流体流路群は略Ｕ字状に形成されていて、これと繋がる流入管４、流出管５は、プレートフィン積層体２の一方側（図１では上側）のエンドプレート３ａの一端部側である第１の端部にまとめて配置されている。
　このように構成された本実施の形態の熱交換器１では、流入管４から流入した冷媒が、プレートフィン積層体２を構成するそれぞれのプレートフィン２ａの内部に形成された複数の流路群を長手方向に並行に流れＵターンして折り返し流出管５から排出される。一方、第２流体である空気は、プレートフィン積層体２を構成するプレートフィン２ａの積層間に形成された隙間を通り抜ける。これにより第１流体である冷媒と第２流体である空気との熱交換が行われる。
　次に、図９～図１９を用いて熱交換器１の主体をなすプレートフィン積層体２とこれを構成するプレートフィン２ａについて説明する。
　図９は、本実施の形態における熱交換器のプレートフィン積層体の第１流体流路群部分を切断して示す斜視図である。図１０は、本実施の形態における熱交換器の第１流体流路群部分を切断して示す斜視図である。図１１は、本実施の形態における熱交換器のプレートフィン積層体の位置決め用ボス孔部分を切断して示す斜視図である。図１２は、本実施の形態における熱交換器のプレートフィン積層体のヘッダ開口部分を切断して示す斜視図である。図１３は、本実施の形態における熱交換器のプレートフィン積層体を構成するプレートフィンの平面図である。図１４は、本実施の形態における熱交換器のプレートフィンのヘッダ領域を示す拡大平面図である。図１５は、本実施の形態における熱交換器のプレートフィンの構成を、一部を拡大して示す分解斜視図である。図１６Ａは、本実施の形態における熱交換器の第１プレートフィンの平面図である。図１６Ｂは、本実施の形態における熱交換器の第２プレートフィンの平面図である。図１６Ｃは、本実施の形態における熱交換器の第１プレートフィンと第２プレートフィンを重ねた状態を説明するための平面図である。図１７は、本実施の形態における熱交換器のプレートフィンの冷媒流れ動作を説明するための図である。図１８は、本実施の形態における熱交換器のプレートフィンの流路領域に設けた突起を示す拡大斜視図である。図１９は、本実施の形態における熱交換器のプレートフィンの第１流体流路のＵターン側端部に設けた突起を示す拡大斜視図である。
　本実施の形態における熱交換器のプレートフィン２ａは、図９に示すように、流路構成が異なる第１プレートフィン６と第２プレートフィン７が積層されて構成されている。
　プレートフィン２ａの第１プレートフィン６は、図１５に示すように、後に詳述する第１流体流路構成がプレス成形された第１板状部材６ａと、これと同じ構成の第２板状部材６ｂとを向い合せてロウ付け接合することにより構成されている。図示しないが、第２プレートフィン７も第１プレートフィン６と同じように２つの板状部材を向い合わせてロウ付け接合することにより構成されている。なお、第１板状部材６ａ、第２板状部材６ｂは、アルミニウム、アルミニウム合金、ステンレスなどの金属薄板からなる。
　以下、プレートフィン２ａに形成されている流路構成について説明する。
　なお、プレートフィン２ａの第１プレートフィン６と第２プレートフィン７は後述する第１流体流路１１の位置がずれている以外は同じ構成なので、図１３～図１５においては第１プレートフィン６のみ図番を付与して説明する。
　プレートフィン２ａ（第１プレートフィン６、第２プレートフィン７）は、第１プレートフィン６を示す図１３に示すように、長手方向の一方端部（図１３においては左側）にヘッダ領域Ｈが形成されており、その他の領域が流路領域Ｐとなっている。そして、ヘッダ領域Ｈに入口側のヘッダ開口８ａと、出口側のヘッダ開口８ｂの両方が形成され、流入管４と流出管５が接続されている（図８参照）。
　また、流路領域Ｐにはヘッダ開口８ａからの第１流体である冷媒が流れる第１流体流路である第１流体流路１１が複数並行形成されており、この第１流体流路１１群はプレートフィン２ａ（第１プレートフィン６、第２プレートフィン７）の他端部（図１３における右側端部近傍）において折り返し、出口側のヘッダ開口８ｂへと繋がっている。詳述すると、第１流体流路１１群は、入口側のヘッダ開口８ａに繋がる往路側流路部１１ａと出口側のヘッダ開口８ｂへと繋がる復路側流路部１１ｂとからなっていて、Ｕ字状に折り返す形となっている。そして、入口側のヘッダ開口８ａからの冷媒は往路側流路部１１ａから復路側流路部１１ｂへとＵターンして出口側のヘッダ開口８ｂへと流れるようになっている。
　また、入口側のヘッダ開口８ａの周りには、図１４に拡大して示すように、ヘッダ開口８ａからの冷媒が第１流体流路１１群へと流れる入口側ヘッダ流路１０が形成されている。この入口側ヘッダ流路１０は、ヘッダ開口８ａの外周から膨出するよう形成された外周流路１０ａと、この外周流路１０ａの第１流体流路１１群側に延びる一本の連絡流路１０ｂと、この連絡流路１０ｂを第１流体流路１１群のそれぞれの第１流体流路１１に繋ぐ多分岐流路１０ｃとからなる。
　なお、入口側ヘッダ流路１０における外周流路１０ａ、連絡流路１０ｂおよび多分岐流路１０ｃは、流路領域Ｐに並設されたそれぞれの第１流体流路１１に比して幅広に形成されており、流れ方向に直交する縦断面形状が矩形形状を有している。
　また、入口側のヘッダ開口８ａの開口形状は出口側のヘッダ開口８ｂの開口形状より大きな直径となっている。これは、この熱交換器が凝縮器として使用される場合であるが、その場合、熱交換された後の冷媒の体積が小さくなるためである。
　また、出口側のヘッダ開口８ｂへつながる復路側流路部１１ｂの本数は、入口側のヘッダ開口８ａからの冷媒が流れ込む往路側流路部１１ａの本数より少なく設定されている。これは、ヘッダ開口８ａ、８ｂの直径が異なることと同じ理由であり、熱交換された後の冷媒の体積が小さくなるためである。
　本実施の形態では往路側流路部１１ａの本数は７本、復路側流路部１１ｂの本数は２本を例示しているが、これに限られるものではない。
　なお、この熱交換器が蒸発器として使用される場合は冷媒の出入り口はこれまで説明した構成の逆となる。
　また、上記プレートフィン２ａ（第１プレートフィン６、第２プレートフィン７）においては、入口側のヘッダ開口８ａからの冷媒が流れ込む往路側流路部１１ａが形成された領域と、出口側のヘッダ開口８ｂへと流れる復路側流路部１１ｂが形成された領域との間には、プレートフィン２ａ（第１プレートフィン６、第２プレートフィン７）内における冷媒同士の熱伝導を低減（断熱）する目的でスリット１５が形成されている。
　そして、入口側ヘッダ流路１０の連絡流路１０ｂは、往路側流路部１１ａの、復路側流路部１１ｂとは反対側寄り部分に偏らせて設けられている。つまり、図１７に示すように、多分岐流路１０ｃを介して往路側流路部１１ａに繋がる連絡流路１０ｂの中心線Ｏから復路側流路部１１ｂ側の端の流路１１ａａまでの幅Ｖは、復路側流路部１１ｂとは反対側の端の流路１１ａｂまでの幅Ｗよりも大きく構成されている。そして、ヘッダ開口８ａ側の連絡流路１０ｂの終端、すなわち往路側流路部１１ａと繋がる開口部分には分流衝突壁１７が形成されており、連絡流路１０ｂの延長線上となる往路側流路部分は非流路部１８となっている。したがって、連絡流路１０ｂからの冷媒は分流衝突壁１７に衝突して分流（図１７では上下に分流）し、連絡流路１０ｂ下流側の多分岐流路１０ｃを介して非流路部１８で区分けされた往路側流路部１１ａの上下のそれぞれの第１流体流路群へと流れる。
　なお、出口側のヘッダ開口８ｂにも出口側ヘッダ流路１４が形成されており、この出口側ヘッダ流路１４は分流衝突壁１７が無いだけで、入口側のヘッダ開口８ａに設けられている入口側ヘッダ流路１０と基本的に同じ形状に形成されている。そして、この実施の形態では第１流体流路１１群の復路側流路部１１ｂの本数が二本と少ないので連絡流路１０ｂは復路側流路部１１ｂ群の略中心線上に設けられている。
　以上のようにして構成されているプレートフィン２ａ（第１プレートフィン６、第２プレートフィン７）において、この例では第１プレートフィン６に、図１６Ａに示すように、その流路領域Ｐ（図１３参照）に、複数の突起１２（第１突起１２ａ、１２ａａ、第２突起１２ｂ）が長手方向に所定間隔をおいて形成されている。
　図１６Ａは第１プレートフィン６の平面図である。図１６Ｂは第２プレートフィン７の平面図である。図６Ｃは第１プレートフィン６と第２プレートフィン７を重ねた状態を示す平面図である。
　図１６Ａ～図１６Ｃに示すように、第１突起１２ａ、１２ａａは、プレートフィン長辺縁部（図１６Ａ、図１６Ｃでは左右両側の長辺縁部）の平面端部１９ａ及びスリット１５の両側縁部の平面端部１９ｂにそれぞれ形成されている。そして、図１０に示すように、第１突起１２ａは第１プレートフィン６と積層方向に隣接対向する第２プレートフィン７の長辺縁部の平面端部１９ａと当接し、図示しないが第１突起１２ａａはスリット１５の両側縁部の平面端部１９ｂに当接して第１プレートフィン６と第２プレートフィン７との間の積層間距離を所定の長さに規定している。そして、第１突起１２ａは、それぞれの長辺縁部の端縁より内側、例えば端縁から１ｍｍ以上内側（第１流体流路１１側）に離れて位置するように形成してある。
　第２突起１２ｂは、図１６Ａに示すように、第１流体流路１１群の流路間、この例では非流路部１８となる窪み平面部２０に所定間隔をおいて形成されている。この第２突起１２ｂは、図１６Ｂに示す、第１プレートフィン６と積層方向に隣接する第２プレートフィン７の窪み平面部２０に当接して第１突起１２ａと同様に第１プレートフィン６と第２プレートフィン７との間の積層間距離を所定の長さに規定している。
　また、突起１２（第１突起１２ａ、１２ａａ、および第２突起１２ｂ）は、図１８に示すように、第１プレートフィン６の平面端部１９ａ、１９ｂおよび窪み平面部２０の一部を切り起こすことによって形成されている。突起１２（第１突起１２ａ、１２ａａ、第２突起１２ｂ）の切り起こし端縁Ｙがプレートフィン２ａの積層間を流れる第２流体の矢印で示す流れ方向と対向し、切り起こし立ち上り片Ｚが第２流体の流れに沿うようになっている。本実施の形態では第２流体の流れ方向に向かって開口するような断面略コ字状に切り起こし形成してある。
　そして、それぞれの突起１２（第１突起１２ａ、１２ａａ、第２突起１２ｂ）は、それぞれのプレートフィン２ａ（第１プレートフィン６、第２プレートフィン７）、エンドプレート３（３ａ、３ｂ）のロウ付け接合時にそれぞれの頂面が隣接するプレートフィン２ａ（第１プレートフィン６、第２プレートフィン７）に固着され、それぞれのプレートフィン２ａ（第１プレートフィン６、第２プレートフィン７）を一体に連結している。
　なお、第１突起１２ａ、１２ａａおよび第２突起１２ｂは第２流体（空気）の流れ方向に沿って直線状になるように配設されているが、千鳥配列に配設してもよいものである。
　また、プレートフィン２ａ（６）は、図１９に示すように、その第１流体流路１１群がＵターンする流路領域Ｐの折返し側の端部のフィン平面部２１にも複数の突起２２（第３突起２２ａ、第４突起２２ｂ）が形成されている。この突起２２（第３突起２２ａ、第４突起２２ｂ）もフィン平面部２１を切り起こして形成されている。その突起２２（第３突起２２ａ、第４突起２２ｂ）の切り起こし端縁Ｙが第２流体の流れに対向している。また、突起２２（第３突起２２ａ、第４突起２２ｂ）は位置決め用ボス孔１３の下流側に設け、位置決め用ボス孔１３の下流側直近の第３突起２２ａは位置決め用ボス孔１３の下流側の流れを縮流する形状、例えば第２流体の流れに向ってハの字状に開口する形に切り起こし形成されている。そして、第３突起２２ａよりも更に下流側のそれぞれの第４突起２２ｂは、それぞれその中心線が一つ下流側の第４突起２２ｂの中心線とずれるように千鳥配置されている。
　なお、それぞれの突起２２（第３突起２２ａ、第４突起２２ｂ）も突起１２（第１突起１２ａ、１２ａａ、第２突起１２ｂ）と同様、それぞれの頂面が隣接するプレートフィン２ａ（７）に当接し固着され、隣接するプレートフィン２ａの間の隙間を所定の長さに規定するとともにそれぞれのプレートフィン２ａ同士を連結している。
　また、プレートフィン２ａ（第１プレートフィン６、第２プレートフィン７）には、図１１に示すように、ヘッダ領域Ｈと流路領域Ｐの端部に位置決め用の貫通孔である位置決め用ボス孔１３が形成されている。この位置決め用ボス孔１３はプレートフィン２ａ（第１プレートフィン６、第２プレートフィン７）の両側に積層されるエンドプレート３ａ、３ｂおよび補強プレート１６ａ、１６ｂにも形成されている。そして、位置決め用ボス孔１３は複数のプレートフィン２ａ（第１プレートフィン６、第２プレートフィン７）を積層するときの位置決めピン治具を装着して他のプレートフィン２ａの高精度な積層を可能としており、この実施の形態ではプレートフィン積層体２の補強プレート１６ａ、１６ｂおよびエンドプレート３ａ、３ｂを連結するボルト等の連結手段９（図３参照）が位置決めピン治具を兼用する形となっている。
　更に、プレートフィン２ａ（第１プレートフィン６、第２プレートフィン７）の両端部に設けられた位置決め用ボス孔１３の外周部分には、上下に膨出した孔外周部（以下、位置決め用ボス孔外周部と称す）１３ａが形成されている。この位置決め用ボス孔外周部１３ａは冷媒が流れる流路とは異なる空間を形成しており、図１１に示すように、積層方向に隣接するプレートフィン２ａ（６、７）（第１プレートフィン６、第２プレートフィン７）の間で当接して、プレートフィン２ａの積層間隙を保持するヘッダ領域支持部となっている。
　そして、この位置決め用ボス孔１３の周りに形成される位置決め用ボス孔外周部１３ａは、図１３に示すヘッダ領域Ｈに形成されている入口側ヘッダ流路１０および出口側ヘッダ流路１４とともに、これと積層方向で対向する他の入口側ヘッダ流路１０、出口側ヘッダ流路１４及び位置決め用ボス孔外周部１３ａにロウ付け固着されプレートフィン２ａ（第１プレートフィン６、第２プレートフィン７）の端部分を一体に連結している。
　なお、本開示における第１流体流路１１としては、例えば、冷媒が流れる方向に直交する断面形状が、円形形状のもので説明しているが、円形形状の他に、矩形形状などを含む。
　また、本実施の形態においては、第１流体流路１１は、積層方向の両方側に突出した形状のもので説明しているが、積層方向の片側のみに突出して形成されるものであってもよい。なお、本開示において、円形形状とは、円形、楕円、および閉鎖曲線で形成された複合曲線形状も含むものとする。
　以上のように本実施の形態の熱交換器は構成されており、以下その作用効果について説明する。
　まず、冷媒の流れと熱交換作用について説明する。
　冷媒は、プレートフィン積層体２の一端部側である第１の端部に接続されている流入管４から入口側のヘッダ開口８ａを介してそれぞれのプレートフィン２ａの入口側ヘッダ流路１０、すなわちヘッダ開口８ａ周りの外周流路１０ａ、連絡流路１０ｂ、多分岐流路１０ｃを介して第１流体流路１１群へ流れる。それぞれのプレートフィン２ａの第１流体流路１１群に流れた冷媒はその往路側流路部１１ａから復路側流路部１１ｂへと折り返して出口側ヘッダ流路１４、出口側のヘッダ開口８ｂを介して流出管５より冷凍装置の冷媒回路へと流れる。
　そして、上記第１流体流路１１を流れる際に冷媒はプレートフィン積層体２のプレートフィン２ａ積層間を通り抜ける空気と熱交換する。
　ここで、この実施の形態の熱交換器は、プレートフィン２ａの第１流体流路のＵターン側端部である第２の端部に突起２２（第３突起２２ａ、第４突起２２ｂ）が設けてあるから、第１流体流路１１がないプレートフィン２ａのＵターン側端部の熱交換寄与度を上げることができる。したがって、プレートフィン２ａの流路領域全長に渡って熱交換効率を高めることができ、熱交換器の熱効率を向上させることができる。
　特にプレートフィン２ａのＵターン側端部である第２の端部は、位置決め用ボス孔１３があってその下流側が死水域となるため、熱交換寄与度が極端に低いものとなっているが、本実施の形態では位置決め用ボス孔１３の下流側に複数の突起２２（第３突起２２ａ、第４突起２２ｂ）を設けているので、位置決め用ボス孔１３の下流側全域の熱交換寄与度を向上させることができる。
　さらに、位置決め用ボス孔１３の下流側直近の第３突起２２ａは、位置決め用ボス孔１３の下流側の流れを縮流する形状としてあるから、位置決め用ボス孔１３の下流側に生じる熱交換寄与度の低い死水領域を極小化することができ、その分更に熱交換効率を向上させることができる。
　加えて、それぞれの突起２２（第３突起２２ａ、第４突起２２ｂ）はその切り起こし端縁Ｙが第２流体の流れに対向する形としてあるから、切り起こし端縁Ｙの部分で前縁効果を生じさせることができ、その分熱交換効率を更に向上させることができる。
　そして、位置決め用ボス孔１３の下流側に設けた複数の突起２２（第３突起２２ａ、第４突起２２ｂ）は第２流体の流れに対し蛇行する千鳥配列となっているから、そのすべてが有効に熱交換機能を発揮し、熱交換寄与度が高いものとなる。
　そしてさらに、それぞれの突起２２（第３突起２２ａ、第４突起２２ｂ）もその頂部は隣接するプレートフィン２ａに固着されてプレートフィン２ａの短辺部分を積層状態に連結固定しているから、プレートフィン積層体２の剛性を高めることもできる。
　なお、位置決め用ボス孔１３の下流側直近に設けた第３突起２２ａは本実施の形態では第２流体の流れ方向に向かって開口するような断面略コ字状に切り起こし形成してあるが、略Ｌ字状の一対の切り起しとしてこれを一対向かい合う形態としたものであってもよく、位置決め用ボス孔１３の下流側の流れを縮流する形状となっておればよい。
　また、この実施の形態の熱交換器は、プレートフィン積層体２の流路領域Ｐにも複数の突起１２（第１突起１２ａ、１２ａａ、第２突起１２ｂ）が設けてあり、流路領域Ｐにおける熱交換効率を向上する。そして、突起１２（第１突起１２ａ、１２ａａ、第２突起１２ｂ）は、その切り起こし端縁Ｙが突起２２（第３突起２２ａ、第４突起２２ｂ）と同様にプレートフィン２ａの積層間を流れる第２流体の流れ方向と対向するように形成されているから、プレートフィン積層間の間隔を一定にするとともに、切り起こし突起１２（第１突起１２ａ、１２ａａ、第２突起１２ｂ）の下流側に生じがちな死水域を極小とし、かつ、切り起こし端縁Ｙ部分で前縁効果を生じる。しかも第２流体の流れ方向と対向するように突起１２が切り起しで形成しているから、第２流体に対する流れ抵抗も小さなものとすることができる。したがって、プレートフィン積層体２の流路領域Ｐにおける流路抵抗増大を抑制しつつその熱交換効率を大きく向上させることができる。
　なお、プレートフィン２ａに設ける突起１２（第１突起１２ａ、１２ａａ、第２突起１２ｂ）は第２流体に対し直線状配列となっているが、これは千鳥配列したり、風上側より風下側を多く形成したりするなどすればより効果的であり、熱交換器の仕様、構成、および使用者の要望に応じて最適な構成を選択すればよい。
　また、それぞれの突起１２（第１突起１２ａ、１２ａａ、第２突起１２ｂ）は、プレートフィン積層体２の間隙を流れる空気の流れ方向が開口する形に切り起こし形成しているから、空気が流れる方向、すなわち第１流体流路と交差する方向の第１流体流路間の窪み平面部２０から肉盗みする必要がなくなる。したがって、切り起こしで形成した第２突起１２ｂは円柱状突起等のように隆起させて形成するものに比べ、第１流体流路同士の間の窪み平面部２０は肉盗み寸法不要な分だけ狭いものとすることができ、その分だけプレートフィン２ａの幅、換言すると熱交換器を小型化することができる。
　加えて、プレートフィン２ａはその長辺部分の端縁が第１流体流路１１の交互位置ずれ配置（図１０参照）により幅狭平面２０ａと幅広平面２０ｂとなっていて、幅広平面２０ｂ側に突起１２ａを形成してその頂面を隣接するプレートフィン２ａの幅狭平面２０ａに固着しているから、幅狭平面２０ａ側の幅を突起形成のために広くするなどしなくてもよくなる。すなわち幅広平面２０ｂを利用して幅広平面側に切り起こし形成した突起を設け幅狭平面２０ａに当接固着する形とすることにより、プレートフィン長辺部分の幅狭平面側の幅を広くすることなくそのまま幅狭平面のままとすることができ、その分熱交換器の小型化を促進することができる。
　また、突起１２（第１突起１２ａ、１２ａａ、第２突起１２ｂ）は、それぞれのプレートフィン２ａ、エンドプレート３ａ、３ｂのロウ付け接合時にそれぞれの頂面が隣接するプレートフィン２ａに固着しているので、それぞれのプレートフィン２ａを一体に連結する役目も果たし、プレートフィン積層体２の剛性を向上させることができる。
　特に本実施の形態では、第１流体流路１１群の連絡流路１０ｂの延長線上部分は非流路部１８とし、この非流路部１８を利用して突起１２（第１突起１２ａ、第２突起１２ｂ）の一部、すなわち第２突起１２ｂを設けているので、第１流体流路１１群部分におけるプレートフィン積層間隙を確実に維持することができる。これによって第１流体流路１１群部分での空気の流れをバラツキのない安定したものとして熱交換効率を向上させることができる。
　また、プレートフィン積層体２の長辺部分に設けた第１突起１２ａは、強度的に弱くなりがちなプレートフィン積層体２の長辺縁部の強度を向上させることになり、効果的である。特に、プレートフィン積層体２のスリット１５の両側縁部分に設けた第１突起１２ａは、スリット１５を設けたことによって分断され強度が低下するスリット縁部分の強度を向上させるので、熱交換効率の向上を図りつつスリット近傍の変形をも防止でき効果的である。また第１突起１２ａａはスリット１５から離れた場所に設けてもよい。
　なお、スリット１５の両側縁部分に設けた第１突起１２ａはスリット１５を跨る形で設けてもよいが、この場合は第１流体流路１１群の往路側流路部１１ａと復路側流路部１１ｂとの間で熱伝導が起きてスリット１５による断熱効果の低下が懸念される。しかしながら、本実施の形態のようにスリット１５の両側縁部分にそれぞれ分けて設けておけばこのような熱伝導懸念もなくなり、効果的である。また第１突起１２ａａはスリット１５から離れた場所に設けてもよい。
　また、プレートフィン積層体２の長辺部分及びスリット１５の両側部分に設けた第１突起１２ａ、１２ａａはプレートフィン積層体２のプレートフィン長辺の端縁から離れた位置に設けてある。そのため、プレートフィン積層体２のプレートフィン２ａに結露水が生じ、この結露水がプレートフィン２ａの端縁に沿って流れ排出されるような形となるとき、第１突起１２ａ、１２ａａによって流れが遮られて第１突起１２ａ、１２ａａを設けた部分に結露水が溜まるのを防止し、結露水による各種障害が発生するのを未然に防止することができ、信頼性の高い熱交換器とすることができる。
　以上のように、本実施の形態における熱交換器は、プレートフィンの端部の熱交換寄与度を上げてプレートフィン全体の熱交換効率を高めることができるものであるが、更に次のよう効果も有するものである。
　すなわち、この種の熱交換器は、プレートフィン積層体２のヘッダ領域Ｈ（図１３参照）に冷媒の強い圧力が加わり、入口側ヘッダ流路１０のあるヘッダ領域Ｈ部分等が膨張変形しようとする。
　しかしながら、本実施の形態で示す熱交換器は、プレートフィン積層体２のヘッダ領域対応部分、すなわちプレートフィン積層体２の両側部を覆うエンドプレート３ａ、３ｂのヘッダ領域対応部分が、連結手段９によってエンドプレート３ａ、３ｂ同士を連結している。そのため、エンドプレート３ａ、３ｂのヘッダ領域対応部分が外方へ膨張変形してしまうのを防止できる。
　すなわち、図７において、入口側ヘッダ流路１０に加わる冷媒の高い圧力は、上方のエンドプレート３ａには上向きに、そして、下方のエンドプレート３ｂには下向きにそれぞれ変形させようとする。しかし、上方のエンドプレート３ａに加わる上向きの膨張変形力は、上方のエンドプレート３ａに接続された流入管４に存在する冷媒からの下向きの圧力も受けるので、この力で上向きの膨張変形力が相殺される形となり、上方のエンドプレート３ａのヘッダ領域対応部分の外方への膨張変形が防止できる。そして、下方のエンドプレート３ｂに加わる下向きの膨張変形力は既述したようにこのエンドプレート３ｂを上方のエンドプレート３ａに連結していることによって抑制することができる。その結果、全体としての膨張変形を緩和することができる。
　特に本実施の形態では、エンドプレート３ａ、３ｂのヘッダ領域対応部分の外面に補強プレート１６ａ、１６ｂを設け、この補強プレート１６ａ、１６ｂ同士を連結手段９（図３参照）で連結してエンドプレート３ａ、３ｂを外方からプレートフィン積層体２に押し付ける形としている。そのため、エンドプレート３ａ、３ｂのヘッダ領域対応部分の強度が補強プレート１６ａ、１６ｂ自体の剛性によって強化され、そのヘッダ領域対応部分の膨張変形を強力に抑制するようになる。
　また、補強プレート１６ａ、１６ｂを設けたことにより本実施の形態において例示したＵ字状の流路構成としていても、ヘッダ領域対応部分の膨張変形を確実に抑制することができる。すなわち、本実施の形態のプレートフィン積層体２はプレートフィン２ａに設けた第１流体流路１１をＵ字状にＵターンさせて入口側ヘッダ流路１０及び出口側ヘッダ流路１４をプレートフィンの一端部側である第１の端部にまとめているため、この部分には入口側及び出口側の圧力がダブルでかかることになる。しかしながら、本実施の形態で示す構成とすればこのようなダブルの冷媒圧力が加わってもこれに抗して膨張変形を確実に防止することができる。
　したがって、既述したように冷媒量が多い熱交換器であったり、圧縮比率が高い環境対応型の冷媒であったりした場合でも、プレートフィン積層体２のヘッダ領域部分の膨張変形を防止できる。そして、その結果、例えば圧縮比率の高い環境型対応の冷媒のような圧力の高い状態の冷媒を使用することが可能となり、効率の高い熱交換器とすることができる。
　しかも、この熱交換器ではプレートフィン２ａに形成した第１流体流路用の凹状溝の断面積を小さくすることによって第１流体流路１１群（図６参照）のそれぞれの流路面積の細径化を図り、熱交換効率を向上させるとともに小型化を推進することができる。
　つまり、プレートフィン積層体２のヘッダ領域対応部分での膨張変形を防止しつつ第１流体流路１１の流路断面積の細径化を図ることにより熱交換効率の向上とともに、小型化を促進することができる。
　なお、補強プレート１６ａ、１６ｂはヘッダ領域対応部分のみに設ければよいので、補強プレート１６ａ、１６ｂを設けたことによって増加する体積増加は最小限に抑えることができ、熱交換器の小型化を損なうことなく膨張変形防止と熱交換効率の向上を実現することができる。
　また、プレートフィン積層体２のヘッダ領域Ｈ（図１３参照）では、入口側ヘッダ流路１０の流路面積が一番大きいので、この入口側ヘッダ流路１０部分の冷媒圧力が最も高くなる。しかしながら、入口側ヘッダ流路１０は隣接する入口側ヘッダ流路１０と接してロウ付けされているから、その膨張変形を効果的に防止することができ、ヘッダ領域対応部分の膨張変形をより確実に防止することができる。
　また、ボルト等の連結手段９はプレートフィン２ａ、エンドプレート３ａ、３ｂ、補強プレート１６ａ、１６ｂを積層するときのガイドピン（治具）として利用することができ、これにより積層精度を高めるとともに、生産性も向上させることができる。
　なお、プレートフィン積層体２のヘッダ領域Ｈに加わる冷媒の強い圧力はヘッダ領域Ｈにおける入口側ヘッダ流路１０の断面を変形させる恐れもあるが、入口側ヘッダ流路１０の外壁（平坦面）は、積層方向で隣接する他の入口側ヘッダ流路１０に積層方向で当接しロウ付け状態となっているため、それぞれの入口側ヘッダ流路１０内の冷媒が発生する圧力が相殺され、変形するようなことがなく信頼性の高いものとすることができる。
　また、本実施の形態の熱交換器においては、プレートフィン２ａに設ける第１流体流路１１群は略Ｕ字状に形成して折り返すようにしてあるから、プレートフィン２ａを大きく（長さ寸法を長く）することなく第１流体流路長を長くすることができる。
　これにより、冷媒と空気の熱交換効率を高め、冷媒を確実に過冷却状態にして冷凍装置の効率を向上させることができる。しかも、熱交換器の小型化も実現することができる。
　また、第１流体流路１１群を略Ｕ字状にして入口側ヘッダ流路１０及び出口側ヘッダ流路１４を一端部側にまとめたことによりヘッダ領域Ｈの部分での冷媒圧力がダブルで加わっても、既述した通り入口側ヘッダ流路１０および出口側ヘッダ流路１４の対応部分はエンドプレート３ａ、３ｂ同士を連結し、かつ更に補強プレート１６ａ、１６ｂをも加えて変形防止しているので、ヘッダ領域Ｈの対応部分の膨張変形を確実に防止することができる。
　また、本実施の形態においては、プレートフィン積層体２のプレートフィン積層間を流れる空気と熱交換する冷媒は、図１４に示すように入口側ヘッダ流路１０から連絡流路１０ｂ、多分岐流路１０ｃ、第１流体流路１１群へと流れる。ここで、連絡流路１０ｂの下流側に分流衝突壁１７が設けてあるので、冷媒は分流衝突壁１７に衝突して図１４に示す上下に分流されて多分岐流路１０ｃからそれぞれの第１流体流路１１へと分流していく。したがって、連絡流路１０ｂの延長線上部分の流路に冷媒が極端に偏るのを防止できる。
　また、本実施の形態のように第１流体流路１１群をＵ字状に形成して折り返すようにしていると、図１７から明らかなように、第１流体流路１１群の各流路長さは、Ｕ字状の外周、換言するとスリット１５から離れる流路側ほど長くなってこの流路長の違いによる偏流が生じる。
　しかしながらこの熱交換器では、図１７に示すように入口側ヘッダ流路１０からの連絡流路１０ｂを第１流体流路１１群の往路側流路部１１ａの中心線（図示せず）より反復路流路部側に偏らせて設けてあるから、偏流を抑制しそれぞれの流路に略均一に冷媒を流すことができる。
　すなわち、この熱交換器では、第１流体流路１１群をＵターンさせる構成としたことによって第１流体流路１１群のそれぞれの流路の入口側ヘッダ流路１０から出口側ヘッダ流路１４までの流路長が異なって流路抵抗が変わってしまっても、入口側ヘッダ流路１０からの連絡流路１０ｂが往路側流路部１１ａの反復路側流路部側に偏って位置している。そのため、連絡流路１０ｂからそれぞれの往路側流路部１１ａまでの分流路の長さが復路側流路部１１ｂの近くになるほど長くなるような形となって相殺する形となり、第１流体流路１１群のそれぞれの流路へ均一に分流することができる。
　したがって、第１流体流路１１群のＵターン化と分流均一化による相乗効果によって小型化を推進しつつ熱交換効率のより高い熱交換器１とすることができる。
　しかも第１流体流路１１群の往路側流路部１１ａと復路側流路部１１ｂとの間はスリット１５が形成されていて熱的に分断された形となっているので、第１流体流路１１群の往路側流路部１１ａから復路側流路部１１ｂへの熱移動を阻止して冷媒の熱交換量を増大させ、熱交換効率のさらなる向上を図ることができる。
　（第２の実施の形態）
　本発明の第２の実施の形態における熱交換器は、図２０～図２３に示すように、第１流体流路群の形状とヘッダ開口の設置位置が第１の実施の形態における熱交換器と異なるもので、第１の実施の形態における熱交換器と同じ機能を有する部分には同一番号を附記し、異なる機能を有する部分を中心に説明する。
　図２０は、本実施の形態における熱交換器であるプレートフィン積層型熱交換器を上下に分離した状態で示す分解斜視図である。図２１は、本実施の形態における熱交換器のプレートフィン積層体を構成するプレートフィンの平面図である。図２２は、本実施の形態における熱交換器のプレートフィンの構成を、一部を拡大して示す分解斜視図である。図２３は、本実施の形態における熱交換器のプレートフィン積層体の第１流体流路群部分を切断して示す斜視図である。
　図２０～図２３において、本実施の形態の熱交換器は、プレートフィン２ａに設けられている第１流体流路１１群が直線状であって、その一端部側である第１の端部に入口側のヘッダ開口８ａを設け、他端部側に出口側のヘッダ開口８ｂを設けている。そして、入口側のヘッダ開口８ａに流入管４が接続され、出口側のヘッダ開口８ｂに流出管５が接続されており、冷媒はプレートフィン２ａの一端部側である第１の端部のヘッダ開口８ａから他端部側である第２の端部のヘッダ開口８ｂまで直線状にながれて流出するようになっている。
　また入口側のヘッダ開口８ａ周りに形成されている入口側ヘッダ流路１０は、ヘッダ開口８ａの周りの外周流路１０ａ、連絡流路１０ｂ、多分岐流路１０ｃからなる。連絡流路１０ｂは外周流路１０ａからプレートフィン２ａの短辺方向に延びるように形成された後、多分岐流路１０ｃに繋がっており、出口側ヘッダ流路１４もこの入口側ヘッダ流路１０と同じように構成されていて、両者は対称的な形状をなしている。
　また、プレートフィン積層体２両側のエンドプレート３ａ、３ｂは、第１の実施の形態を示す図３に示した補強プレート１６ａ、１６ｂを用いることなく連結手段９によって連結し、エンドプレート３ａ、３ｂ両端のヘッダ領域Ｈでの膨張変形を防止する構成となっている。
　以上のように構成されて熱交換器は、第１流体流路１１群をＵ字状にしたことによる効果を除き細部の構成、効果を含め第１の実施の形態で説明した熱交換器と同様であり、説明は省略する。
　なお、第１の実施の形態のプレートフィン２ａのＵターン側端部に設けた突起２２（図１３参照）（第３突起２２ａ、第４突起２２ｂ）は、この例では入口側のヘッダ領域Ｈ及び出口側のヘッダ領域Ｈに適宜設ければよい。すなわち、Ｕターン側端部に設けた突起２２（第３突起２２ａ、第４突起２２ｂ）（図１３および図１９参照）と同様の思想、例えば死水域となる入口側ヘッダ流路１０、出口側ヘッダ流路１４の下流側に形成するなどすればよい。
　（第３の実施の形態）
　本発明の第３実施の形態における熱交換器は、熱交換器の冷媒の入口及び出口が逆になる蒸発器として用いる場合に好適なもので、図２４～図２８に示すように、出口側ヘッダ流路１４に冷媒の分流制御管２４を設けたものである。
　なお、本実施の形態では第１の実施の形態の構成の熱交換器を蒸発器として用いた場合を例にして説明する。
　図２４は、本実施の形態における熱交換器であるプレートフィン積層型熱交換器の外観を示す斜視図である。図２５は、本実施の形態における熱交換器から分流制御管を抜き出した状態を示す分解斜視図である。図２６は、本実施の形態における熱交換器のプレートフィン積層体における分流制御管挿入部分を示す斜視図である。図２７は、本実施の形態における熱交換器の分流制御管の斜視図である。図２８は、本実施の形態における熱交換器の分流制御管部分を示す断面図である。
　図２４～図２８において、分流制御管２４は冷媒の蒸発出口となる出口側のヘッダ開口８ｂ、すなわち出口側ヘッダ流路１４内に挿設してあり、その先端部は、図２８に示すように、ヘッダ開口が設けられていない側のエンドプレート３ｂまで延び、このエンドプレート３ｂによって閉塞した状態となっている。そして、分流制御管２４はヘッダ開口８ｂの内径より小径の管で構成されていてヘッダ開口内面との間に冷媒流通用間隙２５を形成しており、その長手方向、すなわちプレートフィン２ａの積層方向に複数の分流口２６が略等間隔に形成されている。
　複数の分流口２６は冷媒が流れる方向、すなわち出口側のヘッダ開口８ｂに行くにしたがってその孔径が小さくなるように形成されている。
　また、分流制御管２４は図２５、図２７に示すように補強プレート１６ａに取付けてあり、補強プレート１６ａをプレートフィン積層体２両側のエンドプレート３ａへの締結によってヘッダ開口８ｂ内に挿設されるようになっている。
　上記分流制御管２４が取り付けられている補強プレート１６ａには分流制御管２４と対向する他方の面に流入管４が接続固定されている。
　なお、補強プレート１６ａには流出管５も接続固定してある。又、分流制御管２４はその先端部を閉塞し、エンドプレート３ｂに当接状態とする構成としてもよいものである。
　以上のように構成された熱交換器は、入口側となるヘッダ開口８ａから第１流体流路１１群を介して出口側ヘッダ流路１４に流れてきた冷媒ガスは図２８の矢印に示すように冷媒流通用間隙２５から分流制御管２４の管壁に形成された複数の分流口２６を経て分流制御管２４内へと流れ、出口側のヘッダ開口８ｂから流出管５へと流出する。
　ここで、分流制御管２４に設けた分流口２６は出口側のヘッダ開口８ｂに行くにしたがってその孔径が小さくなるように形成されているから、第１流体流路１１群のそれぞれの流路を流れる冷媒量を均等化することができる。
　すなわち、この種の熱交換器は、第１流体流路１１を細径化したことによって冷媒の圧損が入口側ヘッダ流路１０より出口側ヘッダ流路１４の方が数倍も大きくなっている。一方、冷媒の分流は圧損の分布状況によって大きく影響される。よって、この種の熱交換器は、分流制御管２４を従来からの常識である入口側ヘッダ流路１０に設けても出口側ヘッダ流路１４の圧損が数倍も高いため第１流体流路１１を流れる冷媒は出口側ヘッダ流路１４の圧損に依拠することになるので、設計通りに分流できない。
　しかしながら、本実施の形態における熱交換器では、分流制御管２４を圧損が高い出口側ヘッダ流路１４に設けてあり、これにより分流に大きな影響を与える数倍も高い出口側ヘッダ流路１４内の軸線方向の圧損分布が均一になるように制御することができる。よって、第１流体流路１１群のそれぞれの流路を流れる冷媒分流量を均一化できる。
　また、この種の熱交換器は、流入管４から流入した冷媒が入口側のヘッダ開口８ａを通過し、それぞれのプレートフィン２ａの内部の第１流体流路１１に導入され、出口側のヘッダ開口８ｂに流入し、流出管５から流出する。
　この際、それぞれの流路に発生する圧損のために、流入管４から遠い方のプレートフィン２ａの第１流体流路１１（図２８で、より右に近いプレートフィン２ａの第１流体流路）の方より、流入管４に近い方のプレートフィン２ａの第１流体流路１１（図２８で、より左に近いプレートフィン２ａの第１流体流路）の方が、冷媒が流れやすい。換言すれば、冷媒の流量に偏りが生じる可能性がある。
　ところが、出口側のヘッダ開口８ｂ内部に分流制御管２４を挿入し、最も出口側の分流口２６ａの開口面積を、図２８に示すように、分流制御管２４の出口側（図２８で、より左側に近い部分）に設けた分流口２６ａを、分流制御管２４の反出口側（図２８で、より右側に近い部分）より小径にして分流口を通る冷媒の圧損を増加させている。このことにより、冷媒流量の偏流を生じず、それぞれのプレートフィン２ａの内部の第１流体流路１１の冷媒量を均等化でき、熱交換効率を向上させることができる。
　その結果、この熱交換器は、第１流体流路１１群部分での熱交換効率が向上し、更に熱効率の高い熱交換器とすることができる。
　更にまた、分流制御管２４による冷媒分流の均一化構成は分流制御管２４に分流口２６を穿孔するだけの簡単な構成であるから、安価に提供することができる。
　そして、更に分流制御管２４は補強プレート１６ａに一体化して設けてあるから、補強プレート１６ａを装着するだけで出口側ヘッダ流路１４内に挿設することができる。そのため、分流制御管２４を溶接等によって後付けする場合等に懸念されるプレートフィン２ａのロウ付け部分のロウ溶解によるプレートフィン２ａの接合不良やそれに伴う冷媒漏れ等の品質不良を防止でき、高品質且つ高効率の熱交換器とすることができる。
　また、補強プレート１６ａは分流制御管２４及び補強プレート１６ａに接続されていて蒸発器として用いられるときの流出管５との間の電位差が分流制御管２４と流出管５とを直付け接続した場合の両者の間の電位差よりも小さくなる材料で形成している。そのため、分流制御管２４と流出管５とを直付け接続した場合に生じる異種金属接触腐食の発生を防止することができ、長期使用における信頼性を大きく向上させることができる。特に流入管４、流出管５を銅管で構成し、分流制御管２４をステンレス等で構成することが多い空気調和機用熱交換器にあっては顕著な効果が期待でき、効果的である。
　なお、分流制御管２４は本実施の形態では補強プレート１６ａに設けてあるが、エンドプレート３ａ側に設けてもよく、また、補強プレート１６ａを用いていないタイプの場合はエンドプレート３ａの対向する面に分流制御管２４と流出管５を設けてもよいものである。
　また、本実施の形態では第１流体流路１１群がＵターンする形状のものを想定しているが、第２の実施の形態で説明した直線状の第１流体流路１１群としたものであっても同様に適用することができる。
　その他細部の構成、効果は第１の実施の形態で説明した熱交換器と同様であり、説明は省略する。
　（第４の実施の形態）
　本発明の第４の実施の形態は、先に示したそれぞれの実施の形態における熱交換器の一つを用いて構成した冷凍装置である。
　本実施の形態では冷凍装置の一例として空気調和装置を説明する。図２９は、本実施の形態における冷凍装置である空気調和装置の冷凍サイクル図である。図３０は、本実施の形態における冷凍装置である空気調和装置の概略断面図である。
　図２９、図３０において、この空気調和装置は、室外機５１と、室外機５１に接続された室内機５２から構成されている。室外機５１には、冷媒を圧縮する圧縮機５３、冷房暖房運転時の冷媒回路を切り替える四方弁５４、冷媒と外気の熱を交換する室外熱交換器５５、および冷媒を減圧する減圧器５６が配設されている。また、室内機５２には、冷媒と室内空気の熱を交換する室内熱交換器５７と、室内送風機５８とが配設されている。そして、圧縮機５３、四方弁５４、室内熱交換器５７、減圧器５６、および室外熱交換器５５を冷媒回路で連結してヒートポンプ式冷凍サイクルを形成している。
　本実施の形態による冷媒回路には、テトラフルオロプロペンまたはトリフルオロプロペンをベース成分とし、ジフルオロメタンまたはペンタフルオロエタンまたはテトラフルオロエタンを、地球温暖化係数が５以上、７５０以下となるように、望ましくは３５０以下、さらに望ましくは１５０以下となるようにそれぞれ２成分混合もしくは３成分混合した冷媒を使用している。
　図２９に示す空気調和装置は、冷房運転時には、四方弁５４を圧縮機５３の吐出側と室外熱交換器５５とが連通するように切り換える。これにより、圧縮機５３によって圧縮された冷媒は高温高圧の冷媒となって四方弁５４を通って室外熱交換器５５に送られる。そして、冷媒が外気と熱交換して放熱し、高圧の液冷媒となり、減圧器５６に送られる。減圧器５６では減圧されて低温低圧の二相冷媒となり、室内機５２に送られる。室内機５２では、冷媒は室内熱交換器５７に入り室内空気と熱交換して吸熱し、蒸発気化して低温のガス冷媒となる。この時室内空気は冷却されて室内を冷房する。さらに冷媒は室外機５１に戻り、四方弁５４を経由して圧縮機５３に戻される。
　暖房運転時には、四方弁５４を圧縮機５３の吐出側と室内機５２とが連通するように切り換える。これにより、圧縮機５３によって圧縮された冷媒は高温高圧の冷媒となって四方弁５４を通り、室内機５２に送られる。高温高圧の冷媒は室内熱交換器５７に入り、室内空気と熱交換して放熱し、冷却され高圧の液冷媒となる。この時、室内空気は加熱されて室内を暖房する。その後、冷媒は減圧器５６に送られ、減圧器５６において減圧されて低温低圧の二相冷媒となり、室外熱交換器５５に送られて外気と熱交換して蒸発気化し、四方弁５４を経由して圧縮機５３へ戻される。
　このように構成された空気調和装置は、その室外熱交換器５５或いは室内熱交換器５７に第１の実施の形態～第３の実施の形態における熱交換器のいずれか一つを使用することにより、熱交換器がヘッダ領域部分での膨張変形がなく小型且つ高効率であるから、省エネ性の高い高性能な冷凍装置とすることができる。
　以上説明したように、第１の開示は、熱交換機であり、この熱交換器は、第１流体が流れる流路を有するプレートフィン積層体のそれぞれのプレートフィンの積層間に第２流体を流して、第１流体と第２流体との間で熱交換する熱交換器である。また、プレートフィン積層体のプレートフィンは、第１流体が並行に流れる複数の第１流体流路を有する流路領域と、流路領域のそれぞれの第１流体流路に連通する入口側ヘッダ流路及び出口側ヘッダ流路を有したヘッダ領域と、を備えるとともに、第１流体流路はプレートフィンに凹状溝を設けて形成する。さらに、プレートフィンのヘッダ領域に複数の突起を設けた構成としてある。
　この構成により、プレートフィンの端部の熱交換寄与度を上げることができ、レートフィン全体の熱交換効率を高めることができる。しかもその上で熱交換用流路の流路断面積の細径化を推進して流路細径化による熱交換効率の向上を図ることができる。したがって、小型かつ熱交換効率の高い熱交換器とすることができる。そして、このような熱交換器を用いることによってコンパクトかつ省エネ性の高い高性能な冷凍装置を提供することができる。
　第２の開示は、熱交換機であり、この熱交換器は、第１流体が流れる流路を有するプレートフィン積層体のそれぞれのプレートフィン積層間に第２流体を流して、第１流体と第２流体との間で熱交換する熱交換器である。また、プレートフィン積層体のプレートフィンは、第１流体が並行に流れる複数の第１流体流路を有する流路領域と、流路領域のそれぞれの第１流体流路に連通する入口側ヘッダ流路及び出口側ヘッダ流路を有したヘッダ領域と、を備えるとともに、第１流体流路はプレートフィンに凹状溝を設けて形成する。さらに、プレートフィンに形成した第１流体流路を略Ｕ字状にＵターンさせて第１流体流路と連通する入口側ヘッダ流路及び出口側ヘッダ流路をプレートフィンの第１の端部にまとめ、かつ、熱交換用流路がＵターンする側のプレートフィンの第２の端部に突起を設ける。
　この構成により、プレートフィンを長くすることなく第１流体流路の流路寸法を長くして熱交換器の小型化と熱交換効率の向上を促進し、かつ、熱交換寄与度の低い入口側ヘッダ流路および出口側ヘッダ流路の部分をプレートフィンの一端部側である第１の端部のみとすることで熱交換効率を高め、更に第１流体流路がＵターンする側のプレートフィンの第２の端部の熱交換機能を突起によって向上させてプレートフィン全体の熱交換効率を高めることができる。そしてその上で第１流体流路の流路断面積の細径化を推進して流路細径化による熱交換効率の向上を図ることができる。したがって、小型かつ熱交換効率の高い熱交換器とすることができる。そして、このような熱交換器を用いることによってコンパクトかつ省エネ性の高い高性能な冷凍装置を提供することができる。
　第３の開示は、第１または第２の開示において、突起を切り起こし形成し、その突起の切り起こし端縁が第２流体の流れに対向する形としてある。
　この構成により、切り起こし端縁部分で前縁効果を生じさせることができ、その分熱交換効率を向上させることができる。
　第４の開示は、第１～第３の開示において、突起が入口側ヘッダ流路、出口側ヘッダ流路もしくは位置決め用貫通孔下流側に設け、入口側ヘッダ流路、出口側ヘッダ流路もしくは位置決め用貫通孔の下流側の流れを縮流する形状とする。
　この構成により、入口側ヘッダ流路、出口側ヘッダ流路もしくは位置決め用貫通孔の下流側に生じる熱交換寄与度の低い死水領域を極小化することができ、その分更に熱交換効率を向上させることができる。
　第５の開示は、第１～第４の開示において、突起の下流側に第２流体の流れに対し蛇行するように更に複数の補助の切り起し形成した突起を設ける。
　この構成により、入口側ヘッダ流路、出口側ヘッダ流路もしくは位置決め用貫通孔の下流側直近の突起による熱交換機能に加え補助切り起し突起による熱交換機能が加わって熱交換効率を更に向上させることができる。
　第６の開示は、第１～第５の開示において、突起の頂部を隣接するプレートフィンの表面に当接させる。
　この構成により、突起によってプレートフィン同士を積層状態に連結固定することができ、熱交換効率の向上とともにプレートフィン積層体の剛性を高めることもできる。
　第７の開示は冷凍装置であり、この冷凍装置は冷凍サイクルを構成する熱交換器を第１～第６のいずれかの開示の熱交換器としたものである。
　この構成により、この冷凍装置は、熱交換器が小型で高効率であるから、省エネ性の高い高性能な冷凍装置とすることができる。
　本発明は、プレートフィンの端部の熱交換寄与度を上げてプレートフィン全体の熱交換効率を高めることができ、小型且つ熱交換効率の高い熱交換器及びそれを用いた省エネ性の高い高性能な冷凍装置を提供することができる。よって、家庭用及び業務用エアコン等に用いる熱交換器や各種冷凍機器に幅広く利用でき、その産業的価値は大なるものがある。
　１，１００　熱交換器
　２，１０３　プレートフィン積層体
　２ａ，１０２　プレートフィン
　３，３ａ，３ｂ，１０４　エンドプレート
　４　流入管
　５　流出管
　６　第１プレートフィン
　６ａ　第１板状部材
　６ｂ　第２板状部材
　７　第２プレートフィン
　８，８ａ，８ｂ　ヘッダ開口
　９　連結手段（ボルト・ナット）
　１０，１０５　入口側ヘッダ流路（ヘッダ流路）
　１０ａ　外周流路
　１０ｂ　連絡流路
　１０ｃ　多分岐流路
　１１　第１流体流路
　１１ａ　往路側流路部
　１１ｂ　復路側流路部
　１２　突起
　１２ａ，１２ａａ　第１突起（突起）
　１２ｂ　第２突起（突起）
　１３　貫通孔（位置決め用ボス孔）
　１３ａ　孔外周部（位置決め用ボス孔外周部）
　１４，１０６　出口側ヘッダ流路（ヘッダ流路）
　１５　スリット
　１６ａ，１６ｂ　補強プレート
　１７　分流衝突壁
　１８　非流路部
　１９ａ，１９ｂ　平面端部
　２０　窪み平面部
　２０ａ　幅狭平面
　２０ｂ　幅広平面
　２１　フィン平面部
　２２　突起
　２２ａ　第３突起（突起）
　２２ｂ　第４突起（突起）
　２４　分流制御管
　２５　冷媒流通用間隙
　２６，２６ａ，２６ｂ　分流口
　２７　中空枠体
　５１　室外機
　５２　室内機
　５３　圧縮機
　５４　四方弁
　５５　室外熱交換器
　５６　減圧器
　５７　室内熱交換器
　５８　室内送風機

Claims (11)

  1. 　第１流体が流れる流路を有するプレートフィン積層体のそれぞれのプレートフィン積層間に第２流体を流して、前記第１流体と前記第２流体との間で熱交換する熱交換器であって、
    　前記プレートフィン積層体のプレートフィンは、前記第１流体が並行に流れる複数の第１流体流路を有する流路領域と、前記流路領域のそれぞれの前記第１流体流路に連通する入口側ヘッダ流路及び出口側ヘッダ流路を有したヘッダ領域と、を備えるとともに、前記第１流体流路は前記プレートフィンに凹状溝を設けて形成し、
    　かつ、前記プレートフィンの前記ヘッダ領域に複数の突起を設けた熱交換器。
  2. 　第１流体が流れる流路を有するプレートフィン積層体のそれぞれのプレートフィン積層間に第２流体を流して、前記第１流体と前記第２流体との間で熱交換する熱交換器であって、
    　前記プレートフィン積層体のプレートフィンは、前記第１流体が並行に流れる複数の第１流体流路を有する流路領域と、前記流路領域のそれぞれの第１流体流路に連通する入口側ヘッダ流路及び出口側ヘッダ流路を有したヘッダ領域と、を備えるとともに、前記第１流体流路は前記プレートフィンに凹状溝を設けて形成し、
    　かつ、前記プレートフィンに形成した第１流体流路をＵ字状にＵターンさせて第１流体流路と連通する入口側ヘッダ流路及び出口側ヘッダ流路を有したヘッダ領域を前記プレートフィンの第１の端部にまとめ、かつ、前記熱交換用流路がＵターンする側の前記プレートフィンの第２の端部に突起を設けた熱交換器。
  3. 　前記突起は切り起こし形成し、前記突起の切り起こし端縁が前記第２流体の流れに対向する形とした請求項１に記載の熱交換器。
  4. 　前記突起は切り起こし形成し、前記突起の切り起こし端縁が前記第２流体の流れに対向する形とした請求項２に記載の熱交換器。
  5. 　前記突起は前記プレートフィンに設けた前記入口側ヘッダ流路、前記出口側ヘッダ流路もしくは位置決め用貫通孔の下流側に設け、前記入口側ヘッダ流路、前記出口側ヘッダ流路もしくは前記位置決め用貫通孔の下流側の流れを縮流する形状とし請求項１に記載の熱交換器。
  6. 　前記突起は前記プレートフィンに設けた前記入口側ヘッダ流路、前記出口側ヘッダ流路もしくは位置決め用貫通孔の下流側に設け、前記入口側ヘッダ流路、前記出口側ヘッダ流路もしくは前記位置決め用貫通孔の下流側の流れを縮流する形状とし請求項２に記載の熱交換器。
  7. 　前記突起の下流側に前記第２流体の流れに対し蛇行するように更に複数の切り起し形成した突起を設けた請求項１に記載の熱交換器。
  8. 　前記突起の下流側に前記第２流体の流れに対し蛇行するように更に複数の切り起し形成した突起を設けた請求項２に記載の熱交換器。
  9. 　前記突起はその頂部を隣接する前記プレートフィンの表面に当接する請求項１に記載の熱交換器。
  10. 　前記突起はその頂部を隣接する前記プレートフィンの表面に当接する請求項２に記載の熱交換器。
  11. 　冷凍サイクルを構成する熱交換器を請求項１～１０のいずれか一項に記載の熱交換器とした冷凍装置。
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