WO2018110187A1 - 熱交換器およびそれを用いた冷凍システム - Google Patents

熱交換器およびそれを用いた冷凍システム Download PDF

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WO2018110187A1
WO2018110187A1 PCT/JP2017/041017 JP2017041017W WO2018110187A1 WO 2018110187 A1 WO2018110187 A1 WO 2018110187A1 JP 2017041017 W JP2017041017 W JP 2017041017W WO 2018110187 A1 WO2018110187 A1 WO 2018110187A1
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refrigerant
heat exchanger
flow path
header
fluid
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PCT/JP2017/041017
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崇裕 大城
憲昭 山本
健二 名越
一彦 丸本
拓也 奥村
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パナソニックＩｐマネジメント株式会社
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    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B39/00—Evaporators; Condensers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B41/00—Fluid-circulation arrangements
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    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
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    • 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
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    • 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
    • F28D9/02—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 the heat-exchange media travelling at an angle to one another
    • 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
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F9/00—Casings; Header boxes; Auxiliary supports for elements; Auxiliary members within casings
    • F28F9/02—Header boxes; End plates

Definitions

  • the present invention relates to a heat exchanger and a refrigeration system using the same.
  • the present invention relates to a plate fin laminated heat exchanger configured by laminating plate-like plate fins having refrigerant flow paths through which a refrigerant flows and a refrigeration system using the plate fin laminated heat exchanger.
  • a refrigerant (first fluid) compressed by a compressor is circulated through a heat exchanger such as a condenser or an evaporator to exchange heat with a second fluid for cooling or heating.
  • a heat exchanger such as a condenser or an evaporator to exchange heat with a second fluid for cooling or heating.
  • One of the methods for improving the efficiency of the heat exchanger is to reduce the diameter of the heat transfer tubes through which the heat exchange fluid flows, and as another method, for example, the refrigerant that is divided into each heat transfer tube is uniformly divided. There are things to do.
  • the heat exchanger of the refrigeration system generally uses a finned tube heat exchanger configured by passing a heat transfer tube through a fin group, and the heat transfer tube is reduced in diameter.
  • a finned tube heat exchanger configured by passing a heat transfer tube through a fin group, and the heat transfer tube is reduced in diameter.
  • the heat exchange efficiency is improved by incorporating a flow dividing control tube in the header flow path that guides the heat exchange fluid to each heat transfer tube, and making the flow of the refrigerant to each heat transfer tube uniform (for example, , See Patent Document 2).
  • FIG. 13 shows the heat exchanger 100 described in Patent Document 2.
  • the heat exchanger 100 is configured such that a heat transfer tube 102 passes through a fin group 101.
  • a shunt control pipe 104 is provided in the refrigerant inlet side header pipe 103.
  • a plurality of refrigerant flow outlets 105 are disposed in the flow dividing control pipe 104.
  • the refrigerant distribution port 105 is configured such that the size of the refrigerant distribution port 105 decreases as the distance from the refrigerant inlet increases, so that the refrigerant flowing through each heat transfer tube 102 is evenly divided.
  • this heat transfer tube can be easily reduced in diameter if it is a plate fin laminated heat exchanger. That is, in the plate fin laminated heat exchanger, a concave groove is press-formed in the plate fin to form a flow path corresponding to the heat transfer tube, and therefore it is easy to reduce the cross-sectional area of the flow path. And the said flow path can be made remarkably small compared with the heat exchanger tube of a fin tube type heat exchanger.
  • the inventors of the present invention combine the shunt control pipe described in Patent Document 2 with a plate fin laminated heat exchanger configured by laminating plate fins having refrigerant flow paths to improve heat exchange efficiency. I examined that.
  • the present inventors can sufficiently exert the diversion effect by the diversion control pipe even if the diversion control pipe is incorporated in the header flow path on the refrigerant inlet side.
  • the diversion control pipe is incorporated in the header flow path on the refrigerant inlet side.
  • the present invention has been made in view of these points, and achieves both high-efficiency heat exchange regardless of whether it is used as an evaporator or a condenser.
  • the purpose is to provide a container and a high-performance refrigeration system using the same.
  • a second fluid flows 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 second fluid Heat exchange with fluid.
  • the plate fins constituting the plate fin laminate are the first region between the header region having a first header channel and a second header channel, and the first header channel and the second header channel.
  • a flow path region having a plurality of first fluid flow paths through which fluid flows.
  • the plurality of first fluid flow paths are formed by providing concave grooves in the plate fins.
  • a shunt control tube is provided in the first header flow path serving as an outlet for the first fluid in an evaporation condition where the heat exchanger functions as an evaporator, and serving as an inlet for the first fluid in a condensation condition where the heat exchanger functions as a condenser.
  • An auxiliary passage that communicates with the first header flow path and supplies the first fluid to the heat exchanger in the case of the condensation condition among the evaporation condition and the condensation condition is provided. Under the evaporation condition, the first fluid flowing out from the first header flow path is diverted by the diversion control pipe, and under the condensation condition, the refrigerant flows from the auxiliary passage to the first header flow path together with the diversion control pipe. Supplied.
  • the first fluid can be reliably diverted to the first fluid flow path group as designed by the diversion control pipe, and heat exchange is achieved by equalizing the diversion. Efficiency is improved.
  • the first fluid flow path is reduced in diameter so that when used as an evaporator, the pressure loss of the first fluid is the second header flow path on the inflow side.
  • the first header channel on the outlet side is several times larger.
  • the shunt flow of the first fluid is greatly influenced by the distribution of pressure loss. Therefore, as described above, in the conventional plate fin laminated heat exchanger, the shunt control pipe is provided in the second header flow path on the inlet side, which is a conventional common sense. Since the pressure loss of the first header flow path on the outlet side is several times higher than the second header flow path, the first fluid flowing through the first fluid flow path becomes the pressure loss of the first header flow path on the outlet side. You will rely on it.
  • the shunt control pipe is provided in the first header channel on the outlet side having a high pressure loss, based on the magnitude of the pressure loss difference in the inlet / outlet header channel and the pressure loss distribution situation.
  • the flow distribution can be made uniform by controlling the pressure loss distribution in the first header flow path having a high pressure loss that greatly affects the flow distribution. Thereby, the improvement of the heat exchange efficiency by uniformization of a flow can be achieved.
  • the refrigerant flows from the first header flow path on the inlet side in a gas phase state.
  • the gas-phase refrigerant is supplied from the shunt control pipe to the first header flow path, and is also supplied from the auxiliary passage to the first header flow path without passing through the shunt control pipe. Therefore, the refrigerant can be supplied uniformly to the first fluid flow path group, and the heat exchange efficiency when the heat exchanger is used as a condenser is improved.
  • the heat exchanger when used as a condenser, since the refrigerant is in a gas phase and the flow velocity is extremely fast, the first header flow is biased from the end portion side of the shunt control pipe opposite to the refrigerant inlet side. A lot flows into the road.
  • the refrigerant since the refrigerant is also supplied to the first header channel from the auxiliary passage, the bias of the refrigerant in the first header channel portion is eliminated and the first header channel is divided into the first fluid channel group. Therefore, it is possible to suppress a deviation in the refrigerant flow that occurs because the refrigerant in the first header flow path provided with the flow dividing control pipe is in a gas phase. Thereby, when using the said heat exchanger as a condenser, heat exchange efficiency improves.
  • the above configuration achieves both a reduction in the diameter of the flow path and a uniform flow, and a heat exchanger with high heat exchange efficiency in both evaporation and condensation, and a high-efficiency refrigeration using the heat exchanger.
  • the perspective view which shows the external appearance of the plate fin lamination type heat exchanger in Embodiment 1 of this invention An exploded perspective view showing the plate fin laminated heat exchanger in a separated state Plan view of plate fins constituting plate fin laminate of same plate fin laminate type heat exchanger Exploded view showing part of the configuration of the plate fin
  • the second fluid flows between the plate fin stacks of the plate fin stack having the flow path through which the first fluid flows, and between the first fluid and the second fluid.
  • the plate fins constituting the plate fin laminate are the first region between the header region having a first header channel and a second header channel, and the first header channel and the second header channel.
  • a flow path region having a plurality of first fluid flow paths through which fluid flows.
  • the plurality of first fluid flow paths are formed by providing concave grooves in the plate fins.
  • a shunt control tube is provided in the first header flow path serving as an outlet for the first fluid in an evaporation condition where the heat exchanger functions as an evaporator, and serving as an inlet for the first fluid in a condensation condition where the heat exchanger functions as a condenser.
  • An auxiliary passage that communicates with the first header flow path and supplies the first fluid to the heat exchanger in the case of the condensation condition among the evaporation condition and the condensation condition is provided. Under the evaporation condition, the first fluid flowing out from the first header flow path is diverted by the diversion control pipe, and under the condensation condition, the refrigerant flows from the auxiliary passage to the first header flow path together with the diversion control pipe. Supplied.
  • the first fluid can be reliably diverted to the first fluid flow path group as designed by the diversion control pipe, and heat exchange is achieved by equalizing the diversion. Efficiency is improved.
  • the first fluid flow path is reduced in diameter so that when used as an evaporator, the pressure loss of the first fluid is the second header flow path on the inflow side.
  • the first header channel on the outlet side is several times larger.
  • the shunt flow of the first fluid is greatly influenced by the distribution of pressure loss. Therefore, as described above, in the conventional plate fin laminated heat exchanger, the shunt control pipe is provided in the second header flow path on the inlet side, which is a conventional common sense. Since the pressure loss of the first header flow path on the outlet side is several times higher than the second header flow path, the first fluid flowing through the first fluid flow path becomes the pressure loss of the first header flow path on the outlet side. You will rely on it.
  • the shunt control pipe is provided in the first header channel on the outlet side having a high pressure loss, based on the magnitude of the pressure loss difference in the inlet / outlet header channel and the pressure loss distribution situation.
  • the flow distribution can be made uniform by controlling the pressure loss distribution in the first header flow path having a high pressure loss that greatly affects the flow distribution. Thereby, the improvement of the heat exchange efficiency by uniformization of a flow can be achieved.
  • the refrigerant flows from the first header flow path on the inlet side in a gas phase state.
  • the gas-phase refrigerant is supplied from the shunt control pipe to the first header flow path, and is also supplied from the auxiliary passage to the first header flow path without passing through the shunt control pipe. Accordingly, the refrigerant can be supplied uniformly to the first fluid flow path group, and the heat exchange efficiency when used as a condenser is improved.
  • the heat exchanger when used as a condenser, since the refrigerant is in a gas phase and the flow velocity is extremely fast, the first header flow is biased from the end portion side of the shunt control pipe opposite to the refrigerant inlet side. A lot flows into the road.
  • the refrigerant since the refrigerant is also supplied to the first header channel from the auxiliary passage, the bias of the refrigerant in the first header channel portion is eliminated and the first header channel is divided into the first fluid channel group. Therefore, it is possible to suppress a deviation in the refrigerant flow that occurs because the refrigerant in the first header flow path provided with the flow dividing control pipe is in a gas phase. Thereby, when using the said heat exchanger as a condenser, heat exchange efficiency improves.
  • the auxiliary passage is provided with a valve mechanism that closes under the evaporation condition and opens under the condensation condition.
  • the refrigerant flowing out from the first fluid flow path group to the first header flow path is allowed to flow out only from the first pipe during the evaporation condition, and the refrigerant is also discharged from the auxiliary passage together with the shunt control pipe during the condensation condition.
  • the refrigerant flow can be reliably controlled to be divided.
  • the third aspect is the second aspect, wherein the valve mechanism is a check valve.
  • the fourth aspect is a refrigeration system, and the refrigeration system includes a refrigeration cycle including the heat exchanger according to any one of the first to third aspects.
  • the refrigeration system can realize a high-performance refrigeration system with high heat exchange efficiency and high energy savings regardless of whether the heat exchanger is used as a condenser or an evaporator.
  • heat exchanger of the present disclosure is not limited to the configuration of the plate fin stacked heat exchanger described in the following embodiments, and is a heat exchanger equivalent to the technical idea described in the following embodiments. The configuration is included.
  • FIG. 1 is a perspective view showing an appearance of a plate fin laminated heat exchanger (hereinafter simply referred to as a heat exchanger) according to the present embodiment.
  • FIG. 2 is an exploded perspective view showing the plate fin laminated heat exchanger in a separated state.
  • FIG. 3 is a plan view of plate fins constituting the plate fin laminate of the plate fin laminate type heat exchanger.
  • FIG. 4 is an exploded perspective view showing a part of the structure of the plate fin in an enlarged manner.
  • FIG. 5 is a perspective view showing the refrigerant flow path group portion of the plate fin laminated body in the plate fin laminated heat exchanger by cutting.
  • 6 is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG.
  • FIG. 7 is an operation explanatory diagram when the plate fin laminated heat exchanger is used as an evaporator.
  • FIG. 8 is an operation explanatory diagram when the plate fin laminated heat exchanger is used as a condenser.
  • the heat exchanger 1 As shown in FIGS. 1 to 8, the heat exchanger 1 according to the present embodiment is used as a plate fin laminate 2 formed by laminating a plurality of plate fins 2a each having a rectangular plate shape, and an evaporator.
  • the second pipe 5 serves as an inlet and serves as an outlet when used as a condenser
  • the first pipe 4 serves as an outlet when used as an evaporator and serves as an inlet when used as a condenser (see FIG. 2). ).
  • end plates 3a and 3b having the same shape (substantially the same shape) in plan view as the plate fin 2a are provided on both sides (left and right 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.
  • each of the first plate fin 6 and the second plate fin 7 of the plate fin 2a includes a first plate-like member 6a having a coolant flow path configuration press-molded as shown in FIG.
  • the second plate member 6b having the same configuration as the plate member 6a is faced and brazed and joined.
  • the first plate-like member 6a and the second plate-like member 6b are each provided with a concave groove, and the first plate-like member 6a and the second plate-like member 6b are fixed to face each other, so that the refrigerant flow A road is constructed.
  • 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 on both sides of the plate fin laminate 2 are connected and fixed at both ends in the longitudinal direction by connecting means 9 (see FIG. 1) such as bolts / nuts or caulking pin shafts. Yes. That is, the end plates 3a and 3b on both sides of the plate fin laminate are mechanically connected and fixed to the plate fin laminate 2 in a form sandwiching the plate fin laminate 2.
  • the plate fin 2 a (6, 7) has a header region H formed at one end in the longitudinal direction (left side in FIG. 3). It has become. Two header openings are formed in the header region H, and the first pipe 4 and the second pipe 5 are connected to each other.
  • the plate fin 2a has a plurality of parallel refrigerant flow path groups through which the refrigerant as the first fluid flows.
  • the refrigerant flow path group through which the first fluid flows is formed in a U shape (including a substantially U shape), and the first pipe 4 and the second pipe 5 connected to the refrigerant flow path group are plate fins. It arrange
  • the plate fin 2 a includes a plurality of parallel first fluid flow paths (hereinafter referred to as refrigerant flow paths) 11, a first header flow path 8 connected to the refrigerant flow path 11, and
  • the second header flow path 10 is configured by brazing and joining a pair of plate-like members 6a and 6b (see FIG. 4) formed respectively.
  • the plurality of refrigerant channels 11 are formed in a U shape (including a substantially U shape), and the first header channel 8 and the second header channel 10 connected to the refrigerant channel 11 are gathered on one end side. Configured.
  • the plate fin 2a of the said structure comprises the plate fin laminated body 2 which makes a main body of a heat exchanger by laminating
  • the refrigerant flow path 11 is formed by concave grooves in the plate-like members 6a and 6b and can be easily reduced in diameter.
  • the refrigerant flow path 11 includes a first header flow path side refrigerant flow path 11a connected to the first header flow path and a second header flow path side refrigerant flow path 11b connected to the second header flow path 10.
  • a slit groove 15 is formed between the first header flow path side refrigerant flow path 11a and the second header flow path side refrigerant flow path 11b to prevent heat transfer between them.
  • the number of first header flow path side refrigerant flow paths 11a is larger than that of the second header flow path side refrigerant flow paths 11b.
  • path part 14 of a 1st header flow path is made into the non-porous part 16 without a refrigerant flow path.
  • the refrigerant flowing from the first header flow path 8 to each first header flow path 8 side refrigerant flow path 11a collides with the wall portion 16a of the non-hole portion 16 to each first header flow path 8 side refrigerant flow path 11a. It is configured to flow evenly.
  • the refrigerant flows in parallel in the longitudinal direction through the group of refrigerant channels 11 inside each plate fin 2a of the plate fin laminate 2, and makes a U-turn. Wrap. Then, the refrigerant is discharged from the first header flow path 8 or the second header flow path 10 through the first pipe 4 or the second pipe 5. On the other hand, 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. Thereby, heat exchange between the refrigerant as the first fluid and the air as the second fluid is performed.
  • a refrigerant flow control pipe 20 is provided in one header flow path 8.
  • the shunt control pipe 20 is inserted in the first header flow path 8, and the tip of the shunt control pipe 20 is closed.
  • the diversion control pipe 20 is configured by a pipe having a diameter smaller than the inner diameter of the first header flow path 8, and a refrigerant flow gap 21 is formed between the inner face of the first header flow path 8.
  • a plurality of flow dividing ports 22 are formed at equal intervals (including substantially equal intervals).
  • the plurality of diversion ports 22 are formed so that the hole diameter thereof becomes smaller in the direction in which the refrigerant flows, that is, toward the evaporation outlet side. .
  • the auxiliary passage pipe 24 branched from the pipe 23 from the refrigeration system. are communicated via the first pipe 4.
  • the auxiliary passage pipe 24 is provided with a valve mechanism 25 that is closed when the heat exchanger 1 is used as an evaporator and opened when the heat exchanger 1 is used as a condenser.
  • a check valve that opens and closes using the fact that the flow direction of the refrigerant is reversed when the heat exchanger 1 is used as an evaporator and when the heat exchanger 1 is used as a condenser is used for the valve mechanism 25. Yes.
  • the valve mechanism 25 may be referred to as a check valve 25.
  • the valve mechanism 25 may not be a check valve as long as it closes when the heat exchanger 1 is used as an evaporator and opens when it is used as a condenser.
  • an electric valve or the like that closes when the heat exchanger 1 is used as an evaporator and opens when used as a condenser may be used, and is not particularly limited.
  • the refrigerant flows in from the second pipe 5 connected to the one end side of the plate fin laminate 2, and in the liquid phase state via the second header flow path 10 to the refrigerant flow path 11 group of each plate fin 2a. Flowing.
  • the refrigerant that has flowed into the refrigerant flow path 11 group of each plate fin 2a flows out from the first pipe 4 to the refrigerant circuit in the refrigeration system through the first header flow path 8 in a gas phase state.
  • the refrigerant When the refrigerant flows through the refrigerant flow path 11, the refrigerant exchanges heat with the air passing between the plate fins 2 a of the plate fin laminate 2.
  • the refrigerant gas flows from the second header channel 10 on the inlet side to the first header channel 8 on the outlet side through the refrigerant channel 11 group. Then, as shown by the arrows in FIG. 7, the refrigerant gas passes through the plurality of flow dividing ports 22 formed in the pipe wall of the flow dividing control pipe 20 from the refrigerant flow gap 21 in the first header flow path 8. 20 flows out into the piping 23 connected to the refrigeration system from the first pipe 4 on the outlet side.
  • the refrigerant flowing through the refrigerant flow gap 21 attempts to bypass the auxiliary passage pipe 24 to the pipe 23 connected to the refrigeration system.
  • the bypass valve is not bypassed as described above, and the refrigerant from the refrigerant flow path 11 group is subjected to the diversion control by the diversion control pipe 20.
  • the diversion port 22 provided in the diversion control pipe 20 is formed so that the hole diameter becomes small as it goes to the exit side.
  • the refrigerant flow path 11 is reduced in diameter so that the pressure loss of the refrigerant is reduced in the first header flow path 8 on the outlet side from the second header flow path 10 on the inlet side.
  • the direction is several times larger.
  • the flow of refrigerant is greatly affected by the distribution of pressure loss. Therefore, in the heat exchanger 1, even if the shunt control pipe 20 is provided in the second header flow path 10 on the inlet side, which is common knowledge, the pressure loss of the first header flow path 8 on the outlet side is several times greater. Therefore, the refrigerant flowing through the refrigerant flow path 11 depends on the pressure loss of the first header flow path 8 on the outlet side. Therefore, it cannot be shunted as designed.
  • the diversion control pipe 20 is provided in the first header flow path 8 on the outlet side where the pressure loss is high. Thereby, it is possible to control the pressure loss distribution in the axial direction in the first header flow path on the outlet side having several times higher pressure loss that has a large influence on the diversion to be uniform. Therefore, the refrigerant
  • the first header flow path 8 on the outlet side where pressure loss is high is the refrigerant flow 11 of the plate fin farther from the first pipe 4 (the flow of the plate fin closer to the right in FIG. 7).
  • the refrigerant flows more easily in the refrigerant flow path 11 of the plate fin closer to the first tube 4 (in FIG. 7, the refrigerant flow path of the plate fin closer to the left in FIG. 7) than in the path).
  • the flow rate of the refrigerant may be uneven.
  • the diversion control pipe 20 is inserted into the first header flow path 8 on the outlet side, and the opening area of the diversion port 22a on the most outlet side of the diversion control pipe 20 is as shown in FIG.
  • the diameter is smaller than the counter-exit side of the flow dividing control pipe 20 (portion closer to the right side in FIG. 7).
  • the heat exchanger 1 can improve the heat exchange efficiency in the refrigerant flow path 11 group portion, and can be a heat exchanger with higher heat efficiency.
  • the refrigerant passes through the first pipe 4 connected to the one end side of the plate fin laminate 2 from the pipe 23 of the refrigeration system, and is provided in the first header flow path 8 on the inflow side. 20 is diverted by the diversion port 22. And a refrigerant
  • the refrigerant that has flowed into the refrigerant flow path 11 group of each plate fin 2a flows out from the second pipe 5 to the refrigerant circuit of the refrigeration system via the second header flow path 10 on the outlet side.
  • the refrigerant exchanges heat with the air passing between the plate fins 2 a of the plate fin laminate 2.
  • the flow rate of the refrigerant is much faster than that in the liquid phase state, and the diversion port 22 on the side opposite to the inlet side (closer to the right side in FIG. 8).
  • the part becomes a faster part.
  • the diversion port 22 is larger on the side opposite to the inlet side. Therefore, the refrigerant flows more toward the side opposite to the inlet side of the refrigerant flow path 11 group, and does not flow evenly.
  • the diversion control tube 20 used for evenly dispersing the refrigerant is diverted to the refrigerant flow path 11 group when the heat exchanger is used as a condenser. It will be a form that encourages variation.
  • the auxiliary passage pipe 24 branched from the pipe 23 of the refrigeration system is provided in the refrigerant flow gap 21 of the first header flow path 8 through which the refrigerant flows into the refrigerant flow path 11 group. Are communicating. And since the check valve 25 provided in the auxiliary passage pipe 24 is in an open state with respect to the refrigerant flow, the refrigerant from the pipe 23 of the refrigeration system is bypassed to the outlet side portion of the refrigerant circulation gap 21. become.
  • the refrigerant can sufficiently flow also to the outlet side portion of the refrigerant flow path 11 group (the portion close to the left side in FIG. 8). That is, the variation in the diversion by the diversion control pipe 20 is offset.
  • the heat exchanger 1 improves the heat exchange efficiency in the refrigerant flow path 11 group even when it is used as a condenser, and heat exchange with high heat efficiency is the same as when it is used as an evaporator.
  • the configuration for equalizing the refrigerant flow distribution by the flow dividing control pipe 20 can be realized simply by perforating the flow dividing port 22 in the flow dividing control pipe 20, so that the structure is simple and can be provided at low cost. .
  • the refrigerant flow path 11 group makes a U-turn.
  • the refrigerant flow path 11 group is assumed to be a straight line, and the first header flow path and the second header flow are set.
  • the path may be provided separately on the left and right ends of the plate fins.
  • the heat exchanger configured in this way has the effect of making the refrigerant channel 11 group U-shaped, that is, heat exchange is performed by lengthening the refrigerant channel while shortening the overall length of the plate fin and making it compact. Except for the effect of increasing the efficiency, it is the same as the heat exchanger described in the first embodiment, including the detailed configuration and effects.
  • FIG. 9 is an operation explanatory diagram when the plate fin laminated heat exchanger according to Embodiment 2 of the present invention is used as an evaporator.
  • FIG. 10 is an operation explanatory view when the plate fin laminated heat exchanger is used as a condenser.
  • the second header flow path 10 which is an inlet side and when the heat exchanger 1 is used as a condenser is also indicated by a broken line in FIGS. 9 and 10. Is provided with a condensing diversion control pipe 30.
  • the heat exchanger 1 When the heat exchanger 1 is used as a condenser, the shunting action by the condenser shunt 31 functions, and the shunt uniforming action by the auxiliary passage pipe 24 described in the first embodiment is used for the condenser shunt 31.
  • the refrigerant flowing through the group of refrigerant channels 11 can be made more uniform. Therefore, the heat exchange efficiency in the refrigerant
  • the condensing diversion control pipe 30 has little pressure loss of the second header flow path 10 and hardly exhibits the diversion action. Therefore, when the heat exchanger 1 is used as an evaporator, the heat exchange efficiency is improved by the diversion action by the diversion control pipe 20 provided in the first header flow path 8.
  • the refrigeration system according to the present embodiment is configured using the heat exchanger according to any one of the first and second embodiments.
  • FIG. 11 is a refrigeration cycle diagram of the air conditioner.
  • FIG. 12 is a schematic cross-sectional view showing the indoor unit of the air conditioner.
  • 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 cooling and heating operation, an outdoor heat exchanger 55 that exchanges heat between the refrigerant and the outside air, a decompressor 56 that decompresses the refrigerant, and An outdoor blower 59 is provided.
  • 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.
  • a refrigerant in which two or three components are mixed is used so that it is 350 or less, more desirably 150 or less.
  • the four-way valve 54 is switched so that the discharge side of the compressor 53 and the outdoor heat exchanger 55 communicate with each other.
  • 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.
  • heat is exchanged with the outside air to dissipate the heat, and a high-pressure liquid refrigerant is sent to the decompressor 56.
  • the refrigerant is decompressed by the decompressor 56 to become a low-temperature and low-pressure two-phase refrigerant, and 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.
  • the room air is heated to heat the room.
  • the refrigerant is sent to the decompressor 56, where it is decompressed to become a low-temperature and low-pressure two-phase refrigerant.
  • the refrigerant is sent to the outdoor heat exchanger 55 to exchange heat with the outside air to evaporate, and is returned to the compressor 53 via the four-way valve 54.
  • the heat exchanger shown in each of the above embodiments is used for one or both of the outdoor heat exchanger 55 and the indoor heat exchanger 57, and in either case of evaporation or condensation High heat exchange efficiency is exhibited. Thereby, a high-performance refrigeration system with high energy saving is realized.
  • the present invention provides both a heat exchanger with high heat exchange efficiency in both evaporation and condensation, and a high-performance refrigeration system with high energy-saving using the same, in which both the diameter of the flow path is reduced and the flow is made uniform. can do. 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

本発明に係る熱交換器においては、熱交換器が蒸発器として機能する蒸発条件では第１流体の出口となり、熱交換器が凝縮器として機能する凝縮条件では第１流体の入口となる第１ヘッダ流路に、分流制御管が設けられている。凝縮条件の場合に、第１ヘッダ流路に連通して第１流体を熱交換器に供給する補助通路が配設されている。蒸発条件では、第１ヘッダ流路から流出する第１流体が分流制御管により分流され、凝縮条件では分流制御管とともに補助通路から第１ヘッダ流路に冷媒が供給される。

Description

熱交換器およびそれを用いた冷凍システム
　本発明は熱交換器およびそれを用いた冷凍システムに関する。特に、冷媒が流れる冷媒流路を備える板状のプレートフィンが積層され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システムに関する。
　一般に空気調和機や冷凍機等の冷凍システムは、圧縮機によって圧縮した冷媒（第１流体）を凝縮器や蒸発器等の熱交換器に循環させ第２流体と熱交換させて冷房もしくは暖房を行う。ここで、熱交換器の熱交換効率によって冷凍システム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。
　熱交換器の高効率化の手法の一つとしては、熱交換流体が流れる伝熱管の細径化があり、また他の手法の一つとしては各伝熱管へ分流する冷媒を例えば均一に分流することがある。
　このような中にあって、冷凍システムの熱交換器は、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が用いられており、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（例えば、特許文献１参照）。
　一方、各伝熱管へ熱交換流体を案内するヘッダ流路に分流制御管を組み込んで、各伝熱管への冷媒の分流を均一化することで、熱交換効率の向上が図られている（例えば、特許文献２参照）。
　図１３は特許文献２に記載の熱交換器１００を示す。熱交換器１００は、フィン群１０１に伝熱管１０２が貫通して構成されている。冷媒入口側ヘッダ管１０３に分流制御管１０４が設けられている。分流制御管１０４には複数の冷媒分流口１０５が配設されている。冷媒分流口１０５の大きさが冷媒入口から離れるに従い小さくなるように構成されて、各伝熱管１０２に流れる冷媒が均一に分流される。
　この従来の熱交換器は冷媒の分流を蒸発器の冷媒入口側で行っているので、圧力損失増による冷媒温度の上昇を抑制しつつ各伝熱管へ冷媒を均一に分流することで、蒸発器として使用する熱交換器の熱交換効率が向上する。ここで、冷媒の分流を冷媒出口側で行うと、圧力損失（以下、圧損と略称する）が大きくなって冷媒温度が高くなり、熱交換させる第２流体との温度差が少なくなることが考えられる。これにより、分流の均一化による熱交換効率の向上効果が相殺され、逆に熱交換効率が低下するため、当該従来の熱交換器では、冷媒入口側で冷媒を分流していると考えられる。
特開２０１０－７８２８９号公報 特開２０１２－２０７９１２号公報
　しかしながら、上記特許文献１記載のフィンチューブ型熱交換器においては、伝熱管が管であるため細径化に限度があり、伝熱管の細径化による熱交換効率の向上は限界に近づきつつある。
　しかし、この伝熱管は、プレートフィン積層型熱交換器であれば容易に細径化できる。すなわち、プレートフィン積層型熱交換器は、プレートフィンに凹状溝をプレス成形して伝熱管に相当する流路を形成しているので、当該流路の断面積を小さくすることは容易である。そして、当該流路はフィンチューブ型熱交換器の伝熱管に比べ格段に小さくできる。
　そして、本発明者らは冷媒流路を有するプレートフィンが積層されて構成されたプレートフィン積層型熱交換器に、上記特許文献２に記載の分流制御管を組み合わせて熱交換効率の向上を図ることを検討した。
　そこで、本発明者らは、プレートフィン積層型熱交換器を蒸発器として使用しているときには、冷媒入口側のヘッダ流路に分流制御管を組み込んでも分流制御管による分流効果が十分に発揮されず、分流による熱交換効率の向上に大きな課題があることを見出した。
　本発明はこのような点に鑑みたものであり、流路の細径化と分流効果による熱交換効率の向上を両立し、蒸発器或いは凝縮器のいずれとして使用されても高効率な熱交換器及びそれを用いた高性能な冷凍システムの提供を目的としたものである。
　本発明に係る熱交器は、上記目的を達成するため、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各プレートフィン積層間に第２流体が流れ、前記第１流体と前記第２流体との間で熱交換する。前記プレートフィン積層体を構成するプレートフィンは、第１ヘッダ流路と第２ヘッダ流路を備えたヘッダ領域と、前記第１ヘッダ流路と前記第２ヘッダ流路との間で前記第１流体が流れる複数の第１流体流路を有する流路領域と、を備えている。前記複数の第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されている。前記熱交換器が蒸発器として機能する蒸発条件では前記第１流体の出口となり、熱交換器が凝縮器として機能する凝縮条件では前記第１流体の入口となる前記第１ヘッダ流路には、分流制御管が設けられている。前記蒸発条件および前記凝縮条件のうち前記凝縮条件の場合に、前記第１ヘッダ流路に連通して前記第１流体を前記熱交換器に供給する補助通路が配設されている。前記蒸発条件では、前記第１ヘッダ流路から流出する前記第１流体が前記分流制御管により分流され、前記凝縮条件では前記分流制御管とともに前記補助通路から前記第１ヘッダ流路に前記冷媒が供給される。
　これにより、第１流体流路の流路断面積の細径化により熱交換効率が向上する。これに加えて、当該熱交換器を蒸発器として使用する際には、分流制御管によって第１流体流路群へ設計通り確実に第１流体を分流させることができ、分流均一化による熱交換効率が向上する。
　すなわち、当該プレートフィン積層型の熱交換器においては、第１流体流路を細径化したことで、蒸発器として使用する場合、第１流体の圧損が、流入側となる第２ヘッダ流路より出口側となる第１ヘッダ流路の方が数倍も大きくなる。一方、第１流体の分流は圧損の分布状況によって大きく影響される。そのため、従来のプレートフィン積層型熱交換器は既述したように、分流制御管を従来からの常識である入口側となる第２ヘッダ流路に設けている。第２ヘッダ流路と比べて、出口側となる第１ヘッダ流路の圧損は数倍も高いため、第１流体流路を流れる第１流体は出口側となる第１ヘッダ流路の圧損に依拠することになる。したがって、設計通りに分流することが困難であった。しかしながら本発明では、入口側・出口側ヘッダ流路での圧損差の大きさ、及び、圧損分布状況に基づき、分流制御管を圧損が高い出口側となる第１ヘッダ流路に設けているので、分流に大きな影響を与える高い圧損を有する第１ヘッダ流路内の圧損分布を制御して分流を均一化できる。これにより、分流均一化による熱交換効率の向上を達成することができる。
　また、当該熱交換器を凝縮器として使用する際、冷媒は気相状態で入口側となる第１ヘッダ流路から流れ込む。この気相状態の冷媒は、分流制御管から第１ヘッダ流路に供給されると同時に、分流制御管を介することなく補助通路からも第１ヘッダ流路に供給される。したがって、第１流体流路群へ均等に冷媒を供給することができ、熱交換器を凝縮器として使用しているときの熱交換効率が向上する。
　すなわち、当該熱交換器を凝縮器として使用する際、冷媒は気相状態であって流速が極端に早いため、冷媒入口側とは反対の分流制御管の終端部分側から偏って第１ヘッダ流路に多く流れ込む。これと同時に、第１ヘッダ流路には補助通路からも冷媒が供給されるので、第１ヘッダ流路部分での冷媒の偏りは解消されて第１流体流路群へ分流するようになる。よって、分流制御管を設けた第１ヘッダ流路内の冷媒が気相状態であるが故に生じる冷媒分流の偏りを抑制することができる。これにより、当該熱交換器を凝縮器として使用するときにおいても、熱交換効率が向上する。
　本発明は、上記構成により、流路の細径化および分流均一化を両立し、蒸発及び凝縮いずれの場合でも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システムを提供する。
本発明の実施の形態１におけるプレートフィン積層型熱交換器の外観を示す斜視図 同プレートフィン積層型熱交換器を分離した状態で示す分解斜視図 同プレートフィン積層型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 同プレートフィンの構成を一部を拡大して示す分解図 同プレートフィン積層型熱交換器におけるプレートフィン積層体の冷媒流路群部分を切断して示す斜視図 図１のＡ－Ａ断面を示す概略図 同プレートフィン積層型熱交換器を蒸発器として使用しているときの動作説明図 同プレートフィン積層型熱交換器を凝縮器として使用しているときの動作説明図 本発明の実施の形態２におけるプレートフィン積層型熱交換器を蒸発器として使用しているときの動作説明図 同プレートフィン積層型熱交換器を凝縮器として使用しているときの動作説明図 本発明のプレート積層型熱交換器を用いた実施の形態３における空気調和機の冷凍サイクル図 同空気調和機の断面を示す概略図 従来の熱交換器の断面を示す概略図
　第１の態様に係る熱交換器は、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各プレートフィン積層間に第２流体が流れ、前記第１流体と前記第２流体との間で熱交換する。前記プレートフィン積層体を構成するプレートフィンは、第１ヘッダ流路と第２ヘッダ流路を備えたヘッダ領域と、前記第１ヘッダ流路と前記第２ヘッダ流路との間で前記第１流体が流れる複数の第１流体流路を有する流路領域と、を備えている。前記複数の第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されている。前記熱交換器が蒸発器として機能する蒸発条件では前記第１流体の出口となり、熱交換器が凝縮器として機能する凝縮条件では前記第１流体の入口となる前記第１ヘッダ流路には、分流制御管が設けられている。前記蒸発条件および前記凝縮条件のうち前記凝縮条件の場合に、前記第１ヘッダ流路に連通して前記第１流体を前記熱交換器に供給する補助通路が配設されている。前記蒸発条件では、前記第１ヘッダ流路から流出する前記第１流体が前記分流制御管により分流され、前記凝縮条件では前記分流制御管とともに前記補助通路から前記第１ヘッダ流路に前記冷媒が供給される。
　これにより、第１流体流路の流路断面積の細径化により熱交換効率が向上する。これに加えて、当該熱交換器を蒸発器として使用する際には、分流制御管によって第１流体流路群へ設計通り確実に第１流体を分流させることができ、分流均一化による熱交換効率が向上する。
　すなわち、当該プレートフィン積層型の熱交換器においては、第１流体流路を細径化したことで、蒸発器として使用する場合、第１流体の圧損が、流入側となる第２ヘッダ流路より出口側となる第１ヘッダ流路の方が数倍も大きくなる。一方、第１流体の分流は圧損の分布状況によって大きく影響される。そのため、従来のプレートフィン積層型熱交換器は既述したように、分流制御管を従来からの常識である入口側となる第２ヘッダ流路に設けている。第２ヘッダ流路と比べて、出口側となる第１ヘッダ流路の圧損は数倍も高いため、第１流体流路を流れる第１流体は出口側となる第１ヘッダ流路の圧損に依拠することになる。したがって、設計通りに分流することが困難であった。しかしながら本発明では、入口側・出口側ヘッダ流路での圧損差の大きさ、及び、圧損分布状況に基づき、分流制御管を圧損が高い出口側となる第１ヘッダ流路に設けているので、分流に大きな影響を与える高い圧損を有する第１ヘッダ流路内の圧損分布を制御して分流を均一化できる。これにより、分流均一化による熱交換効率の向上を達成することができる。
　また、当該熱交換器を凝縮器として使用する際、冷媒は気相状態で入口側となる第１ヘッダ流路から流れ込む。この気相状態の冷媒は、分流制御管から第１ヘッダ流路に供給されると同時に、分流制御管を介することなく補助通路からも第１ヘッダ流路に供給される。したがって、第１流体流路群へ均等に冷媒を供給することができ、凝縮器として使用しているときの熱交換効率が向上する。
　すなわち、当該熱交換器を凝縮器として使用する際、冷媒は気相状態であって流速が極端に早いため、冷媒入口側とは反対の分流制御管の終端部分側から偏って第１ヘッダ流路に多く流れ込む。これと同時に、第１ヘッダ流路には補助通路からも冷媒が供給されるので、第１ヘッダ流路部分での冷媒の偏りは解消されて第１流体流路群へ分流するようになる。よって、分流制御管を設けた第１ヘッダ流路内の冷媒が気相状態であるが故に生じる冷媒分流の偏りを抑制することができる。これにより、当該熱交換器を凝縮器として使用するときにおいても、熱交換効率が向上する。
　第２の態様は、第１の態様において、前記補助通路には、前記蒸発条件では閉じ、前記凝縮条件では開く弁機構が設けられている。
　これにより、蒸発条件時には第１流体流路群から第１ヘッダ流路に流出する冷媒を第１の管のみから流出させ、凝縮条件時には冷媒を分流制御管とともに補助通路からも第１ヘッダ流路に流入させることができ、確実に冷媒の流れを分流制御することができる。
　第３の態様は、第２の態様において、前記弁機構は逆止弁である。
　これにより、冷媒の流れ方向によって蒸発条件の時には自動的に冷媒が止まり、凝縮条件の時には冷媒が流れるように制御することができ、弁機構をコントロールする手段を別途必要とせず安価に提供できるとともに、コンパクト化することもできる。
　第４の態様は冷凍システムであり、当該冷凍システムは、第１から第３のいずれかの態様に係る熱交換器を備えた冷凍サイクルを有する。
　これにより、当該冷凍システムは、熱交換器を凝縮器、もしくは、蒸発器のいずれで使用しても熱交換効率が高く、省エネ性の高い高性能な冷凍システムを実現できる。
　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形態は、本発明の一例を示すものであって、実施形態において示される構成、機能、動作などは、例示であり、本発明を限定するものではない。
　（実施の形態１）
　図１は本実施の形態のプレートフィン積層型熱交換器（以下、単に熱交換器と称する）の外観を示す斜視図である。図２はプレートフィン積層型熱交換器を分離した状態で示す分解斜視図である。図３はプレートフィン積層型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４は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５はプレートフィン積層型熱交換器におけるプレートフィン積層体の冷媒流路群部分を切断して示す斜視図である。図６は図１のＡ－Ａ断面図である。図７はプレートフィン積層型熱交換器を蒸発器として使用しているときの動作説明図である。図８はプレートフィン積層型熱交換器を凝縮器として使用しているときの動作説明図である。
　図１～図８に示すように、本実施の形態の熱交換器１は、長方形の板状である複数のプレートフィン２ａが積層されて構成されたプレートフィン積層体２と、蒸発器として用いる場合には入口となり凝縮器として用いる場合は出口となる第２の管５、及び、蒸発器として用いる場合には出口となり凝縮器として用いる場合は入口となるとなる第１の管４（図２参照）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では左側及び右側）には、プレートフィン２ａと平面視が同一形状（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。
　後述するように、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の各々は、図４に示すように、冷媒流路構成がプレス成形された第１板状部材６ａと、第１板状部材６ａと同じ構成の第２板状部材６ｂとが向い合わされてロウ付け接合されることにより構成されている。第１板状部材６ａ、および、第２板状部材６ｂはそれぞれ凹状溝を備えており、第１板状部材６ａ、および、第２板状部材６ｂを対向して固着させることにより、冷媒流路が構成される。
　なお、エンドプレート３ａ、３ｂ、および、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されている。
　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（図１参照）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ている。
　プレートフィン２ａ（６、７）には、図３に示すように、長手方向の一方端部（図３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にヘッダ開口が２つ形成され、第１の管４と第２の管５がそれぞれ接続される。
　また、プレートフィン２ａは、後述するように、内部に、第１流体である冷媒が流れる複数の並行した冷媒流路群を有している。この第１流体が流れる冷媒流路群はＵ字状（略Ｕ字状を含む）に形成されていて、当該冷媒流路群と繋がる第１の管４および第２の管５は、プレートフィン積層体２の一方側（図１では左側）のエンドプレート３ａの一端部側に纏めて配置されている。
　詳述すると、プレートフィン２ａは、図３に示すように、複数の並行した第１流体流路（以下、冷媒流路と称す）１１と、冷媒流路１１に繋がる第１ヘッダ流路８および第２ヘッダ流路１０と、が各々に形成されている一対の板状部材６ａ、６ｂ（図４参照）を向い合せにロウ付け接合されて構成されている。複数の冷媒流路１１はＵ字状（略Ｕ字状を含む）に形成されていて、冷媒流路１１に繋がる第１ヘッダ流路８と第２ヘッダ流路１０とが一端部側に纏まって構成されている。
　そして、上記構成のプレートフィン２ａは、図５に示すように多数積層して熱交換器の主体をなすプレートフィン積層体２を構成している。隣接するプレートフィン２ａの間には、当該プレートフィン２ａの長辺両端部及び冷媒流路１１間に適宜設けた複数の突起１２（図３参照）によって、第２流体である空気が流れる隙間が形成されている。
　なお、冷媒流路１１は板状部材６ａ、６ｂに凹状溝によって形成されており、容易に細径化できる。
　また、冷媒流路１１は、第１ヘッダ流路に繋がる第１ヘッダ流路側冷媒流路１１ａ、および、第２ヘッダ流路１０に繋がる第２ヘッダ流路側冷媒流路１１ｂを備えている。第１ヘッダ流路側冷媒流路１１ａおよび第２ヘッダ流路側冷媒流路１１ｂの間には、これら両者間の熱移動を防止すべくスリット溝１５が形成されている。
　さらに本実施の形態では、第１ヘッダ流路側冷媒流路１１ａは第２ヘッダ流路側冷媒流路１１ｂと比べて本数を多くしている。また、図４に示すように、第１ヘッダ流路の通路部１４と対向する部分は、冷媒流路のない無孔部１６としている。第１ヘッダ流路８から各第１ヘッダ流路８側冷媒流路１１ａへと流れる冷媒が、無孔部１６の壁部１６ａに衝突して各第１ヘッダ流路８側冷媒流路１１ａへ均等に流れるように構成されている。
　上記のように構成された本実施形態の熱交換器１においては、冷媒は、プレートフィン積層体２の各プレートフィン２ａの内部の冷媒流路１１群を長手方向に並行に流れＵターンして折り返す。そして、冷媒は、第１ヘッダ流路８、あるいは、第２ヘッダ流路１０から第１の管４、あるいは、第２の管５を通して排出される。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。
　ここで、上記構成のプレートフィン積層体２を主体とする本実施の形態にかかる熱交換器においては、図６～図８に示すように、蒸発器として用いる場合には、出口側となる第１ヘッダ流路８に、冷媒の分流制御管２０が設けられている。
　分流制御管２０は、第１ヘッダ流路８内に挿設されており、分流制御管２０の先端部は閉塞した状態となっている。そして、分流制御管２０は第１ヘッダ流路８の内径より小径の管で構成されていて、第１ヘッダ流路８内面との間に冷媒流通用間隙２１が形成されている。そして、分流制御管２０の長手方向に、複数の分流口２２が等間隔（略等間隔を含む）に形成されている。
　複数の分流口２２は、熱交換器１が蒸発器として使用されるとき、すなわち蒸発条件の時には、冷媒が流れる方向、すなわち蒸発出口側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２０が挿設されている第１ヘッダ流路８には、熱交換器１を凝縮器として使用しているときには、冷凍システムからの配管２３より分岐している補助通路管２４が第１の管４を介して連通されている。
　そして、補助通路管２４には、熱交換器１を蒸発器として使用するときには閉じ、熱交換器１を凝縮器として使用するときには開く弁機構２５が設けられている。本実施の形態では、弁機構２５に、熱交換器１を蒸発器として使用する場合と凝縮器として使用する場合に冷媒の流れ方向が逆になることを利用して開閉する逆止弁用いている。以下、弁機構２５を逆止弁２５と称することもある。
　なお、弁機構２５は、熱交換器１を蒸発器として使用するときには閉じ、凝縮器として使用するときには開くものであれば逆止弁でなくてもよい。例えば本体制御部等からの信号に基づき、熱交換器１を蒸発器として使用するときには閉じ、凝縮器として使用するときには開く電動弁等であってもよく、特に限定されるものではない。
　以上のように構成された熱交換器１について、以下その作用効果について説明する。
　まず、熱交換器１を蒸発器として使用している場合の冷媒の流れとその作用について図７を用い説明する。
　冷媒は、プレートフィン積層体２の一端部側に接続されている第２の管５から流入し、第２ヘッダ流路１０を介して液相状態で各プレートフィン２ａの冷媒流路１１群へ流れる。各プレートフィン２ａの冷媒流路１１群に流れた冷媒は、第１ヘッダ流路８を介して気相状態で、第１の管４より冷凍システムにおける冷媒回路へと流出する。
　そして、冷媒流路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を行う。
　ここで、熱交換器１においては、冷媒ガスは、入口側となる第２ヘッダ流路１０から冷媒流路１１群を介して出口側となる第１ヘッダ流路８に流れてくる。そして、冷媒ガスは、図７の矢印に示すように、第１ヘッダ流路８内の冷媒流通用間隙２１から分流制御管２０の管壁に形成された複数の分流口２２を経て分流制御管２０内へと流れ、出口側の第１の管４から冷凍システムに繋がる配管２３へと流出する。
　この時、冷媒流通用間隙２１を流れる冷媒は、補助通路管２４から冷凍システムに繋がる配管２３へとバイパスしようとする。しかし、逆止弁２５が冷媒の流れに対し閉じた状態となっているので上記のようにバイパスすることはなく、冷媒流路１１群からの冷媒は分流制御管２０による分流制御を受けることになる。そして、分流制御管２０に設けられた分流口２２は、出口側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。これにより、冷媒流路１１群の各流路を流れる冷媒量を均等化することができる。
　詳述すると、熱交換器１は、冷媒流路１１が細径化されたことによって、冷媒の圧損が、入口側となる第２ヘッダ流路１０より出口側となる第１ヘッダ流路８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、熱交換器１においては、分流制御管２０を従来からの常識である入口側の第２ヘッダ流路１０に設けても、出口側の第１ヘッダ流路８の圧損の方が数倍も高いため、冷媒流路１１を流れる冷媒は出口側の第１ヘッダ流路８の圧損に依拠することになる。したがって、設計通りに分流できない。
　しかしながら、本実施形態の熱交換器では、分流制御管２０は圧損が高い出口側の第１ヘッダ流路８に設けられている。これにより、分流に大きな影響を与える数倍も高い圧損を有する出口側の第１ヘッダ流路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、冷媒流路１１群の各流路を流れる冷媒分流量が均一化される。
　より詳細に説明すると、圧損が高い出口側の第１ヘッダ流路８は、第１の管４から遠い方のプレートフィンの冷媒流路１１（図７で、より右に近いプレートフィンの冷媒流路）の方より、第１の管４に近い方のプレートフィンの冷媒流路１１（図７で、より左に近いプレートフィンの冷媒流路）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。
　しかしながら、本実施の形態では、出口側の第１ヘッダ流路８に分流制御管２０が挿設され、分流制御管２０の最も出口側の分流口２２ａの開口面積を、図７に示すように、分流制御管２０の反出口側（図７で、より右側に近い部分）より小径にしている。これにより、分流口２２ａを通る冷媒の圧損が増加しており、上述したような冷媒流量の偏流を生じず、各プレートフィンの内部の第１流体流路１１の冷媒量を均等化できるのである。
　その結果、熱交換器１は、冷媒流路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。
　次に、熱交換器１を凝縮器として使用する場合の冷媒の流れとその作用について図８を用い説明する。
　冷媒は、冷凍システムの配管２３からプレートフィン積層体２の一端部側に接続されている第１の管４を経て、流入側となる第１ヘッダ流路８内に設けられている分流制御管２０を通って、分流口２２により分流される。そして、冷媒は、冷媒流通用間隙２１から各プレートフィン２ａの冷媒流路１１群へと流れる。各プレートフィン２ａの冷媒流路１１群に流れた冷媒は、出口側となる第２ヘッダ流路１０を介し第２の管５より冷凍システムの冷媒回路へと流出する。
　そして、冷媒流路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、分流制御管２０を流れる冷媒は気相状態のため、冷媒の流速は液相状態の場合に比べ極めて早く、入口側とは反対側の分流口２２（図８で、より右側に近い部分の分流口）側程早くなる。しかも、分流口２２は入口側とは反対側ほど大きくなっている。したがって、冷媒は冷媒流路１１群の入口側とは反対側ほど多く流れるようになり、均等に流れなくなる。つまり、熱交換器を蒸発器として使用する場合に冷媒を均等に分散させるために用いた分流制御管２０は、熱交換器を凝縮器として使用する場合には、冷媒流路１１群に対し分流バラツキを助長するような形となってしまう。
　しかしながら、本実施の形態に係る熱交換器１では、冷媒流路１１群に冷媒を流す第１ヘッダ流路８の冷媒流通用間隙２１には、冷凍システムの配管２３から分岐した補助通路管２４が連通している。そして、補助通路管２４に設けた逆止弁２５が冷媒の流れに対し開いた状態となっているので、冷媒流通用間隙２１の出口側部分に冷凍システムの配管２３からの冷媒をバイパスすることになる。
　その結果、冷媒流路１１群の出口側部分（図８で、左側に近い部分）にも十分に冷媒を流すことができるようになる。すなわち、分流制御管２０による分流バラツキを相殺するようになる。
　これによって、熱交換器１は、凝縮器として使用しているときにも冷媒流路１１群部分での熱交換効率が向上し、蒸発器として使用しているときと同様に熱効率の高い熱交換器とすることができる。
　また、本実施の形態では、分流制御管２０による冷媒分流の均一化構成は、分流制御管２０に分流口２２を穿孔するだけで実現できるので、構成が簡単で、安価に提供することができる。
　なお、本実施の形態の熱交換器では冷媒流路１１群がＵターンするものを想定しているが、冷媒流路１１群を直線状のものとして、第１ヘッダ流路と第２ヘッダ流路をプレートフィンの左右端部に分けて設けてもよい。なお、このように構成された熱交換器は、冷媒流路１１群をＵ字状にしたことによる効果、すなわち、プレートフィンの全長を短くコンパクトなものとしつつ冷媒流路を長くして熱交換効率を高める効果を除き、細部の構成、効果を含め上記実施の形態１で説明した熱交換器と同様である。
　（実施の形態２）
　図９は本発明の実施の形態２におけるプレートフィン積層型熱交換器を蒸発器として使用しているときの動作説明図である。図１０は同プレートフィン積層型熱交換器を凝縮器として使用しているときの動作説明図である。
　本実施の形態は、熱交換器１を蒸発器として用いる場合には入口側となり、凝縮器として用いる場合は出口側となる第２ヘッダ流路１０にも図９、図１０の破線で示すように凝縮用分流制御管３０を設けている。
　熱交換器１を凝縮器として使用しているときには、凝縮器用分流口３１による分流作用が機能して、実施の形態１で説明した補助通路管２４による分流均一化作用に、凝縮器用分流口３１による分流作用が加わり、冷媒流路１１群に流れる冷媒をより効率よく均一化できる。よって、熱交換器１を凝縮器として使用しているときの冷媒流路１１群部分での熱交換効率が一段と向上し、熱効率の高い熱交換器とすることができる。
　なお、凝縮用分流制御管３０は、熱交換器１を蒸発器として使用している場合には第２ヘッダ流路１０の圧損が少なくて分流作用をほとんど発揮しない。したがって、熱交換器１を蒸発器として使用している場合では、第１ヘッダ流路８に設けてある分流制御管２０による分流作用によって、熱交換効率を向上させている。
　（実施の形態３）
　本実施の形態に係る冷凍システムは、実施の形態１および２のいずれかの熱交換器を用いて構成されている。
　本実施の形態では、冷凍システムの一例として、空気調和機を用いて説明する。図１１は空気調和機の冷凍サイクル図である。図１２は同空気調和機の室内機を示す概略断面を示す図である。
　図１１、図１２において、当該空気調和装置は、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、冷媒を減圧する減圧器５６、および、室外送風機５９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が冷媒回路で連結されてヒートポンプ式冷凍サイクルが形成されている。
　本実施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、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。
　上記空気調和機においては、冷房運転時には、四方弁５４が圧縮機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られる。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、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。冷媒は、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が圧縮機５３の吐出側と室内機５２とが連通するように切り換えられる。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る。そして、冷媒は室外熱交換器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。
　上記のように構成された空気調和機においては、室外熱交換器５５或いは室内熱交換器５７の一方もしくは双方に上記各実施の形態で示した熱交換器が使用され、蒸発及び凝縮いずれの場合も高い熱交換効率が発揮される。これにより、省エネ性の高い高性能な冷凍システムが実現される。
　以上、本発明に係る熱交換器およびそれを用いた冷凍システムについて、上記実施の形態を用いて説明したが、本発明は、これに限定されるものではない。つまり、今回開示した実施の形態はすべての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。本発明の範囲は上記した説明ではなくて請求の範囲によって示され、請求の範囲と均等の意味及び範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。
　本発明は、流路の細径化と分流均一化を両立させて、蒸発及び凝縮いずれの場合も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システム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等に幅広く利用でき、その産業的価値は大きい。
　１　熱交換器
　２　プレートフィン積層体
　２ａ　プレートフィン
　３，３ａ，３ｂ　エンドプレート
　４　第１の管
　５　第２の管
　６ａ　第１板状部材
　６ｂ　第２板状部材
　８　第１ヘッダ流路
　９　連結手段
　１０　第２ヘッダ流路
　１１　冷媒流路（第１流体流路）
　１１ａ　第１ヘッダ流路側冷媒流路
　１１ｂ　第２ヘッダ流路側冷媒流路
　１２　突起
　１４　通路部
　１５　スリット溝
　１６　無孔部
　１６ａ　壁部
　２０　分流制御管
　２１　冷媒流通用間隙
　２２，２２ａ　分流口
　２３　配管
　２４　補助通路（補助通路管）
　２５　弁機構（逆止弁）
　３０　凝縮用分流制御管
　３１　凝縮器用分流口

Claims (4)

  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プレートフィン積層間に第２流体が流れ、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を構成するプレートフィンは、第１ヘッダ流路と第２ヘッダ流路を備えたヘッダ領域と、前記第１ヘッダ流路と前記第２ヘッダ流路との間で前記第１流体が流れる複数の第１流体流路を有する流路領域と、を備え、
    　前記複数の第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され、
    　前記熱交換器が蒸発器として機能する蒸発条件では前記第１流体の出口となり、熱交換器が凝縮器として機能する凝縮条件では前記第１流体の入口となる前記第１ヘッダ流路には、分流制御管が設けられ、
    　前記蒸発条件および前記凝縮条件のうち前記凝縮条件の場合には、前記第１ヘッダ流路に連通して前記第１流体を前記熱交換器に供給する補助通路が配設され、
    　前記蒸発条件では、前記第１ヘッダ流路から流出する前記第１流体が前記分流制御管により分流され、前記凝縮条件では前記分流制御管とともに前記補助通路から前記第１ヘッダ流路に前記冷媒が供給される、熱交換器。
  2. 　前記補助通路には、前記蒸発条件では閉じ、前記凝縮条件では開く弁機構が設けられている、請求項１に記載の熱交換器。
  3. 　前記弁機構は逆止弁である、請求項２に記載の熱交換器。
  4. 　請求項１から３のいずれかに記載の熱交換器により冷凍サイクルを構成した冷凍システム。
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