WO2018207321A1 - 熱交換器及び冷凍サイクル装置 - Google Patents

熱交換器及び冷凍サイクル装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2018207321A1
WO2018207321A1 PCT/JP2017/017900 JP2017017900W WO2018207321A1 WO 2018207321 A1 WO2018207321 A1 WO 2018207321A1 JP 2017017900 W JP2017017900 W JP 2017017900W WO 2018207321 A1 WO2018207321 A1 WO 2018207321A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
heat exchanger
heat transfer
transfer tube
groove
fin
Prior art date
Application number
PCT/JP2017/017900
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
前田　剛志
中村　伸
暁 八柳
Original Assignee
三菱電機株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 三菱電機株式会社 filed Critical 三菱電機株式会社
Priority to US16/484,245 priority Critical patent/US11112150B2/en
Priority to CN201780090428.1A priority patent/CN110603419A/zh
Priority to JP2019516826A priority patent/JP6692495B2/ja
Priority to PCT/JP2017/017900 priority patent/WO2018207321A1/ja
Publication of WO2018207321A1 publication Critical patent/WO2018207321A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D1/00—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators
    • F28D1/02—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid
    • F28D1/04—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits
    • F28D1/053—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits the conduits being straight
    • F28D1/0535—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits the conduits being straight the conduits having a non-circular cross-section
    • F28D1/05366—Assemblies of conduits connected to common headers, e.g. core type radiators
    • F28D1/05391—Assemblies of conduits connected to common headers, e.g. core type radiators with multiple rows of conduits or with multi-channel conduits combined with a particular flow pattern, e.g. multi-row multi-stage radiators
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B39/00—Evaporators; Condensers
    • F25B39/02—Evaporators
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25D—REFRIGERATORS; COLD ROOMS; ICE-BOXES; COOLING OR FREEZING APPARATUS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F25D17/00—Arrangements for circulating cooling fluids; Arrangements for circulating gas, e.g. air, within refrigerated spaces
    • F25D17/04—Arrangements for circulating cooling fluids; Arrangements for circulating gas, e.g. air, within refrigerated spaces for circulating air, e.g. by convection
    • F25D17/06—Arrangements for circulating cooling fluids; Arrangements for circulating gas, e.g. air, within refrigerated spaces for circulating air, e.g. by convection by forced circulation
    • F25D17/067—Evaporator fan units
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F1/00—Tubular elements; Assemblies of tubular elements
    • F28F1/02—Tubular elements of cross-section which is non-circular
    • F28F1/022—Tubular elements of cross-section which is non-circular with multiple channels
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F1/00—Tubular elements; Assemblies of tubular elements
    • F28F1/10—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses
    • F28F1/12—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element
    • F28F1/24—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element and extending transversely
    • F28F1/32—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only outside the tubular element and extending transversely the means having portions engaging further tubular elements
    • F28F1/325—Fins with openings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B13/00—Compression machines, plants or systems, with reversible cycle

Definitions

  • the present invention relates to a fin tube type heat exchanger and a refrigeration cycle apparatus including the heat exchanger.
  • a fin tube type heat exchanger including a heat tube.
  • a fin tube type heat exchanger one using a flat tube as a heat transfer tube has been proposed.
  • a flat tube is a heat transfer tube having an elliptical cross section, for example, in which the lateral width is larger than the longitudinal width in a cross section perpendicular to the refrigerant flow direction.
  • a fin tube type heat exchanger using a flat tube may be referred to as a flat tube heat exchanger.
  • a flat tube heat exchanger can secure a large heat transfer area in the tube and can suppress the ventilation resistance of the heat exchange fluid. Thermal performance can be improved.
  • flat tube heat exchangers tend to have poor drainage compared to heat exchangers using circular heat transfer tubes. This is because water tends to remain on the upper surface of the flat tube. For this reason, when a flat tube heat exchanger is used as an evaporator, there are the following problems.
  • a fin tube type heat exchanger When a fin tube type heat exchanger is used as an evaporator, air that is a heat exchange fluid is cooled by the heat exchanger, and moisture in the air is condensed on the heat exchanger. That is, water adheres to the surfaces of the fins and the heat transfer tubes, and a water film is formed on the surfaces of the fins and the heat transfer tubes. At this time, in the flat tube heat exchanger with poor drainage, water attached to the surfaces of the fins and the heat transfer tubes tends to remain, so the thickness of the water film formed on the surfaces of the fins and the heat transfer tubes becomes hot. The formation range of the water film is also increased.
  • the outdoor heat exchanger functions as an evaporator in a low outdoor temperature environment. For this reason, at the time of heating operation, the water adhering to the outdoor heat exchanger freezes and becomes frost.
  • the air conditioner is attached to the outdoor heat exchanger for the purpose of preventing an increase in ventilation resistance generated in the outdoor heat exchanger due to frost formation, a decrease in heat transfer performance, and damage. It has a defrosting operation mode that melts frost.
  • the flat tube heat exchanger described in Patent Document 1 has a configuration in which air is supplied from the lateral direction by a blower.
  • Each fin of the flat tube heat exchanger described in Patent Document 1 is formed with a plurality of notches opened at the windward end which is one of the end portions in the horizontal direction at predetermined intervals in the vertical direction.
  • a flat tube is inserted into each of the cutouts.
  • a notch opening is formed between the leeward side end that is the other of the end portions in the horizontal direction and the flat tube. There is no drainage area formed.
  • the water adhering to the region on the fin surface on the windward end side is centered on the upper surface of the flat tube disposed below the uneven portion by the uneven portion. It is carried to the part vicinity.
  • This water that has been transported to the vicinity of the center of the upper surface of the flat tube is discharged downward along the lateral end of the flat tube. That is, the vicinity of the center portion of the upper surface of the flat tube is a position far from both lateral ends of the flat tube, and is the region where drainage is most difficult. For this reason, the flat tube heat exchanger described in Patent Document 1 is still insufficient in improving drainage.
  • the uneven part formed on the fin surface has the effect of suppressing the development of the temperature boundary layer by disturbing the air flow passing between the fins and improving the heat transfer performance of the fin-and-tube heat exchanger.
  • the inclination angle of the ridge line of the concavo-convex part with respect to a line perpendicular to the arrangement direction of the flat tubes is reduced as described above, the effect of improving the heat transfer performance of the fin-and-tube heat exchanger is hindered. This is because the flow direction of the air passing between the fins, that is, the flow direction of the air supplied from the blower is substantially perpendicular to the arrangement direction of the flat tubes. For this reason, if the inclination angle of the ridge line of the concavo-convex portion with respect to the line perpendicular to the arrangement direction of the flat tubes is reduced as described above, the air flow passing between the fins cannot be sufficiently disturbed.
  • the present invention has been made against the background of the above problems, and a first object thereof is to provide a heat exchanger capable of achieving both improvement of drainage and securing of heat transfer performance. Moreover, this invention makes it the 2nd objective to provide the refrigerating-cycle apparatus provided with this heat exchanger.
  • the heat exchanger according to the present invention includes a fin having a first through hole and a second through hole disposed below the first through hole and having a first end and a second end in the lateral direction.
  • the first heat transfer tube that is inserted into the first through-hole and has a flat cross-sectional shape parallel to the fins, and the cross-sectional shape that is inserted into the second through-hole and parallel to the fins is flat.
  • a straight line defining a virtual straight line passing through the second heat transfer tube end on the second end side and the second heat transfer tube end on the second end side as a second virtual straight line
  • a region between the first end and the first imaginary straight line on the surface of the fin is defined as a first drainage region
  • a region between the second end portion and the second imaginary straight line on the surface of the fin is defined as a second drainage region
  • the first heat transfer tube, the second heat transfer tube, the first When a region surrounded by one imaginary straight line and the second imaginary straight line is defined as a water conveyance region, the water conveyance region includes a first groove inclined so as to descend toward the first drainage region, and the first A second groove that is disposed closer to the second drainage region than the groove and is inclined so as to descend toward the second drainage region is formed.
  • the refrigeration cycle apparatus has a refrigerant circuit in which a compressor, a condenser, a throttling device, and an evaporator are connected by refrigerant piping, and the heat exchanger according to the present invention is used as the evaporator.
  • a heat transfer tube that is a flat tube is inserted into a through hole formed in the fin, and the heat transfer tube is attached to the fin.
  • a drainage area can be formed on both sides of the heat transfer tube on the fin surface of the heat exchanger according to the present invention. That is, on the surface of the fin, a first drainage region is formed on the first end side of the heat transfer tube, and a second drainage region is formed on the second end side of the heat transfer tube.
  • region can be guide
  • the heat exchanger which concerns on this invention can improve drainage.
  • the heat exchanger according to the present invention is orthogonal to the arrangement direction of the heat transfer tubes as compared with the case where the inclination of the concavo-convex portion is reduced in order to improve drainage performance.
  • the angles of the concave portion and the convex portion formed on the fin surface are the same as the angles of the first groove and the second groove with respect to a line orthogonal to the arrangement direction of the heat transfer tubes. .
  • the heat exchanger according to the present invention includes a recess formed on the fin surface and The angle of the convex portion can be increased. For this reason, the heat exchanger which concerns on this invention can also ensure heat-transfer performance.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view taken along line AA in FIG. 3. It is a figure which shows the heat exchanger tube part of the heat exchanger of FIG. It is a figure which shows the relationship between the inclination-angle of the groove part in the heat exchanger which concerns on Embodiment 1 of this invention, and a heat transfer characteristic.
  • FIG. 1 is a perspective view showing an example of a heat exchanger according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the white arrow shown in FIG. 1 has shown the flow direction of the air supplied to the heat exchanger 100 from a fan.
  • the heat exchanger 100 according to the first embodiment is a fin-and-tube heat exchanger having the fins 10 and the heat transfer tubes 30 as described later.
  • the direction that is the horizontal direction and is the short direction (width direction) of the fin 10 is referred to as the X direction.
  • the direction that is the horizontal direction and is the direction in which the fins 10 that constitute the same heat exchanging section (the windward side heat exchanger 101 or the leeward side heat exchanger 102 described later) are arranged side by side is referred to as a Y direction.
  • a direction that is a vertical direction (gravity direction) and is a longitudinal direction of the fin 10 is referred to as a Z direction. That is, in the heat exchanger 100 according to the first embodiment, air is supplied from the blower in the X direction.
  • the heat exchanger 100 is, for example, a two-row heat exchanger, and includes an upwind heat exchanger 101 and a leeward heat exchanger 102.
  • the windward side heat exchanger 101 and the leeward side heat exchanger 102 are fin-and-tube heat exchangers, and are arranged in parallel along the X direction, which is the flow direction of air supplied from the blower.
  • One end of the heat transfer tube of the windward heat exchanger 101 is connected to the windward header collecting tube 103.
  • One end of the heat transfer tube of the leeward heat exchanger 102 is connected to the leeward header collecting tube 104.
  • the other end of the heat transfer tube of the leeward side heat exchanger 101 and the other end of the heat transfer tube of the leeward side heat exchanger 102 are connected to the inter-column connection member 105.
  • the heat exchanger 100 is configured such that one of the windward header collecting pipe 103 and the leeward header collecting pipe 104 is one of the heatward heat exchanger 101 and the leeward heat exchanger 102.
  • the refrigerant is distributed to Then, the refrigerant distributed to one heat transfer tube of the windward side heat exchanger 101 and the leeward side heat exchanger 102 passes through the inter-column connection member 105, and the refrigerant of the windward side heat exchanger 101 and the leeward side heat exchanger 102 It flows into the other heat transfer tube.
  • the refrigerant that has flowed into the other heat transfer pipe of the windward side heat exchanger 101 and the leeward side heat exchanger 102 joins at the other side of the windward side header collecting pipe 103 and the leeward side header collecting pipe 104, and It flows to the outside.
  • the windward side heat exchanger 101 and the leeward side heat exchanger 102 have the same configuration. For this reason, below, the wind-side heat exchanger 101 is demonstrated on behalf of both.
  • one of the windward side heat exchanger 101 and the leeward side heat exchanger 102 can cover the heat exchange load of the heat exchanger 100, only one of the windward side heat exchanger 101 or the leeward side heat exchanger 102 is used.
  • 100 may be configured.
  • FIG. 2 is a longitudinal sectional view showing a main part of the heat exchanger according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 3 is a view showing fin portions of the heat exchanger of FIG. 4 is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG.
  • FIG. 5 is a figure which shows the heat exchanger tube part of the heat exchanger of FIG.
  • FIG. 2 is a longitudinal sectional view of the upwind heat exchanger 101 of the heat exchanger 100 cut in the X direction.
  • the windward side heat exchanger 101 includes a plurality of fins 10 and a plurality of heat transfer tubes 30.
  • the plurality of fins 10 are made of, for example, aluminum or aluminum alloy, and are plate-shaped members that are long in the vertical direction.
  • the plurality of fins 10 are, for example, formed in a rectangular shape that is long in the vertical direction.
  • the plurality of fins 10 are arranged side by side with a predetermined fin pitch interval FP in the Y direction.
  • the plurality of fins 10 have a first end portion 10a and a second end portion 10b in the lateral direction.
  • the plurality of fins 10 are supplied with air from the first end 10a side by a blower, for example.
  • the air supplied by the blower passes between the adjacent fins 10 and flows out from the second end portion 10b side. That is, in the first embodiment, the first end portion 10a is the leeward end portion, and the second end portion 10b is the leeward end portion.
  • Each of the fins 10 is formed with a plurality of through holes 15 having a shape corresponding to the outer peripheral shape of the heat transfer tube 30 with a predetermined interval in the vertical direction.
  • Heat transfer tubes 30 are inserted into these through holes 15.
  • the plurality of heat transfer tubes 30 are arranged at regular intervals in the vertical direction.
  • the fins 10 and the heat transfer tubes 30 inserted into the through holes 15 are in close contact with each other, for example, by brazing.
  • the arrangement direction of the heat transfer tubes 30 is substantially orthogonal to the flow direction of the air supplied from the blower. As described above, in the first embodiment, the flow direction of the air supplied from the blower is the X direction.
  • the heat exchanger tube 30 is arranged in the Z direction.
  • the arrangement direction of the heat transfer tubes 30 is also inclined with respect to the Z direction.
  • the upwind heat exchanger 101 is in the state of FIG. 2 according to the inclination of the flow direction of the air supplied from the blower. Will be tilted from.
  • the through hole 15 disposed above corresponds to the first through hole of the present invention.
  • the through hole 15 disposed below corresponds to the second through hole of the present invention.
  • the heat transfer tube 30 inserted into the first through hole of the present invention corresponds to the first heat transfer tube of the present invention.
  • the heat transfer tube 30 inserted into the second through hole of the present invention corresponds to the second heat transfer tube of the present invention.
  • the plurality of heat transfer tubes 30 are made of, for example, aluminum or aluminum alloy.
  • the plurality of heat transfer tubes 30 are inserted into the through holes 15 of the fins 10 as described above. That is, the plurality of heat transfer tubes 30 penetrate the plurality of fins 10 in the juxtaposed direction (Y direction) of the fins 10.
  • the plurality of heat transfer tubes 30 are flat tubes whose cross-sections parallel to the fins 10 are, for example, substantially oval shapes. In other words, the cross section of the heat transfer tube 30 has a shape in which the major axis direction is larger than the minor axis direction.
  • the some heat exchanger tube 30 is arrange
  • the plurality of heat transfer tubes 30 are arranged such that the long axis of the cross section is along the flow direction of the air supplied from the blower.
  • the cross section of the some heat exchanger tube 30 is not limited to a substantially oval shape, It can be set as various shapes, such as a substantially elliptical shape and a substantially wedge shape.
  • the major axis direction of the cross section of the heat transfer tube 30 may be referred to as the width direction of the heat transfer tube 30.
  • the inside of the plurality of heat transfer tubes 30 is a flow path through which the refrigerant flows.
  • the inside of the heat transfer tube 30 is partitioned by a plurality of partition walls 33.
  • a plurality of flow paths 34 through which the refrigerant flows are formed inside the plurality of heat transfer tubes 30.
  • the contact area between the heat transfer tube 30 and the refrigerant increases, and the heat exchange efficiency of the heat exchanger 100 can be improved.
  • a groove or a slit may be formed on the surface of the partition wall 33 and the inner wall surface of the heat transfer tube 30. Thereby, the contact area of the heat exchanger tube 30 and the refrigerant further increases, and the heat exchange efficiency of the heat exchanger 100 can be further improved.
  • a structure is formed in which a notch that opens at one end in the lateral direction of the fin is formed in the fin and the heat transfer tube is inserted into the notch
  • the heat transfer tubes 30 are inserted into the through holes 15 formed in the fins 10.
  • the heat transfer tube 30 is inserted into the through hole 15 that is not open to the first end 10 a and the second end 10 b of the fin 10.
  • the drainage in which notches for attaching the heat transfer tubes to the fins are not formed in the vicinity of the first end 10a and the second end 10b. Regions can be formed.
  • the end portion on the first end portion 10 a side of the fin 10 in the heat transfer tube 30 is referred to as an end portion 31.
  • An end portion of the heat transfer tube 30 on the second end portion 10 b side of the fin 10 is referred to as an end portion 32.
  • a virtual straight line passing through the end 31 of each heat transfer tube 30 is defined as a first virtual straight line 41.
  • a virtual straight line passing through the end 32 of each heat transfer tube 30 is defined as a second virtual straight line 42.
  • the first drainage region 11 and the second drainage region 12 are not formed with notches for attaching the heat transfer tubes to the fins. For this reason, when the water adhering to the 1st drainage area
  • a plurality of first grooves 21 and, for example, a plurality of second grooves 22 are formed on the surface of the fin according to the first embodiment.
  • a region surrounded by the heat transfer tubes 30 adjacent in the vertical direction, the first virtual straight line 41, and the second virtual straight line 42 is defined as the water guide region 13.
  • the first groove 21 and the second groove 22 are formed in the water guiding region 13.
  • the first groove 21 is formed closer to the first drainage region 11 than the second groove 22 in the water guide region 13.
  • the first groove 21 is inclined so as to descend toward the first drainage region 11.
  • the first groove 21 is not necessarily formed so as to be accommodated in the water conveyance region 13, and the lower end portion may be disposed in the first drainage region 11.
  • the first groove 21 makes it easier to guide water to the first drainage region 11.
  • channel 21 inclines only the 1st inclination angle 21a with respect to the X direction which is the flow direction of the air supplied from a fan in the surface of the fin 10.
  • the first groove 21 is inclined by the first inclination angle 21 a with respect to a line orthogonal to the arrangement direction of the heat transfer tubes 30.
  • the first inclination angle 21a is an acute angle of the angles formed by the first groove 21 and the line perpendicular to the arrangement direction of the heat transfer tubes 30 on the surface of the fin 10.
  • the second groove 22 is formed in the water guide region 13 on the second drain region 12 side than the first groove 21.
  • the second groove 22 is inclined so as to descend toward the second drainage region 12.
  • the second groove 22 is not necessarily formed so as to be accommodated in the water conveyance region 13, and the lower end portion may be disposed in the second drainage region 12.
  • the second groove 22 makes it easier to guide water to the second drainage region 12.
  • channel 22 inclines only the 2nd inclination angle 22a with respect to the X direction which is the flow direction of the air supplied from a fan in the surface of the fin 10. As shown in FIG.
  • the second groove 22 is inclined by a second inclination angle 22 a with respect to a line orthogonal to the arrangement direction of the heat transfer tubes 30.
  • the second inclination angle 22a is an acute angle among the angles formed by the line perpendicular to the arrangement direction of the heat transfer tubes 30 and the second groove 22 on the surface of the fin 10.
  • the second inclination angle 22a is substantially the same as the first inclination angle 21a.
  • the first groove 21 and the second groove 22 can be formed by forming one of a convex portion and a concave portion on the surface of the fin 10 by, for example, pressing.
  • a plurality of convex portions 23 whose ridgelines descend toward the first drainage region 11 are formed on the surface 10 c side of the fin 10.
  • a groove recessed from the periphery is formed between the adjacent convex portions 23.
  • This groove can be the first groove 21.
  • the convex portion 23 formed on the surface 10c side is lowered toward the first drainage region 11 when viewed from the surface 10d side. It becomes the recessed part 24 extended so that.
  • the recess 24 can be used as the first groove 21.
  • a plurality of convex portions 25 whose ridgelines descend toward the second drainage region 12 are formed on the surface 10 c side of the fin 10.
  • a groove recessed from the periphery is formed between the adjacent convex portions 25.
  • This groove can be the second groove 22.
  • the convex portion 25 formed on the surface 10c side is lowered toward the second drainage region 12 when viewed from the surface 10d side. It becomes the recessed part 26 extended so that.
  • the recess 26 can be used as the second groove 22.
  • the heat exchanger 100 When the heat exchanger 100 is used as an evaporator, the air supplied from the blower is cooled by the heat exchanger 100 and moisture in the air is condensed on the heat exchanger 100. That is, water adheres to the surfaces of the fins 10 and the heat transfer tubes 30. At this time, water adhering to the surfaces of the fins 10 and the heat transfer tubes 30 is discharged from the heat exchanger 100 as follows. Moreover, when the air supplied from a blower is low temperature, the water adhering to the surface of the fin 10 and the heat exchanger tube 30 freezes and becomes frost.
  • the water adhering to the first drainage region 11 and the second drainage region 12 slides down these regions by the action of gravity.
  • the first drainage region 11 and the second drainage region 12 are not formed with notches for attaching the heat transfer tubes to the fins.
  • region 12 will be rapidly discharged
  • the water adhering to the water guide region 13 travels down the first groove 21 or the second groove 22 and slides down.
  • the water that slides down through the first groove 21 is guided toward the first drainage region 11. For this reason, a part of the water that slides downward along the first groove 21 flows out to the first drainage region 11 and is quickly discharged from the lower end of the fin 10 to the outside of the heat exchanger 100. Further, the remaining part of the water that slides downward along the first groove 21 reaches the upper surface 35 of the heat transfer tube 30 in the vicinity of the end 31. That is, the remaining part of the water that slides down through the first groove 21 reaches a position in the vicinity of the first drainage region 11 on the upper surface 35 of the heat transfer tube 30.
  • the water that slides down through the second groove 22 is guided toward the second drainage region 12. For this reason, a part of the water that slides downward along the second groove 22 flows out to the second drainage region 12 and is quickly discharged from the lower end of the fin 10 to the outside of the heat exchanger 100. Further, the remaining part of the water that slides down through the second groove 22 reaches the upper surface 35 of the heat transfer tube 30 in the vicinity of the end portion 32. That is, the remaining part of the water that slides down through the second groove 22 reaches a position in the vicinity of the second drainage region 12 on the upper surface 35 of the heat transfer tube 30.
  • water stays in the vicinity of the end portion 31 and the end portion 32 on the upper surface 35 of the heat transfer tube 30.
  • the water staying in the vicinity of the end 31 on the upper surface 35 of the heat transfer tube 30 merges with the water that has slipped down along the first groove 21 and grows. Then, the water staying in the vicinity of the end 31 on the upper surface 35 of the heat transfer tube 30 is led to the water flowing out from the first groove 21 to the first drainage region 11 and flows to the end 31 when the size becomes a certain level or more. Go. A part of the water that has flowed to the end portion 31 flows out to the first drainage region 11 and is quickly discharged from the lower end of the fin 10 to the outside of the heat exchanger 100. Further, the remaining part of the water that has flowed to the end portion 31 travels along the end portion 31 to the lower surface 36 of the heat transfer tube 30.
  • the water staying in the vicinity of the end 32 on the upper surface 35 of the heat transfer tube 30 merges with the water that has slipped down along the second groove 22 and grows. And when the water staying in the vicinity of the end portion 32 on the upper surface 35 of the heat transfer tube 30 becomes a certain size or more, the water is led to the water flowing out from the second groove 22 to the second drainage region 12 and flows to the end portion 32. Go. A part of the water that has flowed to the end portion 32 flows out to the second drainage region 12 and is quickly discharged from the lower end of the fin 10 to the outside of the heat exchanger 100. Further, the remaining part of the water that has flowed to the end portion 32 travels along the end portion 32 and goes around the lower surface 36 of the heat transfer tube 30.
  • the water that has entered the lower surface 36 of the heat transfer tube 30 stays on the lower surface 36 of the heat transfer tube 30 and grows in a state where surface tension, gravity, static frictional force, and the like are balanced. This water swells downward as it grows, and the influence of gravity increases. When the gravity applied to the water is greater than the force acting on the upper side in the direction of gravity such as the surface tension, the water is not affected by the surface tension and is separated from the lower surface 36 of the heat transfer tube 30, and the lower water guide region 13. Fall into. The water that has fallen into the water conveyance region 13 falls along the first groove 21 and the second groove 22 as described above, and finally repeats the above behavior, so that finally from the bottom of the heat exchanger 100. Discharged.
  • the heat exchanger 100 according to the first embodiment can discharge the water adhering to the heat exchanger 100 while suppressing water staying in the vicinity of the central portion in the width direction on the upper surface 35 of the heat transfer tube 30. it can.
  • the vicinity of the center portion in the width direction of the upper surface 35 of the heat transfer tube 30 is a position far from the end portions 31 and 32 of the heat transfer tube 30 and is the region where drainage is most difficult. Since the heat exchanger 100 according to the first embodiment can drain while suppressing water from staying in the region where drainage is most difficult, drainage performance can be improved.
  • the heat exchanger 100 it is assumed that only the first groove 21 is formed in the water guide region 13 of the fin 10 and the second groove 22 is not formed.
  • water is introduced from the vicinity of the end portion 32 of the heat transfer tube 30 in order to prevent water from remaining in the vicinity of the central portion in the width direction of the upper surface 35 of the heat transfer tube 30. It is necessary to guide the water that has fallen into the region 13 to the vicinity of the first drainage region 11 by the first groove 21.
  • the first inclination angle 21a of the first groove 21 is decreased.
  • the lower end portion of the first groove 21 having the upper end portion disposed near the lower portion of the end portion 32 of the heat transfer tube 30 is disposed near the upper portion of the end portion 31 of the heat transfer tube 30 provided below the first groove 21. It is necessary to do this. In this case, since the inclination angle of the convex part 23 and the concave part 24 forming the first groove 21 becomes small, the air flowing between the fins 10 cannot be sufficiently disturbed, and the heat transfer performance of the heat exchanger 100 is improved. The effect to improve will reduce.
  • the heat exchanger 100 in the heat exchanger 100 according to the first embodiment, it is assumed that only the second groove 22 is formed in the water guide region 13 of the fin 10 and the first groove 21 is not formed.
  • water is introduced from the vicinity of the end 31 of the heat transfer tube 30 in order to prevent water from remaining in the vicinity of the central portion in the width direction of the upper surface 35 of the heat transfer tube 30. It is necessary to guide the water that has fallen into the region 13 to the vicinity of the second drainage region 12 through the second groove 22.
  • the second inclination angle 22 a of the second groove 22 is reduced.
  • the lower end portion of the second groove 22 having the upper end portion disposed near the lower portion of the end portion 31 of the heat transfer tube 30 is disposed near the upper portion of the end portion 32 of the heat transfer tube 30 provided below the second groove 22. It is necessary to do this.
  • the inclination angles of the convex portions 25 and the concave portions 26 forming the second groove 22 become small, the air flowing between the fins 10 cannot be sufficiently disturbed, and the heat transfer performance of the heat exchanger 100 can be reduced. The effect to improve will reduce.
  • the heat exchanger 100 according to the first embodiment water that has dropped into the water guide region 13 from the vicinity of the end 32 of the heat transfer tube 30 can be guided to the vicinity of the second drainage region 12 by the second groove 22. . Further, the water that has dropped from the vicinity of the end 31 of the heat transfer tube 30 to the water introduction region 13 can be guided to the vicinity of the first drainage region 11 by the first groove 21. For this reason, the heat exchanger 100 according to the first embodiment has the first inclination angle 21a of the first groove 21 and the first inclination angle 21a compared to the case where only one of the first groove 21 or the second groove 22 is formed in the water guide region 13. The second inclination angle 22a of the second groove 22 can be increased.
  • the heat exchanger 100 according to the first embodiment is different from the case where only one of the first groove 21 or the second groove 22 is formed in the water guide region 13 with the convex portion 23 that forms the first groove 21 and
  • the inclination angle of the concave portion 24 and the inclination angles of the convex portion 25 and the concave portion 26 forming the second groove 22 can be increased. Therefore, the heat transfer performance of the heat exchanger 100 can be improved.
  • first inclination angle 21a of the first groove 21 and the second inclination angle 22a of the second groove 22 that are suitable for improving the heat transfer performance of the heat exchanger 100 will be described.
  • FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the inclination angle of the groove and the heat transfer characteristics in the heat exchanger according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the heat exchanger 100 in which only the second groove 22 is formed in the water guide region 13 of the fin 10 and the first groove 21 is not formed is used as an experimental sample.
  • channel 22 was set to (theta), and the heat-transfer characteristic (external heat transfer coefficient) of the heat exchanger 100 which is an experimental sample was measured, changing the value of this (theta).
  • the number of the second grooves 22 and the height of the convex portions 25 that form the second grooves 22 are not changed.
  • Curve B shown in FIG. 6 is the measurement result. Note that the heat transfer characteristics shown on the vertical axis in FIG. 6 are the heat transfer characteristics of the heat exchanger 100 in which both the first groove 21 and the second groove 22 are not formed in the water guide region 13 of the fin 10, which is 100 It is shown as%.
  • the heat transfer characteristics of the heat exchanger 100 decrease.
  • channel 22 will be less than 30 degree
  • the heat-transfer characteristic of the heat exchanger 100 which is an experimental sample will fall linearly.
  • an acute angle among the angles formed by the line perpendicular to the arrangement direction of the heat transfer tubes 30 and the ridge line of the convex portion 25 forming the second groove 22 is formed. It is preferable to set the angle of the above to 30 degrees or more. In other words, in order to improve the heat transfer performance of the heat exchanger 100, an acute angle out of the angles formed by the line perpendicular to the arrangement direction of the heat transfer tubes 30 and the bottom of the recess 26 forming the second groove 22 is formed. It is preferable to set the angle of the above to 30 degrees or more.
  • channel 21 and the heat-transfer characteristic of the heat exchanger 100 is also the same as that of FIG. That is, in order to improve the heat transfer performance of the heat exchanger 100, at least one of the first inclination angle 21a of the first groove 21 and the second inclination angle 22a of the second groove 22 is set to 30 degrees or more. Is preferred.
  • the first through hole (through hole 15) and the second through hole (through hole 15) disposed below the first through hole are formed.
  • the fin 10 which has the 1st end part 10a and the 2nd end part 10b in the horizontal direction, and the 1st heat exchanger tube (heat exchanger tube 30) which is inserted in the 1st through-hole and the shape of a cross section parallel to the fin 10 is flat shape.
  • a second heat transfer tube (heat transfer tube 30) that is inserted into the second through-hole and has a flat cross-sectional shape parallel to the fins 10.
  • the heat exchanger 100 is a virtual that passes through the end 31 on the first end 10a side in the first heat transfer tube and the end 31 on the first end 10a side in the second heat transfer tube.
  • a straight line is defined as a first virtual straight line 41, and a virtual straight line passing through the end 32 on the second end 10b side of the first heat transfer tube and the end 32 on the second end 10b side of the second heat transfer tube is defined as a second.
  • a virtual straight line 42 is defined, and a region between the first end 10a and the first virtual straight line 41 on the surface of the fin 10 is defined as a first drainage region 11, and a second end 10b is defined on the surface of the fin 10.
  • the region between the second virtual straight line 42 is defined as the second drainage region 12, and is surrounded by the first heat transfer tube, the second heat transfer tube, the first virtual straight line 41, and the first virtual straight line 41 on the surface of the fin 10. If the area is defined as the water conveyance area 13, the water conveyance area 13 includes the first drainage. A first groove 21 inclined to descend toward the region 11 and a second groove disposed closer to the second drainage region 12 than the first groove 21 and inclined to descend toward the second drainage region 12 A groove 22 is formed.
  • the first drainage region 11 and the second drainage region 12 are not formed with notches for attaching the heat transfer tubes to the fins. For this reason, the water adhering to the 1st drainage area
  • region 12 will be rapidly discharged
  • the first groove 21 and the second groove 22 suppress water remaining in the vicinity of the center portion in the width direction of the upper surface 35 of the heat transfer tube 30. The water in the water guide region 13 can be guided to the first drain region 11 or the second drain region. Therefore, the heat exchanger 100 according to Embodiment 1 can improve drainage performance.
  • the heat exchanger 100 according to the first embodiment compared to the case where only one of the first groove 21 or the second groove 22 is formed in the water conveyance region 13, the first inclination angle 21a of the first groove 21 and the first The second inclination angle 22a of the two grooves 22 can be increased.
  • the heat exchanger 100 according to the first embodiment is different from the case where only one of the first groove 21 or the second groove 22 is formed in the water guide region 13 with the convex portion 23 that forms the first groove 21 and The inclination angle of the concave portion 24 and the inclination angles of the convex portion 25 and the concave portion 26 forming the second groove 22 can be increased. Therefore, the heat transfer performance of the heat exchanger 100 can be improved.
  • channel 22 which were shown in this Embodiment 1 is an example to the last.
  • FIG. 7 is a longitudinal sectional view showing an essential part of an example of each heat exchanger according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 7 shows another example of the heat exchanger 100 from the same observation direction as FIG. In the first embodiment, the configuration in which a plurality of first grooves 21 and a plurality of second grooves 22 are formed in one water guide region 13 has been described. However, as shown in FIG. 7, at least one first groove 21 and at least one second groove 22 may be formed in one water guide region 13. Thus, even if it comprises the 1st groove
  • the configuration in which the first groove 21 and the second groove 22 are formed on both the surface 10c and the surface 10d of the fin 10 has been described.
  • the first groove 21 and the second groove 22 be formed in at least one of the surface 10c and the surface 10d.
  • the drainage property of the heat exchanger 100 can be improved and the heat transfer performance of the heat exchanger 100 can also be improved.
  • FIG. 8 is a longitudinal sectional view showing a main part of still another example of each heat exchanger according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 8 shows still another example of the heat exchanger 100 from the same observation direction as FIG.
  • the configuration in which the plurality of first grooves 21 and the second grooves 22 are formed separately has been described.
  • the first groove 21 and the second groove 22 may be formed continuously by forming the convex portion 23 and the convex portion 25 continuously.
  • the drainage property of the heat exchanger 100 can be improved and the heat transfer performance of the heat exchanger 100 can also be improved.
  • the configuration in which air is supplied to the heat exchanger 100 from the first end portion 10a side of the fin 10 has been described. Not limited to this, even if air is supplied to the heat exchanger 100 from the second end portion 10b side of the fin 10, the air is supplied to the heat exchanger 100 from the first end portion 10a side of the fin 10 in the same manner. Moreover, the drainage property of the heat exchanger 100 can be improved, and the heat transfer performance of the heat exchanger 100 can also be improved.
  • Embodiment 2 the first inclination angle 21a of the first groove 21 and the second inclination angle 22a of the second groove 22 are set to substantially the same angle. Not limited to this, the first inclination angle 21 a of the first groove 21 and the second inclination angle 22 a of the second groove 22 may be different.
  • items that are not particularly described are the same as those in the first embodiment, and the same functions and configurations are described using the same reference numerals.
  • FIG. 9 is a longitudinal sectional view showing a main part of the heat exchanger according to Embodiment 2 of the present invention.
  • FIG. 9 shows a main part of the heat exchanger 100 according to the second embodiment from the same observation direction as FIG.
  • air is supplied from the first end portion 10a side of the fin 10 by a blower, as indicated by a white arrow in FIG.
  • the water adhering to the surface of the fin 10 and the heat exchanger tube 30 is guide
  • the second inclination angle 22a of the second groove 22 is made larger than the first inclination angle 21a of the first groove 21. Even if comprised in this way, the capability to drain to the 2nd drainage area 12 by the 2nd groove
  • the drainage performance of the heat exchanger 100 can be improved.
  • the heat exchanger 100 according to the second embodiment can further improve the heat transfer performance of the heat exchanger 100 as much as the second inclination angle 22a of the second groove 22 is increased.
  • At least one of the first inclination angle 21a of the first groove 21 and the second inclination angle 22a of the second groove 22 is 30. It was shown that it is preferable to set it to a degree or more. In the heat exchanger 100 according to Embodiment 2 in which the second inclination angle 22a is larger than the first inclination angle 21a, at least the second inclination angle 22a is 30 out of the first inclination angle 21a and the second inclination angle 22a. It is preferable that it is more than degree.
  • Embodiment 3 the heat transfer tube 30 is installed so that the long axis of the cross section is along the horizontal direction (X direction).
  • the installation posture of the heat transfer tube 30 is not limited to the installation posture shown in the first embodiment and the second embodiment.
  • the installation posture of the heat transfer tube 30 of the heat exchanger 100 shown in the first embodiment and the second embodiment may be set as in the third embodiment.
  • items that are not particularly described are the same as those in Embodiment 1 or Embodiment 2, and the same functions and configurations are described using the same reference numerals.
  • FIG. 10 is a longitudinal sectional view showing a main part of the heat exchanger according to Embodiment 3 of the present invention.
  • FIG. 10 shows a main part of the heat exchanger 100 according to the third embodiment from the same observation direction as FIG. In other words, FIG. 10 is a longitudinal sectional view cut along a section parallel to the fin 10.
  • the heat transfer tube 30 of the heat exchanger 100 according to the third embodiment is configured so that the long axis 37 inclines from the first drainage region 11 toward the second drainage region 12 in a cross section parallel to the fin 10. It is inserted into the through hole 15.
  • the long axis 37 of the cross section of the heat transfer tube 30 is inclined by the third inclination angle 37a with respect to the X direction, which is the flow direction of the air supplied from the blower. That is, the long axis 37 of the cross section of the heat transfer tube 30 is inclined by the third inclination angle 37 a with respect to a line orthogonal to the arrangement direction of the heat transfer tubes 30.
  • the third inclination angle 37a is an acute angle among the angles formed by the long axis 37 and the line orthogonal to the arrangement direction of the heat transfer tubes 30 in the cross section parallel to the fins 10.
  • the water which did not flow out to the 2nd drainage area 12 among the water which slid down toward the 2nd drainage area 12 from the heat exchanger tube 30 flows into the 2nd groove
  • channel 22 discharges water below is higher than the capability that the heat exchanger tube 30 discharges water below. Therefore, the second inclination angle 22 a of the second groove 22 is preferably larger than the third inclination angle 37 a of the heat transfer tube 30.
  • the heat exchanger tube 30 when installing the heat exchanger tube 30 like this Embodiment 3, it is preferable that air is supplied with the air blower from the 1st end part 10a side of the fin 10, as shown by the white arrow in FIG. .
  • the water adhering to the surface of the heat transfer tube 30 is guided toward the second drainage region 12 not only by gravity but also by air supplied from a blower. For this reason, the discharge property of the water adhering to the surface of the heat transfer tube 30 can be improved.
  • the installation posture of the heat transfer tube 30 of the heat exchanger 100 shown in the first embodiment and the second embodiment is set to the installation posture as in the third embodiment, so that the first embodiment and the second embodiment are performed.
  • the drainage performance of the heat exchanger 100 shown by can be further improved.
  • Embodiment 4 FIG.
  • this Embodiment 4 demonstrates an example of the refrigerating-cycle apparatus provided with the heat exchanger which concerns on this invention.
  • the refrigeration cycle apparatus according to the present invention is used as an air conditioner will be described as an example of the refrigeration cycle apparatus according to the present invention.
  • items that are not particularly described are the same as those in Embodiments 1 to 3, and the same functions and configurations are described using the same reference numerals.
  • FIG. 11 is a circuit configuration diagram schematically showing an example of a refrigerant circuit configuration of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 4 of the present invention.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 will be described based on FIG. In FIG. 11, the refrigerant flow during the cooling operation is indicated by a broken line arrow, and the refrigerant flow during the heating operation is indicated by a solid line arrow.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 includes a compressor 2, a flow path switching device 6, a first heat exchanger 3, an expansion device 4, a second heat exchanger 5, an indoor fan 7, and an outdoor fan 8. It has. And the compressor 2, the 1st heat exchanger 3, the expansion device 4, and the 2nd heat exchanger 5 are connected by refrigerant
  • the indoor blower 7 is installed in the vicinity of the first heat exchanger 3 and supplies indoor air (air in the air-conditioning target space) to the first heat exchanger 3.
  • the indoor blower 7 includes an impeller 7a and a motor 7b that rotates the impeller 7a.
  • the outdoor blower 8 is installed in the vicinity of the second heat exchanger 5 and supplies outdoor air to the second heat exchanger 5.
  • the outdoor blower 8 includes an impeller 8a and a motor 8b that rotates the impeller 8a.
  • the compressor 2 compresses the refrigerant.
  • the refrigerant compressed by the compressor 2 is discharged and sent to the first heat exchanger 3.
  • the compressor 2 can be comprised by a rotary compressor, a scroll compressor, a screw compressor, a reciprocating compressor etc., for example.
  • the 1st heat exchanger 3 which is an indoor heat exchanger functions as a condenser at the time of heating operation, and functions as an evaporator at the time of cooling operation. That is, when functioning as a condenser, the first heat exchanger 3 exchanges heat between the high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from the compressor 2 and the indoor air supplied by the indoor blower 7, and the high-temperature and high-pressure gas refrigerant is Condensate.
  • the first heat exchanger 3 exchanges heat between the low-temperature and low-pressure refrigerant that has flowed out of the expansion device 4 and the indoor air that is supplied by the indoor blower 7, so that the low-temperature and low-pressure liquid refrigerant or Two-phase refrigerant evaporates.
  • the expansion device 4 expands and depressurizes the refrigerant flowing out of the first heat exchanger 3 or the second heat exchanger 5.
  • the expansion device 4 may be constituted by an electric expansion valve that can adjust the flow rate of the refrigerant, for example.
  • an electric expansion valve not only an electric expansion valve but also a mechanical expansion valve employing a diaphragm for a pressure receiving portion, a capillary tube, or the like can be applied.
  • the second heat exchanger 5 which is an outdoor heat exchanger, functions as an evaporator during heating operation and functions as a condenser during cooling operation. That is, when functioning as an evaporator, the second heat exchanger 5 exchanges heat between the low-temperature and low-pressure refrigerant that has flowed out of the expansion device 4 and the outdoor air that is supplied by the outdoor fan 8, and the low-temperature and low-pressure liquid refrigerant or Two-phase refrigerant evaporates.
  • the second heat exchanger 5 exchanges heat between the high-temperature and high-pressure refrigerant discharged from the compressor 2 and the outdoor air supplied by the outdoor blower 8, and the high-temperature and high-pressure gas refrigerant is Condensate.
  • the flow path switching device 6 switches the refrigerant flow between the heating operation and the cooling operation. That is, the flow path switching device 6 is switched to connect the compressor 2 and the first heat exchanger 3 during the heating operation, and is connected to the compressor 2 and the second heat exchanger 5 during the cooling operation. Can be switched.
  • the flow path switching device 6 may be configured by a four-way valve, for example. However, a combination of a two-way valve or a three-way valve may be employed as the flow path switching device 6. Further, when the refrigeration cycle apparatus 1 performs only one of the cooling operation and the heating operation, the flow path switching device 6 is not necessary.
  • the second heat exchanger 5 functions as an evaporator during heating operation. Further, during the cooling operation, the first heat exchanger 3 functions as an evaporator. Therefore, in Embodiment 4, as the second heat exchanger 5 and the first heat exchanger 3, any one of Embodiments 1 to 3 having excellent drainage performance and heat transfer performance is provided.
  • the described heat exchanger 100 is used. That is, the refrigeration cycle apparatus 1 uses the heat exchanger 100 described in any of Embodiments 1 to 3 as a heat exchanger serving as an evaporator. Note that the heat exchanger 100 described in any one of the first to third embodiments may be used for only one of the first heat exchanger 3 and the second heat exchanger 5.
  • a high-temperature and high-pressure gaseous refrigerant is discharged from the compressor 2.
  • the refrigerant flows according to the broken line arrows.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant (single phase) discharged from the compressor 2 flows into the second heat exchanger 5 functioning as a condenser via the flow path switching device 6.
  • the second heat exchanger 5 heat exchange is performed between the flowing high-temperature and high-pressure gas refrigerant and the outdoor air supplied by the outdoor blower 8, and the high-temperature and high-pressure gas refrigerant is condensed to a high-pressure liquid.
  • Refrigerant single phase
  • the high-pressure liquid refrigerant sent out from the second heat exchanger 5 becomes a two-phase refrigerant of low-pressure gas refrigerant and liquid refrigerant by the expansion device 4.
  • the two-phase refrigerant flows into the first heat exchanger 3 that functions as an evaporator.
  • heat exchange is performed between the refrigerant
  • the low-pressure gas refrigerant sent out from the first heat exchanger 3 flows into the compressor 2 through the flow path switching device 6, is compressed to become a high-temperature and high-pressure gas refrigerant, and is discharged from the compressor 2 again. Thereafter, this cycle is repeated.
  • the indoor air supplied from the indoor air blower 7 is cooled by the 1st heat exchanger 3, and the water
  • the refrigeration cycle apparatus 1 according to the fourth embodiment uses the heat exchanger 100 described in any of the first to third embodiments as the first heat exchanger 3. For this reason, since the 1st heat exchanger 3 which concerns on this Embodiment 4 is excellent in drainage performance, it suppresses that the heat exchange with indoor air and the 1st heat exchanger 3 is inhibited by the film
  • a high-temperature and high-pressure gaseous refrigerant is discharged from the compressor 2.
  • the refrigerant flows according to solid arrows.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant (single phase) discharged from the compressor 2 flows into the first heat exchanger 3 functioning as a condenser via the flow path switching device 6.
  • the first heat exchanger 3 heat exchange is performed between the flowing high-temperature and high-pressure gas refrigerant and the indoor air supplied by the indoor blower 7, and the high-temperature and high-pressure gas refrigerant is condensed to a high-pressure liquid.
  • Refrigerant single phase
  • the high-pressure liquid refrigerant sent out from the first heat exchanger 3 becomes a two-phase refrigerant consisting of a low-pressure gas refrigerant and a liquid refrigerant by the expansion device 4.
  • the two-phase refrigerant flows into the second heat exchanger 5 that functions as an evaporator.
  • heat exchange is performed between the refrigerant
  • the low-pressure gas refrigerant sent out from the second heat exchanger 5 flows into the compressor 2 via the flow path switching device 6, is compressed to become a high-temperature and high-pressure gas refrigerant, and is discharged from the compressor 2 again. Thereafter, this cycle is repeated.
  • the second heat exchanger 5 functioning as an evaporator
  • outdoor air supplied from the outdoor blower 8 is cooled by the second heat exchanger 5, and moisture in the outdoor air is transferred to the second heat exchanger 5. Condensation.
  • the heat exchange between the outdoor air and the second heat exchanger 5 is hindered by the water film, and the heat transfer performance of the second heat exchanger 5 decreases. End up.
  • the drainage property of the second heat exchanger 5 is poor, the water adhering to the second heat exchanger 5 increases the ventilation resistance of outdoor air passing through the second heat exchanger 5. For this reason, the heating performance of the refrigeration cycle apparatus 1 is deteriorated.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 according to the fourth embodiment uses the heat exchanger 100 described in any of the first to third embodiments as the second heat exchanger 5.
  • the 2nd heat exchanger 5 which concerns on this Embodiment 4 is excellent in drainage performance, it suppresses that the heat exchange with outdoor air and the 2nd heat exchanger 5 is inhibited by the film
  • the 1st heat exchanger 3 which concerns on this Embodiment 4 can also suppress that the ventilation resistance of the outdoor air which passes along the 2nd heat exchanger 5 with the water adhering to the 2nd heat exchanger 5 increases.
  • the heat exchanger 100 described in any of Embodiments 1 to 3 has improved heat transfer performance due to the first groove 21 and the second groove 22. Therefore, the refrigeration cycle apparatus 1 according to Embodiment 4 has improved heating performance.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 performs a heating operation in a low outside air temperature environment
  • the second heat exchanger 5 exchanges heat with low-temperature outdoor air, so that water attached to the second heat exchanger 5 is frozen. May become frost. Therefore, when the refrigeration cycle apparatus 1 according to Embodiment 4 performs the heating operation under the condition of frosting on the second heat exchanger 5, the frost adhered to the second heat exchanger 5 during the heating operation. "Defrosting operation" is performed to remove
  • the refrigeration cycle apparatus 1 performs the defrosting operation when the outdoor air temperature becomes equal to or lower than a certain temperature (for example, 0 ° C.).
  • Defrosting operation refers to the compressor 2 in order to prevent frost from adhering to the second heat exchanger 5 functioning as an evaporator or to melt the frost adhering to the second heat exchanger 5.
  • the defrosting operation may be executed when the duration time of the heating operation reaches a predetermined value (for example, 30 minutes). Moreover, you may make it perform a defrost operation, before the heating operation is performed, when the 2nd heat exchanger 5 is below a fixed temperature (for example, minus 6 degreeC). The frost adhering to the second heat exchanger 5 is melted by the hot gas supplied to the second heat exchanger 5 during the defrosting operation.
  • the defrosting operation is performed until the frost attached to the second heat exchanger 5 is melted and the water generated by the melting of the frost is discharged from the second heat exchanger 5. For this reason, if the drainage performance of the second heat exchanger 5 is poor, the defrosting time becomes long, the comfort decreases, and the average heating capacity decreases for a certain time by repeating the heating operation and the defrosting operation. Will be invited.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 according to Embodiment 4 uses the heat exchanger 100 described in any of Embodiments 1 to 3 as the second heat exchanger 5. Yes.
  • the 2nd heat exchanger 5 which concerns on this Embodiment 4 is excellent in drainage performance, it can complete
  • coolant used for the refrigerating cycle apparatus 1 is not specifically limited, Even if it uses refrigerant
  • coolants such as R410A, R32, HFO1234yf
  • coolants such as R410A, R32, HFO1234yf
  • an effect can be exhibited.
  • coolants such as R410A, R32, HFO1234yf
  • any refrigerating machine oil can be used regardless of whether the oil dissolves in the refrigerant, such as mineral oil, alkylbenzene oil, ester oil, ether oil and fluorine oil.
  • the effect as the heat exchanger 100 can be exhibited.
  • the refrigerant circuit is formed by the compressor 2, the first heat exchanger 3, the expansion device 4, and the second heat exchanger 5, and the first Since the heat exchanger 100 according to the first to third embodiments is applied to the heat exchanger functioning as a condenser among the first heat exchanger 3 and the second heat exchanger 5, the drainage performance is improved. In addition, ensuring heat transfer performance is compatible.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Geometry (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Heat-Exchange Devices With Radiators And Conduit Assemblies (AREA)

Abstract

本発明に係る熱交換器は、第１貫通孔及び第２貫通孔が形成され、第１端部及び第２端部を有するフィンと、前記第１貫通孔に挿入された第１伝熱管と、前記第２貫通孔に挿入された第２伝熱管とを備え、前記第１伝熱管及び前記第２伝熱管における前記第１端部側の端部を通る仮想直線を第１仮想直線と定義し、前記第１伝熱管及び前記第２伝熱管における前記第２端部側の端部を通る仮想直線を第２仮想直線と定義し、前記第１端部と前記第１仮想直線との間となる領域を第１排水領域と定義し、前記第２端部と前記第２仮想直線との間となる領域を第２排水領域と定義し、前記第１伝熱管、前記第２伝熱管、前記第１仮想直線及び前記第２仮想直線で囲まれた領域を導水領域と定義した場合、前記導水領域には、前記第１排水領域に向かって下降するように傾斜した第１溝と、前記第２排水領域に向かって下降するように傾斜した第２溝とが形成されている。

Description

熱交換器及び冷凍サイクル装置
　本発明は、フィンチューブ型の熱交換器、及び、この熱交換器を備えた冷凍サイクル装置に関するものである。
　従来、所定のフィンピッチ間隔を空けて配置された板状の複数のフィンと、所定の間隔を空けて上下方向に並設され、フィンの並設方向に沿って各フィンを貫通する複数の伝熱管と、を備えたフィンチューブ型の熱交換器が知られている。また、このようなフィンチューブ型の熱交換器には、伝熱管として、扁平管を用いたものも提案されている。扁平管とは、冷媒の流通方向と垂直な断面において、横幅が縦幅よりも大きくなる例えば断面長円形状等の伝熱管である。以下、扁平管を用いたフィンチューブ型の熱交換器を、扁平管熱交換器と称する場合もある。
　扁平管熱交換器では、円管状の伝熱管を用いた熱交換器と比較して、管内の伝熱面積を大きく確保できることに加え、熱交換流体の通風抵抗を抑制することができるため、伝熱性能を向上することができる。一方で、扁平管熱交換器は、円管状の伝熱管を用いた熱交換器と比較して、排水性が劣るという傾向がある。扁平管の上面に水が残留しやすいためである。このため、扁平管熱交換器を蒸発器として用いた場合、以下のような課題があった。
　フィンチューブ型の熱交換器を蒸発器として用いた場合、熱交換流体である空気が熱交換器で冷却され、空気中の水分が熱交換器に結露する。すなわち、フィン及び伝熱管の表面に水が付着し、フィン及び伝熱管の表面に水の膜が形成される。この際、排水性が劣る扁平管熱交換器においては、フィン及び伝熱管の表面に付着した水が残留しやすいため、フィン及び伝熱管の表面に形成される水の膜の厚みが暑くなり、水の膜の形成範囲も大きくなる。このため、扁平管熱交換器を蒸発器として用いた場合、フィン及び伝熱管と空気との熱交換が水の膜によって阻害され、扁平管熱交換器の伝熱性能が低下してしまう。また、扁平管熱交換器を蒸発器として用いた場合、フィン及び伝熱管の表面に付着した水が残留しやすいため、扁平管熱交換器を通る空気の通風抵抗が増加してしまう。
　また、例えば冷凍サイクル装置の一例である空気調和装置では、暖房運転時、室外熱交換器が低外気温環境下において蒸発器として機能する。このため、暖房運転時、室外熱交換器に付着した水は凍結し、霜となる。このため、一般的に、空気調和装置は、着霜によって室外熱交換器に発生する通風抵抗の増加、伝熱性能の低下、及び損傷を防ぐこと等を目的として、室外熱交換器に付着した霜を溶かす除霜運転モードを備える。
　この際、霜の融解によって発生した水が室外熱交換器から排出する前に、暖房運転を再開した場合、室外熱交換器に残留している水が凍結して大きな霜に成長してしまう。このため、室外熱交換器に水が極力残留しないように、除霜運転の時間を設定する必要がある。この際、フィン及び伝熱管の表面に付着した水が残留しやすい扁平管熱交換器を室外熱交換器として用いた場合、扁平管熱交換器からの排水に時間がかかるため、除霜運転の時間を長くする必要がある。その結果、扁平管熱交換器を室外熱交換器として用いた場合、快適性の低下及び平均暖房能力の低下を招くこととなる。
　そこで、従来のフィンアンドチューブ型の熱交換器には、排水性の向上を図った扁平管熱交換器も提案されている（例えば、特許文献１参照）。特許文献１に記載の扁平管熱交換器は、横方向から送風機によって空気が供給される構成となっている。この特許文献１に記載の扁平管熱交換器の各フィンには、横方向の端部の一方である風上側端部に開口する複数の切り欠きが、上下方向に所定の間隔を空けて形成されている。また、切り欠きのそれぞれに、扁平管が挿入されている。これにより、特許文献１に記載の扁平管熱交換器の各フィンには、横方向の端部の他方である風下側端部と扁平管との間に、切り欠きの開口部が形成されていない排水領域が形成されている。そして、特許文献１に記載の扁平管熱交換器の各フィンには、上下方向に隣接する扁平管の間となる領域に、稜線が風上側から風下側に向かって下降するように傾斜した凹凸部が形成されている。すなわち、特許文献１に記載の扁平管熱交換器は、フィンに付着した水を凹凸部によって排水領域に導き、排水性の向上を図っている。
特開２０１２－１６３３１７号公報
　特許文献１に記載の扁平管熱交換器においては、フィン表面において風上側端部側となる領域に付着した水は、凹凸部によって、該凹凸部の下方に配置された扁平管の上面の中央部近傍に運ばれる。扁平管の上面の中央部近傍に運ばれてきたこの水は、扁平管の横方向の端部を伝って、下方に排出されることとなる。すなわち、扁平管の上面の中央部近傍は、扁平管の横方向の両端部から遠い位置であり、最も排水しづらい領域である。このため、特許文献１に記載の扁平管熱交換器は、排水性の向上が未だ不十分であった。
　特許文献１に記載の扁平管熱交換器において当該課題を解決するためには、水平線に対する凹凸部の稜線の傾斜角度を小さくすることが考えられる。換言すると、特許文献１に記載の扁平管熱交換器において当該課題を解決するためには、扁平管の配列方向と直行する線に対する凹凸部の稜線の傾斜角度を小さくすることが考えられる。フィン表面において風上側端部側となる領域に付着した水を、凹凸部によって、扁平管の上面の風下側端部近傍まで運べるからである。しかしながら、扁平管の配列方向と直行する線に対する凹凸部の稜線の傾斜角度をこのように小さくすると、重力の効果を十分に得られずに、結露水が凹凸部に滞留する、あるいは、滞留した後に凹凸部から溢れだした結露水が扁平管の上面に落下して滞留してしまう。
　また、フィン表面に形成された凹凸部は、フィン間を通る空気の流れを乱して温度境界層の発達を抑制し、フィンアンドチューブ型の熱交換器の伝熱性能を向上させるという効果が期待される。しかしながら、上述のように扁平管の配列方向と直行する線に対する凹凸部の稜線の傾斜角度を小さくすると、フィンアンドチューブ型の熱交換器の伝熱性能を向上させるという効果を阻害してしまう。なぜならば、フィン間を通る空気の流れ方向は、つまり送風機から供給される空気の流れ方向は、扁平管の配列方向と略直行する方向になる。このため、上述のように扁平管の配列方向と直行する線に対する凹凸部の稜線の傾斜角度を小さくすると、フィン間を通る空気の流れを十分に乱すことができないからである。
　本発明は、上記のような課題を背景としてなされたものであり、排水性の向上及び伝熱性能の確保を両立させることができる熱交換器を提供することを第１の目的とする。また、本発明は、この熱交換器を備えた冷凍サイクル装置を提供することを第２の目的とする。
　本発明に係る熱交換器は、第１貫通孔、及び該第１貫通孔の下方に配置された第２貫通孔が形成され、横方向に第１端部及び第２端部を有するフィンと、前記第１貫通孔に挿入され、前記フィンと平行な断面の形状が扁平形状である第１伝熱管と、前記第２貫通孔に挿入され、前記フィンと平行な断面の形状が扁平形状である第２伝熱管と、を備え、前記第１伝熱管における前記第１端部側の端部と前記第２伝熱管における前記第１端部側の端部とを通る仮想直線を第１仮想直線と定義し、前記第１伝熱管における前記第２端部側の端部と前記第２伝熱管における前記第２端部側の端部とを通る仮想直線を第２仮想直線と定義し、前記フィンの表面において前記第１端部と前記第１仮想直線との間となる領域を第１排水領域と定義し、前記フィンの表面において前記第２端部と前記第２仮想直線との間となる領域を第２排水領域と定義し、前記フィンの表面において前記第１伝熱管、前記第２伝熱管、前記第１仮想直線及び前記第２仮想直線で囲まれた領域を導水領域と定義した場合、前記導水領域には、前記第１排水領域に向かって下降するように傾斜した第１溝と、該第１溝よりも前記第２排水領域側に配置され、前記第２排水領域に向かって下降するように傾斜した第２溝とが、形成されている。
　また、本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機、凝縮器、絞り装置及び蒸発器を冷媒配管によって接続した冷媒回路を有し、本発明に係る熱交換器を前記蒸発器として用いている。
　本発明に係る熱交換器においては、フィンに形成された貫通孔に扁平管である伝熱管を挿入し、該伝熱管をフィンに取り付ける構成となっている。このため、本発明に係る熱交換器のフィン表面には、伝熱管の両側に排水領域を形成することができる。つまり、フィンの表面には、伝熱管よりも第１端部側に第１排水領域が形成され、伝熱管よりも第２端部側に第２排水領域が形成される。そして、本発明に係る熱交換器においては、導水領域に付着した水を、第１溝によって第１排水領域側に導くことができ、第２溝によって第２排水領域側に導くことができる。このため、本発明に係る熱交換器は、排水性を向上させることができる。
　また、フィン表面に第１溝及び第２溝を形成することにより、フィン表面には凹部及び凸部のうちの少なくとも一方が形成されることとなる。このため、伝熱管の配列方向と直交する線に対する凹部及び凸部の角度が小さくならなければ、フィン間を通る空気の流れを乱して温度境界層の発達を抑制でき、熱交換器の伝熱性能を向上させるという効果が得られる。ここで、特許文献１に記載の扁平管熱交換器において排水性能を向上させるために凹凸部の傾斜を小さくした場合と比べ、本発明に係る熱交換器は、伝熱管の配列方向と直交する線に対する第１溝及び第２溝の角度を大きくしても、排水性を向上させることができる。導水領域に付着した水を、第１溝によって第１排水領域側に導くことができ、第２溝によって第２排水領域側に導くことができるからである。換言すると、本発明に係る熱交換器においては、フィン表面に形成される凹部及び凸部の角度は、伝熱管の配列方向と直交する線に対する第１溝及び第２溝の角度と同じである。このため、特許文献１に記載の扁平管熱交換器において排水性能を向上させるために凹凸部の傾斜を小さくした場合と比べ、本発明に係る熱交換器は、フィン表面に形成される凹部及び凸部の角度を大きくできる。このため、本発明に係る熱交換器は、伝熱性能を確保することもできる。
本発明の実施の形態１に係る熱交換器の一例を示す斜視図である。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器の要部を示す縦断面図である。 図２の熱交換器のフィン部分を示す図である。 図３のＡ－Ａ断面図である。 図２の熱交換器の伝熱管部分を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器における溝部の傾斜角度と伝熱特性との関係を示す図である。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器別の一例の要部を示す縦断面図である。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器別のさらに一例の要部を示す縦断面図である。 本発明の実施の形態２に係る熱交換器の要部を示す縦断面図である。 本発明の実施の形態３に係る熱交換器の要部を示す縦断面図である。 本発明の実施の形態４に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路構成の一例を概略的に示す回路構成図である。
　以下、図面を適宜参照しながら本発明の実施の形態について説明する。なお、図１を含め、以下の図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。また、図１を含め、以下の図面において、同一の符号を付したものは、同一又はこれに相当するものであり、このことは明細書の全文において共通することとする。さらに、明細書全文に表わされている構成要素の形態は、あくまでも例示であって、これらの記載に限定されるものではない。
実施の形態１．
　図１は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器の一例を示す斜視図である。なお、図１に示す白抜き矢印は、送風機から熱交換器１００に供給される空気の流れ方向を示している。
　本実施の形態１に係る熱交換器１００は、後述のように、フィン１０及び伝熱管３０を有するフィンアンドチューブ型の熱交換器である。図１以降では、水平方向であり、フィン１０の短手方向（幅方向）となる方向を、Ｘ方向と称する。また、水平方向であり、同一の熱交換部（後述の風上側熱交換器１０１又は風下側熱交換器１０２）を構成するフィン１０の並設方向となる方向を、Ｙ方向と称する。また、垂直方向（重力方向）であり、フィン１０の長手方向となる方向を、Ｚ方向と称する。すなわち、本実施の形態１に係る熱交換器１００は、送風機からＸ方向に空気が供給される。
　熱交換器１００は、例えば二列構造の熱交換器であり、風上側熱交換器１０１及び風下側熱交換器１０２を備えている。これら風上側熱交換器１０１及び風下側熱交換器１０２は、フィンアンドチューブ型熱交換器であり、送風機から供給される空気の流れ方向であるＸ方向に沿って並設されている。風上側熱交換器１０１の伝熱管の一端は、風上側ヘッダ集合管１０３に接続されている。風下側熱交換器１０２の伝熱管の一端は、風下側ヘッダ集合管１０４に接続されている。また、風上側熱交換器１０１の伝熱管の他端と、風下側熱交換器１０２の伝熱管の他端とは、列間接続部材１０５に接続されている。
　つまり、本実施の形態１に係る熱交換器１００は、風上側ヘッダ集合管１０３及び風下側ヘッダ集合管１０４の一方から、風上側熱交換器１０１及び風下側熱交換器１０２の一方の伝熱管に冷媒が分配される。そして、風上側熱交換器１０１及び風下側熱交換器１０２の一方の伝熱管に分配された冷媒は、列間接続部材１０５を介して、風上側熱交換器１０１及び風下側熱交換器１０２の他方の伝熱管に流入する。その後、風上側熱交換器１０１及び風下側熱交換器１０２の他方の伝熱管に流入した冷媒は、風上側ヘッダ集合管１０３及び風下側ヘッダ集合管１０４の他方で合流し、熱交換器１００の外部へ流れていく。
　なお、本実施の形態１では、風上側熱交換器１０１及び風下側熱交換器１０２は、同様の構成となっている。このため、以下では、双方を代表して、風上側熱交換器１０１について説明する。なお、風上側熱交換器１０１又は風下側熱交換器１０２の一方で熱交換器１００の熱交換負荷を賄える場合、風上側熱交換器１０１又は風下側熱交換器１０２の一方のみで熱交換器１００を構成しても勿論よい。
　図２は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器の要部を示す縦断面図である。図３は、図２の熱交換器のフィン部分を示す図である。図４は、図３のＡ－Ａ断面図である。また、図５は、図２の熱交換器の伝熱管部分を示す図である。なお、図２は、熱交換器１００の風上側熱交換器１０１をＸ方向に切断した縦断面図となっている。
　風上側熱交換器１０１は、複数のフィン１０及び複数の伝熱管３０を備えている。複数のフィン１０は、例えばアルミニウム製又はアルミニウム合金製であり、上下方向に長い板形状の部材である。複数のフィン１０は、例えば、上下方向に長い矩形状に形成されている。そして、複数のフィン１０は、Ｙ方向に規定のフィンピッチ間隔ＦＰを空けて並設されている。ここで、複数のフィン１０は、横方向に第１端部１０ａ及び第２端部１０ｂを有する。そして、複数のフィン１０は、例えば第１端部１０ａ側から送風機によって空気が供給される。送風機によって供給されたこの空気は、隣接するフィン１０間を通って、第２端部１０ｂ側から流出する。すなわち、本実施の形態１では、第１端部１０ａが風上側端部となっており、第２端部１０ｂが風下側端部となっている。
　また、フィン１０のそれぞれには、伝熱管３０の外周形状に対応した形状の貫通孔１５が、上下方向に規定の間隔を空けて複数形成されている。これらの貫通孔１５には、伝熱管３０が挿入されている。すなわち、複数の伝熱管３０は、上下方向に規定の間隔を空けて配列されている。フィン１０と、貫通孔１５に挿入された伝熱管３０とは、例えばろう付けにより、一体的に密着されている。ここで、伝熱管３０の配列方向は、送風機から供給される空気の流れ方向に対して、略直交する方向となる。そして、上述のように、本実施の形態１では、送風機から供給される空気の流れ方向が、Ｘ方向となっている。このため、本実施の形態１では、伝熱管３０は、Ｚ方向に配列されている。なお、送風機から供給される空気の流れ方向がＸ方向に対して傾いている場合、伝熱管３０の配列方向もＺ方向に対して傾くこととなる。換言すると、送風機から供給される空気の流れ方向がＸ方向に対して傾いている場合、風上側熱交換器１０１は、送風機から供給される空気の流れ方向の傾きに応じて、図２の状態から傾くこととなる。
　ここで、上下方向に隣接する貫通孔１５のうち、上方に配置されている貫通孔１５が、本発明の第１貫通孔に相当する。上下方向に隣接する貫通孔１５のうち、下方に配置されている貫通孔１５が、本発明の第２貫通孔に相当する。本発明の第１貫通孔に挿入されている伝熱管３０が、本発明の第１伝熱管に相当する。また、本発明の第２貫通孔に挿入されている伝熱管３０が、本発明の第２伝熱管に相当する。
　複数の伝熱管３０は、例えばアルミニウム製又はアルミニウム合金製である。複数の伝熱管３０は、上述のように、フィン１０の貫通孔１５に挿入されている。すなわち、複数の伝熱管３０は、複数のフィン１０を、これらフィン１０の並設方向（Ｙ方向）に貫通するものである。これら複数の伝熱管３０は、フィン１０と平行な断面が例えば略長丸形状となっている扁平管である。換言すると、伝熱管３０の断面は、短軸方向よりも長軸方向を大きくした形状となっている。また、本実施の形態１では、複数の伝熱管３０は、断面の長軸が水平方向（Ｘ方向）に沿うように配置されている。換言すると、複数の伝熱管３０は、断面の長軸が送風機から供給される空気の流れ方向に沿うように配置されている。なお、複数の伝熱管３０の断面は、略長丸形状に限定されるものではなく、略楕円形状、略くさび形状等、種々の形状とすることができる。また、以下の説明では、伝熱管３０の断面の長軸方向を、伝熱管３０の幅方向と称する場合がある。
　複数の伝熱管３０の内部は、冷媒が流れる流路となる。本実施の形態１では、伝熱管３０の内部を、複数の隔壁３３で仕切っている。これにより、複数の伝熱管３０の内部に、冷媒が流れる複数の流路３４が形成されていることとなる。伝熱管３０と冷媒との接触面積が増加し、熱交換器１００の熱交換効率を向上させることができる。なお、隔壁３３の表面、及び、伝熱管３０の内壁面に、溝又はスリットを形成してもよい。これにより、伝熱管３０と冷媒との接触面積がさらに増加し、熱交換器１００の熱交換効率をさらに向上させることができる。
　ここで、伝熱管として扁平管を用いた従来の熱交換器には、フィンの横方向の一方の端部に開口する切り欠きを該フィンに形成し、当該切り欠きに伝熱管を挿入する構成のものがある。一方、本実施の形態１に係る熱交換器１００は、フィン１０に形成された貫通孔１５に、伝熱管３０が挿入されている。換言すると、伝熱管３０は、フィン１０の第１端部１０ａ及び第２端部１０ｂに開口していない貫通孔１５に挿入されている。このため、本実施の形態１に係る熱交換器１００のフィン１０には、第１端部１０ａ及び第２端部１０ｂ近傍に、伝熱管をフィンに取り付けるための切り欠きが形成されていない排水領域を形成することができる。
　詳しくは、伝熱管３０におけるフィン１０の第１端部１０ａ側の端部を、端部３１と称することとする。伝熱管３０におけるフィン１０の第２端部１０ｂ側の端部を、端部３２と称することとする。また、各伝熱管３０の端部３１を通る仮想直線を、第１仮想直線４１と定義する。各伝熱管３０の端部３２を通る仮想直線を、第２仮想直線４２と定義する。このように定義した場合、フィン１０の表面には、第１端部１０ａと第１仮想直線４１との間に、第１排水領域１１が形成されている。また、フィン１０の表面には、第２端部１０ｂと第２仮想直線４２との間に、第２排水領域１２が形成されている。
　上述のように、第１排水領域１１及び第２排水領域１２には、伝熱管をフィンに取り付けるための切り欠きが形成されていない。このため、第１排水領域１１及び第２排水領域１２に付着した水は、重力の作用によってこれらの領域を滑り落ちる際、表面張力によって切り欠きに引っ張られることがない。したがって、第１排水領域１１及び第２排水領域１２に付着した水は、速やかにフィン１０の下端から熱交換器１００の外部へ排出されることとなる。
　さらに、本実施の形態１に係るフィンの表面には、フィン１０の表面及び伝熱管３０の表面に付着した水を第１排水領域１１及び第２排水領域へ導くため、例えば複数の第１溝２１と、例えば複数の第２溝２２とが形成されている。詳しくは、前記フィンの表面において、上下方向に隣接する伝熱管３０と、第１仮想直線４１と、第２仮想直線４２で囲まれた領域を、導水領域１３と定義する。第１溝２１及び第２溝２２は、導水領域１３に形成されている。
　さらに詳しくは、第１溝２１は、導水領域１３において、第２溝２２よりも第１排水領域１１側に形成されている。この第１溝２１は、第１排水領域１１に向かって下降するように傾斜している。なお、第１溝２１は、導水領域１３内に収まるように形成されている必要はなく、下端部が第１排水領域１１に配置されていてもよい。第１溝２１によって、第１排水領域１１へ水をより導きやすくなる。また、本実施の形態１では、フィン１０の表面において第１溝２１は、送風機から供給される空気の流れ方向であるＸ方向に対して第１傾斜角度２１ａだけ傾いている。すなわち、第１溝２１は、伝熱管３０の配列方向と直交する線に対して第１傾斜角度２１ａだけ傾いている。なお、第１傾斜角度２１ａは、フィン１０の表面において、伝熱管３０の配列方向に対して直交する線と第１溝２１とがなす角度のうち、鋭角となる方の角度である。
　また、第２溝２２は、導水領域１３において、第１溝２１よりも第２排水領域１２側に形成されている。この第２溝２２は、第２排水領域１２に向かって下降するように傾斜している。なお、第２溝２２は、導水領域１３内に収まるように形成されている必要はなく、下端部が第２排水領域１２に配置されていてもよい。第２溝２２によって、第２排水領域１２へ水をより導きやすくなる。また、本実施の形態１では、フィン１０の表面において第２溝２２は、送風機から供給される空気の流れ方向であるＸ方向に対して第２傾斜角度２２ａだけ傾いている。すなわち、第２溝２２は、伝熱管３０の配列方向と直交する線に対して第２傾斜角度２２ａだけ傾いている。なお、第２傾斜角度２２ａは、フィン１０の表面において、伝熱管３０の配列方向に対して直交する線と第２溝２２とがなす角度のうち、鋭角となる方の角度である。本実施の形態１では、第２傾斜角度２２ａは、第１傾斜角度２１ａと略同じ角度となっている。
　このような第１溝２１及び第２溝２２は、例えばプレス等によって凸部及び凹部のうちの一方をフィン１０の表面に形成することにより、形成することができる。
　例えば、図４に示すように、フィン１０の表面１０ｃ側に、稜線が第１排水領域１１に向かって下降する凸部２３を複数形成する。これにより、隣接する凸部２３の間には、周囲よりも凹んだ溝が形成される。この溝を第１溝２１とすることができる。一方、表面１０ｃの反対側の面であるフィン１０の表面１０ｄに着目すると、表面１０ｃ側に形成された凸部２３は、表面１０ｄ側からみると、底部が第１排水領域１１に向かって下降するように延びる凹部２４となる。この凹部２４を第１溝２１とすることができる。
　同様に、例えば図４に示すように、フィン１０の表面１０ｃ側に、稜線が第２排水領域１２に向かって下降する凸部２５を複数形成する。これにより、隣接する凸部２５の間には、周囲よりも凹んだ溝が形成される。この溝を第２溝２２とすることができる。一方、表面１０ｃの反対側の面であるフィン１０の表面１０ｄに着目すると、表面１０ｃ側に形成された凸部２５は、表面１０ｄ側からみると、底部が第２排水領域１２に向かって下降するように延びる凹部２６となる。この凹部２６を第２溝２２とすることができる。
　続いて、このように構成された熱交換器１００の排水過程について説明する。
　熱交換器１００を蒸発器として用いた場合、送風機から供給された空気が熱交換器１００で冷却され、空気中の水分が熱交換器１００に結露する。すなわち、フィン１０及び伝熱管３０の表面に、水が付着する。この際、フィン１０及び伝熱管３０の表面に付着した水は、以下のように熱交換器１００から排出される。また、送風機から供給される空気が低温の場合には、フィン１０及び伝熱管３０の表面に付着した水は、凍結して霜となる。このような場合、フィン１０及び伝熱管３０に付着した霜を溶かす除霜運転が行われる。そして、霜の融解によって発生した水も、以下のように熱交換器１００から排出される。
　フィン１０の表面のうち、第１排水領域１１及び第２排水領域１２に付着している水は、重力の作用によってこれらの領域を滑り落ちる。上述のように、第１排水領域１１及び第２排水領域１２には、伝熱管をフィンに取り付けるための切り欠きが形成されていない。このため、第１排水領域１１及び第２排水領域１２に付着した水は、速やかにフィン１０の下端から熱交換器１００の外部へ排出されることとなる。一方、フィン１０の表面のうち、導水領域１３に付着した水は、第１溝２１又は第２溝２２を伝って、下方へ滑り落ちる。
　詳しくは、第１溝２１を伝って下方へ滑り落ちる水は、第１排水領域１１の方へ導かれる。このため、第１溝２１を伝って下方へ滑り落ちる水の一部は、第１排水領域１１へ流れ出し、速やかにフィン１０の下端から熱交換器１００の外部へ排出されることとなる。また、第１溝２１を伝って下方へ滑り落ちる水の残りの一部は、端部３１近傍となる伝熱管３０の上面３５に到達する。すなわち、第１溝２１を伝って下方へ滑り落ちる水の残りの一部は、伝熱管３０の上面３５のうち、第１排水領域１１近傍となる位置へ到達する。
　同様に、第２溝２２を伝って下方へ滑り落ちる水は、第２排水領域１２の方へ導かれる。このため、第２溝２２を伝って下方へ滑り落ちる水の一部は、第２排水領域１２へ流れ出し、速やかにフィン１０の下端から熱交換器１００の外部へ排出されることとなる。また、第２溝２２を伝って下方へ滑り落ちる水の残りの一部は、端部３２近傍となる伝熱管３０の上面３５に到達する。すなわち、第２溝２２を伝って下方へ滑り落ちる水の残りの一部は、伝熱管３０の上面３５のうち、第２排水領域１２近傍となる位置へ到達する。
　すなわち、本実施の形態１に係る熱交換器１００においては、伝熱管３０の上面３５には、端部３１近傍及び端部３２近傍に水が滞留することとなる。
　伝熱管３０の上面３５における端部３１近傍に滞留した水は、第１溝２１を伝って滑り落ちてきた水と合流し、成長していく。そして、伝熱管３０の上面３５における端部３１近傍に滞留した水は、一定以上の大きさになると、第１溝２１から第１排水領域１１へ流れ出す水に導かれ、端部３１に流れていく。そして、端部３１に流れた水の一部は、第１排水領域１１へ流れ出し、速やかにフィン１０の下端から熱交換器１００の外部へ排出されることとなる。また、端部３１に流れた水の残りの一部は、端部３１を伝って伝熱管３０の下面３６に回り込む。
　伝熱管３０の上面３５における端部３２近傍に滞留した水は、第２溝２２を伝って滑り落ちてきた水と合流し、成長していく。そして、伝熱管３０の上面３５における端部３２近傍に滞留した水は、一定以上の大きさになると、第２溝２２から第２排水領域１２へ流れ出す水に導かれ、端部３２に流れていく。そして、端部３２に流れた水の一部は、第２排水領域１２へ流れ出し、速やかにフィン１０の下端から熱交換器１００の外部へ排出されることとなる。また、端部３２に流れた水の残りの一部は、端部３２を伝って伝熱管３０の下面３６に回り込む。
　伝熱管３０の下面３６に回り込んだ水は、表面張力、重力及び静止摩擦力等が釣り合った状態で、伝熱管３０の下面３６に滞留して成長する。そしてこの水は、成長に伴って下方に膨らんでいき、重力の影響が大きくなる。そして、水にかかる重力が、表面張力等の重力方向上方側に働く力に勝ると、水は、表面張力の影響を受けなくなり、伝熱管３０の下面３６から離脱して、下方の導水領域１３に落下する。導水領域１３に落下した水は、上述のように第１溝２１及び第２溝２２を伝って落下していき、上述の挙動を繰り返すことにより、最終的には、熱交換器１００の下方から排出される。
　すなわち、本実施の形態１に係る熱交換器１００は、伝熱管３０の上面３５における幅方向の中央部近傍に滞留する水を抑制しながら、熱交換器１００に付着した水を排出することができる。伝熱管３０の上面３５における幅方向の中央部近傍は、伝熱管３０の端部３１，３２から遠い位置であり、最も排水しづらい領域である。本実施の形態１に係る熱交換器１００は、最も排水しづらい当該領域に水が滞留することを抑制しながら排水できるので、排水性能を向上させることができる。
　ところで、フィンアンドチューブ型の熱交換器においては、フィン表面に凹凸部を形成することにより、フィン間を通る空気の流れを乱して温度境界層の発達を抑制し、フィンアンドチューブ型の熱交換器の伝熱性能を向上させるという効果が得られる。本実施の形態１に係る熱交換器１００においても、第１溝２１の第１傾斜角度２１ａ又は第２溝２２の第２傾斜角度２２ａが小さくなければ、熱交換器１００の伝熱性能を向上させることができる。換言すると、第１溝２１を形成する凸部２３及び凹部２４の傾斜角度が小さくならなければ、あるいは、第２溝２２を形成する凸部２５及び凹部２６の傾斜角度が小さくならなければ、熱交換器１００の伝熱性能を向上させることができる。
　例えば、本実施の形態１に係る熱交換器１００において、フィン１０の導水領域１３に第１溝２１のみを形成し、第２溝２２を形成しなかったと仮定する。この場合、熱交換器１００の排水性能を向上させるには、伝熱管３０の上面３５における幅方向の中央部近傍に水が滞留することを抑制するため、伝熱管３０の端部３２近傍から導水領域１３に落下した水を、第１溝２１によって第１排水領域１１近傍へ導く必要がある。このように、伝熱管３０の端部３２近傍から導水領域１３に落下した水を、第１溝２１によって第１排水領域１１近傍へ導くには、第１溝２１の第１傾斜角度２１ａを小さくする必要がある。伝熱管３０の端部３２の下部近傍に上端部が配置された第１溝２１の下端部は、該第１溝２１の下方に設けられた伝熱管３０の端部３１の上部近傍に配置される必要があるからである。これでは、第１溝２１を形成する凸部２３及び凹部２４の傾斜角度が小さくなってしまうため、フィン１０間を流れる空気を十分に乱すことができず、熱交換器１００の伝熱性能を向上させる効果が低減してしまう。
　また例えば、本実施の形態１に係る熱交換器１００において、フィン１０の導水領域１３に第２溝２２のみを形成し、第１溝２１を形成しなかったと仮定する。この場合、熱交換器１００の排水性能を向上させるには、伝熱管３０の上面３５における幅方向の中央部近傍に水が滞留することを抑制するため、伝熱管３０の端部３１近傍から導水領域１３に落下した水を、第２溝２２によって第２排水領域１２近傍へ導く必要がある。このように、伝熱管３０の端部３１近傍から導水領域１３に落下した水を、第２溝２２によって第２排水領域１２近傍へ導くには、第２溝２２の第２傾斜角度２２ａを小さくする必要がある。伝熱管３０の端部３１の下部近傍に上端部が配置された第２溝２２の下端部は、該第２溝２２の下方に設けられた伝熱管３０の端部３２の上部近傍に配置される必要があるからである。これでは、第２溝２２を形成する凸部２５及び凹部２６の傾斜角度が小さくなってしまうため、フィン１０間を流れる空気を十分に乱すことができず、熱交換器１００の伝熱性能を向上させる効果が低減してしまう。
　一方、本実施の形態１に係る熱交換器１００においては、伝熱管３０の端部３２近傍から導水領域１３に落下した水を、第２溝２２によって第２排水領域１２近傍へ導くことができる。また、伝熱管３０の端部３１近傍から導水領域１３に落下した水を、第１溝２１によって第１排水領域１１近傍へ導くことができる。このため、本実施の形態１に係る熱交換器１００は、導水領域１３に第１溝２１又は第２溝２２の一方のみを形成した場合と比べ、第１溝２１の第１傾斜角度２１ａ及び第２溝２２の第２傾斜角度２２ａを大きくすることができる。換言すると、本実施の形態１に係る熱交換器１００は、導水領域１３に第１溝２１又は第２溝２２の一方のみを形成した場合と比べ、第１溝２１を形成する凸部２３及び凹部２４の傾斜角度、及び、第２溝２２を形成する凸部２５及び凹部２６の傾斜角を大きくすることができる。したがって、熱交換器１００の伝熱性能を向上させることができる。
　最後に、熱交換器１００の伝熱性能を向上させるために好適な、第１溝２１の第１傾斜角度２１ａ及び第２溝２２の第２傾斜角度２２ａについて説明する。
　図６は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器における溝部の傾斜角度と伝熱特性との関係を示す図である。
　この図６の作成には、フィン１０の導水領域１３に第２溝２２のみが形成され、第１溝２１が形成されていない熱交換器１００を、実験試料として用いた。そして、第２溝２２の第２傾斜角度２２ａをθとし、該θの値を変更しながら、実験試料である熱交換器１００の伝熱特性（管外熱伝達率）を計測していった。なお、図６の作成において、第２溝２２の数、及び、第２溝２２を形成する凸部２５の高さは、変更していない。図６に示す曲線Ｂが、その計測結果である。なお、図６の縦軸に示す伝熱特性は、フィン１０の導水領域１３に第１溝２１及び第２溝２２の双方が形成されていない熱交換器１００の伝熱特性を、基準の１００％として示している。
　図６に示すように、第２溝２２の第２傾斜角度２２ａが小さくなるにつれて、実験試料である熱交換器１００の伝熱特性は低下する。また、第２溝２２の第２傾斜角度２２ａが３０度（３０［ｄｅｇ］）未満になると、実験試料である熱交換器１００の伝熱特性は線形的に低下する。このため、熱交換器１００の伝熱性能を向上させるには、第２溝２２の第２傾斜角度２２ａを３０度以上にすることが好ましい。換言すると、熱交換器１００の伝熱性能を向上させるには、伝熱管３０の配列方向に対して直交する線と第２溝２２を形成する凸部２５の稜線とがなす角度のうち、鋭角となる方の角度を３０度以上にすることが好ましい。さらに換言すると、熱交換器１００の伝熱性能を向上させるには、伝熱管３０の配列方向に対して直交する線と第２溝２２を形成する凹部２６の底部とがなす角度のうち、鋭角となる方の角度を３０度以上にすることが好ましい。
　なお、第１溝２１の第１傾斜角度２１ａと熱交換器１００の伝熱特性との関係も、図６と同様となる。すなわち、熱交換器１００の伝熱性能を向上させるには、第１溝２１の第１傾斜角度２１ａ及び第２溝２２の第２傾斜角度２２ａのうちの少なくとも一方を、３０度以上にすることが好ましい。
　以上、本実施の形態１に係る熱交換器１００は、第１貫通孔（貫通孔１５）、及び該第１貫通孔の下方に配置された第２貫通孔（貫通孔１５）が形成され、横方向に第１端部１０ａ及び第２端部１０ｂを有するフィン１０と、第１貫通孔に挿入され、フィン１０と平行な断面の形状が扁平形状である第１伝熱管（伝熱管３０）と、第２貫通孔に挿入され、フィン１０と平行な断面の形状が扁平形状である第２伝熱管（伝熱管３０）と、を備えている。また、本実施の形態１に係る熱交換器１００は、第１伝熱管における第１端部１０ａ側の端部３１と第２伝熱管における第１端部１０ａ側の端部３１とを通る仮想直線を第１仮想直線４１と定義し、第１伝熱管における第２端部１０ｂ側の端部３２と第２伝熱管における第２端部１０ｂ側の端部３２とを通る仮想直線を第２仮想直線４２と定義し、フィン１０の表面において第１端部１０ａと第１仮想直線４１との間となる領域を第１排水領域１１と定義し、フィン１０の表面において第２端部１０ｂと第２仮想直線４２との間となる領域を第２排水領域１２と定義し、フィン１０の表面において第１伝熱管、第２伝熱管、第１仮想直線４１及び第１仮想直線４１で囲まれた領域を導水領域１３と定義した場合、導水領域１３には、第１排水領域１１に向かって下降するように傾斜した第１溝２１と、該第１溝２１よりも第２排水領域１２側に配置され、第２排水領域１２に向かって下降するように傾斜した第２溝２２とが、形成されている。
　本実施の形態１に係る熱交換器１００においては、第１排水領域１１及び第２排水領域１２には、伝熱管をフィンに取り付けるための切り欠きが形成されていない。このため、第１排水領域１１及び第２排水領域１２に付着した水は、速やかにフィン１０の下端から熱交換器１００の外部へ排出されることとなる。また、本実施の形態１に係る熱交換器１００においては、第１溝２１及び第２溝２２により、伝熱管３０の上面３５における幅方向の中央部近傍に滞留する水を抑制するように、導水領域１３内の水を第１排水領域１１又は第２排水領域へ導くことができる。したがって、本実施の形態１に係る熱交換器１００は、排水性能を向上させることができる。
　また、本実施の形態１に係る熱交換器１００は、導水領域１３に第１溝２１又は第２溝２２の一方のみを形成した場合と比べ、第１溝２１の第１傾斜角度２１ａ及び第２溝２２の第２傾斜角度２２ａを大きくすることができる。換言すると、本実施の形態１に係る熱交換器１００は、導水領域１３に第１溝２１又は第２溝２２の一方のみを形成した場合と比べ、第１溝２１を形成する凸部２３及び凹部２４の傾斜角度、及び、第２溝２２を形成する凸部２５及び凹部２６の傾斜角を大きくすることができる。したがって、熱交換器１００の伝熱性能を向上させることができる。
　なお、本実施の形態１で示した第１溝２１及び第２溝２２の構成は、あくまでも一例である。例えば以下のように、第１溝２１及び第２溝２２を構成してもよい。
　図７は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器別の一例の要部を示す縦断面図である。この図７は、図２と同じ観察方向から、熱交換器１００の別の一例を示したものである。
　本実施の形態１では、１つの導水領域１３に複数の第１溝２１及び複数の第２溝２２が形成された構成を説明してきた。しかしながら、図７に示すように、１つの導水領域１３に、少なくとも１つの第１溝２１と、少なくとも１つの第２溝２２とが形成されていればよい。このように第１溝２１及び第２溝２２を構成しても、熱交換器１００の排水性を向上させることができ、熱交換器１００の伝熱性能を向上させることもできる。
　また、本実施の形態１では、フィン１０の表面１０ｃ及び表面１０ｄの両面に第１溝２１及び第２溝２２が形成された構成を説明してきた。しかしながら、表面１０ｃ及び表面１０ｄのうちの少なくとも一方に、第１溝２１及び第２溝２２が形成されていればよい。このように第１溝２１及び第２溝２２を構成しても、熱交換器１００の排水性を向上させることができ、熱交換器１００の伝熱性能を向上させることもできる。
　図８は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器別のさらに一例の要部を示す縦断面図である。この図８は、図２と同じ観察方向から、熱交換器１００のさらに別の一例を示したものである。
　本実施の形態１では、複数の第１溝２１と第２溝２２とを離して形成する構成について説明してきた。しかしながら、図８に示すように、凸部２３及び凸部２５を連続的に形成することにより、第１溝２１及び第２溝２２を連続的に形成してもよい。このように第１溝２１及び第２溝２２を構成しても、熱交換器１００の排水性を向上させることができ、熱交換器１００の伝熱性能を向上させることもできる。
　また、本実施の形態１では、フィン１０の第１端部１０ａ側から熱交換器１００に空気を供給する構成について説明してきた。これに限らず、フィン１０の第２端部１０ｂ側から熱交換器１００に空気を供給しても、フィン１０の第１端部１０ａ側から熱交換器１００に空気を供給した場合と同様に、熱交換器１００の排水性を向上させることができ、熱交換器１００の伝熱性能を向上させることもできる。
実施の形態２．
　実施の形態１では、第１溝２１の第１傾斜角度２１ａと第２溝２２の第２傾斜角度２２ａとを、略同じ角度とした。これに限らず、第１溝２１の第１傾斜角度２１ａと第２溝２２の第２傾斜角度２２ａとを異ならせてもよい。なお、本実施の形態２において、特に記述しない項目については実施の形態１と同様とし、同一の機能や構成については同一の符号を用いて述べることとする。
　図９は、本発明の実施の形態２に係る熱交換器の要部を示す縦断面図である。この図９は、図２と同じ観察方向から、本実施の形態２に係る熱交換器１００の要部を示したものである。
　本実施の形態２に係る熱交換器１００は、図９に白抜き矢印で示すように、フィン１０の第１端部１０ａ側から、送風機によって空気が供給される。このため、フィン１０及び伝熱管３０の表面に付着している水は、送風機から供給される空気により、該空気の流れ方向の風下側へ導かれる。すなわち、送風機から熱交換器１００へ空気が供給されている状態においては、フィン１０及び伝熱管３０の表面に付着している水は、第２排水領域１２から排出されやすい状態となっている。
　つまり、第１溝２１の第１傾斜角度２１ａと第２溝２２の第２傾斜角度２２ａとが略同じ角度となっている場合、送風機から熱交換器１００へ空気が供給されている状態においては、第２溝２２によって第２排水領域１２へ排水する能力は、第１溝２１によって第１排水領域１１へ排水する能力よりも高くなる。したがって、本実施の形態２に係る熱交換器１００は、第２溝２２の第２傾斜角度２２ａを、第１溝２１の第１傾斜角度２１ａよりも大きくしている。このように構成しても、第２溝２２によって第２排水領域１２へ排水する能力を、第１溝２１によって第１排水領域１１へ排水する能力と同程度とすることができる。
　以上、本実施の形態２のように熱交換器１００を構成しても、熱交換器１００の排水性能を向上させることができる。また、本実施の形態２に係る熱交換器１００は、第２溝２２の第２傾斜角度２２ａを大きくした分、熱交換器１００の伝熱性能をさらに向上させることもできる。
　なお、実施の形態１では、熱交換器１００の伝熱性能を向上させるには、第１溝２１の第１傾斜角度２１ａ及び第２溝２２の第２傾斜角度２２ａのうちの少なくとも一方を３０度以上にすることが好ましいことを示した。第２傾斜角度２２ａが第１傾斜角度２１ａよりも大きい本実施の形態２に係る熱交換器１００においては、第１傾斜角度２１ａ及び第２傾斜角度２２ａのうち、少なくとも第２傾斜角度２２ａが３０度以上になっていることが好ましい。
実施の形態３．
　実施の形態１及び実施の形態２では、断面の長軸が水平方向（Ｘ方向）に沿うように、伝熱管３０を設置した。しかしながら、伝熱管３０の設置姿勢は、実施の形態１及び実施の形態２で示した設置姿勢に限定されるものではない。例えば、実施の形態１及び実施の形態２で示した熱交換器１００の伝熱管３０の設置姿勢を、本実施の形態３のようにしてもよい。なお、本実施の形態３において、特に記述しない項目については実施の形態１又は実施の形態２と同様とし、同一の機能や構成については同一の符号を用いて述べることとする。
　図１０は、本発明の実施の形態３に係る熱交換器の要部を示す縦断面図である。この図１０は、図２と同じ観察方向から、本実施の形態３に係る熱交換器１００の要部を示したものである。換言すると、図１０は、フィン１０と平行な断面で切断した縦断面図となっている。
　本実施の形態３に係る熱交換器１００の伝熱管３０は、フィン１０と平行な断面において長軸３７が第１排水領域１１から第２排水領域１２に向かって傾斜するように、フィン１０の貫通孔１５に挿入されている。本実施の形態３では、伝熱管３０の断面の長軸３７は、送風機から供給される空気の流れ方向であるＸ方向に対して第３傾斜角度３７ａだけ傾いている。すなわち、伝熱管３０の断面の長軸３７は、伝熱管３０の配列方向と直交する線に対して第３傾斜角度３７ａだけ傾いている。なお、第３傾斜角度３７ａは、フィン１０と平行な断面において、伝熱管３０の配列方向に対して直交する線と長軸３７とがなす角度のうち、鋭角となる方の角度である。
　このようにフィン１０に対して伝熱管３０を設置することにより、伝熱管３０の表面に付着した水は、重力によって第２排水領域１２の方へ滑り落ちていく。このため、伝熱管３０の表面に付着した水の排出性を向上させることができる。
　なお、伝熱管３０から第２排水領域１２の方へ滑り落ちた水のうち、第２排水領域１２へ流れ出さなかった水は、第２溝２２へ流れていく。このため、第２溝２２に水が滞留することを抑制するため、第２溝２２が下方へ水を排出する能力は、伝熱管３０が下方へ水を排出する能力よりも高い方が好ましい。したがって、第２溝２２の第２傾斜角度２２ａは、伝熱管３０の第３傾斜角度３７ａよりも大きいことが好ましい。
　また、本実施の形態３のように伝熱管３０を設置する場合、図１０に白抜き矢印で示すように、フィン１０の第１端部１０ａ側から、送風機によって空気が供給されることが好ましい。伝熱管３０の表面に付着した水は、重力に加え、送風機から供給される空気によっても第２排水領域１２の方へ導かれる。このため、伝熱管３０の表面に付着した水の排出性を向上させることができる。
　以上、実施の形態１及び実施の形態２で示した熱交換器１００の伝熱管３０の設置姿勢を本実施の形態３のような設置姿勢にすることにより、実施の形態１及び実施の形態２で示した熱交換器１００の排水性能をさらに向上させることができる。
実施の形態４．
　本実施の形態４では、本発明に係る冷凍サイクル装置の一例について説明する。換言すると、本実施の形態４では、本発明に係る熱交換器を備えた冷凍サイクル装置の一例について説明する。詳しくは、本実施の形態４では、本発明に係る冷凍サイクル装置の一例として、本発明に係る冷凍サイクル装置を空気調和装置として用いた例について説明する。なお、本実施の形態４において、特に記述しない項目については実施の形態１～実施の形態３と同様とし、同一の機能や構成については同一の符号を用いて述べることとする。
　図１１は、本発明の実施の形態４に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路構成の一例を概略的に示す回路構成図である。図１１に基づいて、冷凍サイクル装置１について説明する。なお、図１１では、冷房運転時の冷媒の流れを破線矢印で示し、暖房運転時の冷媒の流れを実線矢印で示している。
　図１１に示すように、冷凍サイクル装置１は、圧縮機２、流路切替装置６、第１熱交換器３、絞り装置４、第２熱交換器５、室内送風機７、及び、室外送風機８を備えている。そして、圧縮機２、第１熱交換器３、絞り装置４及び第２熱交換器５が冷媒配管によって接続され、冷媒回路が形成されている。室内送風機７は、第１熱交換器３の近傍に設置され、第１熱交換器３に室内空気（空調対象空間の空気）を供給するものである。室内送風機７は、羽根車７ａと、該羽根車７ａを回転させるモータ７ｂとを備えている。室外送風機８は、第２熱交換器５の近傍に設置され、第２熱交換器５に室外空気を供給するものである。室外送風機８は、羽根車８ａと、該羽根車８ａを回転させるモータ８ｂとを備えている。
　圧縮機２は、冷媒を圧縮するものである。圧縮機２で圧縮された冷媒は、吐出されて第１熱交換器３へ送られる。圧縮機２は、例えば、ロータリ圧縮機、スクロール圧縮機、スクリュー圧縮機、往復圧縮機等で構成することができる。
　室内熱交換器である第１熱交換器３は、暖房運転時には凝縮器として機能し、冷房運転時には蒸発器として機能するものである。つまり、凝縮器として機能する場合、第１熱交換器３は、圧縮機２から吐出された高温高圧の冷媒と室内送風機７により供給される室内空気とが熱交換し、高温高圧のガス冷媒が凝縮する。一方、蒸発器として機能する場合、第１熱交換器３は、絞り装置４から流出された低温低圧の冷媒と室内送風機７により供給される室内空気とが熱交換し、低温低圧の液冷媒又は二相冷媒が蒸発する。
　絞り装置４は、第１熱交換器３又は第２熱交換器５から流出した冷媒を膨張させて減圧するものである。絞り装置４は、例えば冷媒の流量を調整可能な電動膨張弁等で構成するとよい。なお、絞り装置４としては、電動膨張弁だけでなく、受圧部にダイアフラムを採用した機械式膨張弁、又は、キャピラリーチューブ等を適用することも可能である。
　室外熱交換器である第２熱交換器５は、暖房運転時には蒸発器として機能し、冷房運転時には凝縮器として機能するものである。つまり、蒸発器として機能する場合、第２熱交換器５は、絞り装置４から流出された低温低圧の冷媒と室外送風機８により供給される室外空気とが熱交換し、低温低圧の液冷媒又は二相冷媒が蒸発する。一方、凝縮器として機能する場合、第２熱交換器５は、圧縮機２から吐出された高温高圧の冷媒と室外送風機８により供給される室外空気とが熱交換し、高温高圧のガス冷媒が凝縮する。
　流路切替装置６は、暖房運転と冷房運転とにおいて冷媒の流れを切り替えるものである。つまり、流路切替装置６は、暖房運転時には圧縮機２と第１熱交換器３とを接続するように切り替えられ、冷房運転時には圧縮機２と第２熱交換器５とを接続するように切り替えられる。なお、流路切替装置６は、例えば四方弁で構成するとよい。ただし、二方弁又は三方弁の組み合わせを流路切替装置６として採用してもよい。また、冷凍サイクル装置１が冷房運転又は暖房運転の一方のみを行うものである場合、流路切替装置６は必要ない。
　ここで、上述のように、冷凍サイクル装置１では、暖房運転時、第２熱交換器５が蒸発器として機能する。また、冷房運転時、第１熱交換器３が蒸発器として機能する。そこで、本実施の形態４では、第２熱交換器５及び第１熱交換器３として、排水性能に優れ、伝熱性能にも優れた、実施の形態１～実施の形態３のいずれかに記載の熱交換器１００を用いている。すなわち、冷凍サイクル装置１は、蒸発器となる熱交換器に、実施の形態１～実施の形態３のいずれかに記載の熱交換器１００を用いている。なお、第１熱交換器３又は第２熱交換器５一方のみに、実施の形態１～実施の形態３のいずれかに記載の熱交換器１００を用いてもよい。
　次に、冷凍サイクル装置１の動作について、冷媒の流れとともに説明する。
　まず、冷凍サイクル装置１が実行する冷房運転について説明する。なお、冷房運転時の冷媒の流れは、図１１の破線矢印で示している。
　図１１に示すように、圧縮機２を駆動させることによって、圧縮機２から高温高圧のガス状態の冷媒が吐出する。以下、破線矢印にしたがって冷媒が流れる。圧縮機２から吐出した高温高圧のガス冷媒（単相）は、流路切替装置６を介して凝縮器として機能する第２熱交換器５に流れ込む。第２熱交換器５では、流れ込んだ高温高圧のガス冷媒と、室外送風機８によって供給される室外空気との間で熱交換が行われて、高温高圧のガス冷媒は、凝縮して高圧の液冷媒（単相）になる。
　第２熱交換器５から送り出された高圧の液冷媒は、絞り装置４によって、低圧のガス冷媒と液冷媒との二相状態の冷媒になる。二相状態の冷媒は、蒸発器として機能する第１熱交換器３に流れ込む。第１熱交換器３では、流れ込んだ二相状態の冷媒と、室内送風機７によって供給される室内空気との間で熱交換が行われて、二相状態の冷媒のうち液冷媒が蒸発して低圧のガス冷媒（単相）になる。第１熱交換器３から送り出された低圧のガス冷媒は、流路切替装置６を介して圧縮機２に流れ込み、圧縮されて高温高圧のガス冷媒となって、再び圧縮機２から吐出する。以下、このサイクルが繰り返される。
　ここで、蒸発器として機能する第１熱交換器３においては、室内送風機７から供給された室内空気が第１熱交換器３で冷却され、室内空気中の水分が第１熱交換器３に結露する。このため、第１熱交換器３の排水性が悪いと、室内空気と第１熱交換器３との熱交換が水の膜によって阻害され、第１熱交換器３の伝熱性能が低下してしまう。また、第１熱交換器３の排水性が悪いと、第１熱交換器３に付着した水によって、第１熱交換器３を通る室内空気の通風抵抗が増加してしまう。このため、冷凍サイクル装置１の冷房性能が悪化してしまう。
　しかしながら、本実施の形態４に係る冷凍サイクル装置１は、第１熱交換器３として、実施の形態１～実施の形態３のいずれかに記載の熱交換器１００を用いている。このため、本実施の形態４に係る第１熱交換器３は、排水性能が優れているため、室内空気と第１熱交換器３との熱交換が水の膜によって阻害されることを抑制できる。また、本実施の形態４に係る第１熱交換器３は、第１熱交換器３に付着した水によって第１熱交換器３を通る室内空気の通風抵抗が増加してしまうことも抑制できる。また、上述のように、実施の形態１～実施の形態３のいずれかに記載の熱交換器１００は、第１溝２１及び第２溝２２によって伝熱性能も向上している。したがって、本実施の形態４に係る冷凍サイクル装置１は、冷房性能が向上する。
　次に、冷凍サイクル装置１が実行する暖房運転について説明する。なお、暖房運転時の冷媒の流れは、図１１の実線矢印で示している。
　図１１に示すように、圧縮機２を駆動させることによって、圧縮機２から高温高圧のガス状態の冷媒が吐出する。以下、実線矢印にしたがって冷媒が流れる。圧縮機２から吐出した高温高圧のガス冷媒（単相）は、流路切替装置６を介して凝縮器として機能する第１熱交換器３に流れ込む。第１熱交換器３では、流れ込んだ高温高圧のガス冷媒と、室内送風機７によって供給される室内空気との間で熱交換が行われて、高温高圧のガス冷媒は、凝縮して高圧の液冷媒（単相）になる。
　第１熱交換器３から送り出された高圧の液冷媒は、絞り装置４によって、低圧のガス冷媒と液冷媒との二相状態の冷媒になる。二相状態の冷媒は、蒸発器として機能する第２熱交換器５に流れ込む。第２熱交換器５では、流れ込んだ二相状態の冷媒と、室外送風機８によって供給される室外空気との間で熱交換が行われて、二相状態の冷媒のうち液冷媒が蒸発して低圧のガス冷媒（単相）になる。第２熱交換器５から送り出された低圧のガス冷媒は、流路切替装置６を介して圧縮機２に流れ込み、圧縮されて高温高圧のガス冷媒となって、再び圧縮機２から吐出する。以下、このサイクルが繰り返される。
　ここで、蒸発器として機能する第２熱交換器５においては、室外送風機８から供給された室外空気が第２熱交換器５で冷却され、室外空気中の水分が第２熱交換器５に結露する。このため、第２熱交換器５の排水性が悪いと、室外空気と第２熱交換器５との熱交換が水の膜によって阻害され、第２熱交換器５の伝熱性能が低下してしまう。また、第２熱交換器５の排水性が悪いと、第２熱交換器５に付着した水によって、第２熱交換器５を通る室外空気の通風抵抗が増加してしまう。このため、冷凍サイクル装置１の暖房性能が悪化してしまう。
　しかしながら、本実施の形態４に係る冷凍サイクル装置１は、第２熱交換器５として、実施の形態１～実施の形態３のいずれかに記載の熱交換器１００を用いている。このため、本実施の形態４に係る第２熱交換器５は、排水性能が優れているため、室外空気と第２熱交換器５との熱交換が水の膜によって阻害されることを抑制できる。また、本実施の形態４に係る第１熱交換器３は、第２熱交換器５に付着した水によって第２熱交換器５を通る室外空気の通風抵抗が増加してしまうことも抑制できる。また、上述のように、実施の形態１～実施の形態３のいずれかに記載の熱交換器１００は、第１溝２１及び第２溝２２によって伝熱性能も向上している。したがって、本実施の形態４に係る冷凍サイクル装置１は、暖房性能が向上する。
　また、低外気温環境下で冷凍サイクル装置１が暖房運転を行う場合、第２熱交換器５は、低温の室外空気と熱交換するため、第２熱交換器５に付着した水が凍結し、霜となることがある。そこで、本実施の形態４に係る冷凍サイクル装置１は、第２熱交換器５に着霜する条件下で暖房運転を行う場合、暖房運転の途中で、第２熱交換器５に付着した霜を除去するための「除霜運転」を行う。例えば、冷凍サイクル装置１は、室外空気温度が一定温度（例えば、０℃）以下となったときに、除霜運転を行う。
　「除霜運転」とは、蒸発器として機能する第２熱交換器５に霜が付着するのを防ぐために、あるいは、第２熱交換器５に付着した霜を融解させるために、圧縮機２から第２熱交換器５にホットガス（高温高圧のガス冷媒）を供給する運転のことである。なお、除霜運転を、暖房運転の継続時間が所定値（例えば、３０分）に達した場合に実行するようにしてもよい。また、除霜運転を、第２熱交換器５が一定温度（例えば、マイナス６℃）以下の場合に、暖房運転を行う前に実行するようにしてもよい。第２熱交換器５に付着した霜は、除霜運転時に第２熱交換器５に供給されるホットガスによって融解される。
　ここで、除霜運転は、第２熱交換器５に付着した霜が融解し、霜の融解によって発生した水が第２熱交換器５から排出されるまで行われる。このため、第２熱交換器５の排水性能が悪いと、除霜時間が長くなり、快適性の低下、及び、暖房運転と除霜運転とを繰り返すことによる一定時間における平均暖房能力の低下を招くこととなる。
　しかしながら、上述のように、本実施の形態４に係る冷凍サイクル装置１は、第２熱交換器５として、実施の形態１～実施の形態３のいずれかに記載の熱交換器１００を用いている。このため、本実施の形態４に係る第２熱交換器５は、排水性能が優れているため、短時間で除霜運転を終了できる。したがって、本実施の形態４に係る冷凍サイクル装置１は、快適性の低下を防止でき、平均暖房能力の低下も防止できる。
　なお、冷凍サイクル装置１に使用する冷媒を特に限定するものではなく、Ｒ４１０Ａ、Ｒ３２、ＨＦＯ１２３４ｙｆ等の冷媒を使用しても効果を発揮することができる。
　また、作動流体としては空気及び冷媒の例を示したが、これに限定するものではなく、他の気体、液体、気液混合流体を用いても、同様の効果を発揮する。つまり、冷凍サイクル装置１の用途に応じて、作動流体は変化するものであり、どの場合であっても効果を奏することになる。
　また、冷凍サイクル装置１については、鉱油系、アルキルベンゼン油系、エステル油系、エーテル油系及びフッ素油系等、冷媒に油が溶けるか溶けないかにかかわらず、どんな冷凍機油も用いることができ、熱交換器１００としての効果を発揮することができる。
　さらに、冷凍サイクル装置１のその他の例としては、給湯器、冷凍機及び空調給湯複合機等があり、いずれの場合も製造が容易で、熱交換性能を向上し、エネルギ効率を向上させることができる。
　以上のように、本実施の形態４に係る冷凍サイクル装置１によれば、圧縮機２、第１熱交換器３、絞り装置４、及び第２熱交換器５により冷媒回路が形成され、第１熱交換器３及び第２熱交換器５のうち、凝縮器として機能する熱交換器に実施の形態１～実施の形態３に係る熱交換器１００を適用しているので、排水性の向上及び伝熱性能の確保が両立することになる。
　１　冷凍サイクル装置、２　圧縮機、３　第１熱交換器、４　絞り装置、５　第２熱交換器、６　流路切替装置、７　室内送風機、７ａ　羽根車、７ｂ　モータ、８　室外送風機、８ａ　羽根車、８ｂ　モータ、１０　フィン、１０ａ　第１端部、１０ｂ　第２端部、１０ｃ　表面、１０ｄ　表面、１１　第１排水領域、１２　第２排水領域、１３　導水領域、１５　貫通孔、２１　第１溝、２１ａ　第１傾斜角度、２２　第２溝、２２ａ　第２傾斜角度、２３　凸部、２４　凹部、２５　凸部、２６　凹部、３０　伝熱管、３１　端部、３２　端部、３３　隔壁、３４　流路、３５　上面、３６　下面、３７　長軸、３７ａ　第３傾斜角度、４１　第１仮想直線、４２　第２仮想直線、１００　熱交換器、１０１　風上側熱交換器、１０２　風下側熱交換器、１０３　風上側ヘッダ集合管、１０４　風下側ヘッダ集合管、１０５　列間接続部材。

Claims (8)

  1. 　第１貫通孔、及び該第１貫通孔の下方に配置された第２貫通孔が形成され、横方向に第１端部及び第２端部を有するフィンと、
    　前記第１貫通孔に挿入され、前記フィンと平行な断面の形状が扁平形状である第１伝熱管と、
    　前記第２貫通孔に挿入され、前記フィンと平行な断面の形状が扁平形状である第２伝熱管と、
    　を備え、
    　前記第１伝熱管における前記第１端部側の端部と前記第２伝熱管における前記第１端部側の端部とを通る仮想直線を第１仮想直線と定義し、
    　前記第１伝熱管における前記第２端部側の端部と前記第２伝熱管における前記第２端部側の端部とを通る仮想直線を第２仮想直線と定義し、
    　前記フィンの表面において前記第１端部と前記第１仮想直線との間となる領域を第１排水領域と定義し、
    　前記フィンの表面において前記第２端部と前記第２仮想直線との間となる領域を第２排水領域と定義し、
    　前記フィンの表面において前記第１伝熱管、前記第２伝熱管、前記第１仮想直線及び前記第２仮想直線で囲まれた領域を導水領域と定義した場合、
    　前記導水領域には、前記第１排水領域に向かって下降するように傾斜した第１溝と、該第１溝よりも前記第２排水領域側に配置され、前記第２排水領域に向かって下降するように傾斜した第２溝とが、形成されている熱交換器。
  2. 　前記フィンの表面において、前記第１伝熱管及び前記第２伝熱管の配列方向に対して直行する線と前記第１溝とがなす角度のうち、鋭角となる方の角度を第１傾斜角度と定義し、
    　前記フィンの表面において、前記第１伝熱管及び前記第２伝熱管の配列方向に対して直行する線と前記第２溝とがなす角度のうち、鋭角となる方の角度を第２傾斜角度と定義した場合、
    　前記第１傾斜角度及び前記第２傾斜角度のうちの少なくとも一方が、３０度以上となっている請求項１に記載の熱交換器。
  3. 　前記フィンの表面において、前記第１伝熱管及び前記第２伝熱管の配列方向に対して直行する線と前記第１溝とがなす角度のうち、鋭角となる方の角度を第１傾斜角度と定義し、
    　前記フィンの表面において、前記第１伝熱管及び前記第２伝熱管の配列方向に対して直行する線と前記第２溝とがなす角度のうち、鋭角となる方の角度を第２傾斜角度と定義した場合、
    　当該熱交換器は、前記第１端部側から空気が供給される構成であり、
    　前記第２傾斜角度が前記第１傾斜角度よりも大きくなっている請求項１に記載の熱交換器。
  4. 　前記第１傾斜角度及び前記第２傾斜角度のうち、少なくとも前記第２傾斜角度が３０度以上となっている請求項３に記載の熱交換器。
  5. 　前記第１伝熱管は、前記フィンと平行な断面において長軸が前記第１排水領域から前記第２排水領域に向かって傾斜するように、前記第１貫通孔に挿入されており、
    　前記第２伝熱管は、前記フィンと平行な断面において長軸が前記第１排水領域から前記第２排水領域に向かって傾斜するように、前記第２貫通孔に挿入されている請求項１～請求項４のいずれか一項に記載の熱交換器。
  6. 　前記フィンの表面において、前記第１伝熱管及び前記第２伝熱管の配列方向に対して直行する線と前記第２溝とがなす角度のうち、鋭角となる方の角度を第２傾斜角度と定義し
    　前記フィンと平行な断面において、前記第１伝熱管及び前記第２伝熱管の配列方向に対して直行する線と前記第１伝熱管の長軸とがなす角度のうち、鋭角となる方の角度を第３傾斜角度と定義した場合、
    　前記第２傾斜角度が前記第３傾斜角度よりも大きくなっている請求項５に記載の熱交換器。
  7. 　圧縮機、凝縮器、絞り装置及び蒸発器を冷媒配管によって接続した冷媒回路を有し、
    　請求項１～請求項６のいずれか一項に記載の熱交換器を前記蒸発器として用いている冷凍サイクル装置。
  8. 　前記第１端部側から前記熱交換器に空気を供給する送風機を備えた請求項７に記載の冷凍サイクル装置。
PCT/JP2017/017900 2017-05-11 2017-05-11 熱交換器及び冷凍サイクル装置 WO2018207321A1 (ja)

Priority Applications (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US16/484,245 US11112150B2 (en) 2017-05-11 2017-05-11 Heat exchanger and refrigeration cycle device
CN201780090428.1A CN110603419A (zh) 2017-05-11 2017-05-11 热交换器及制冷循环装置
JP2019516826A JP6692495B2 (ja) 2017-05-11 2017-05-11 熱交換器及び冷凍サイクル装置
PCT/JP2017/017900 WO2018207321A1 (ja) 2017-05-11 2017-05-11 熱交換器及び冷凍サイクル装置

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2017/017900 WO2018207321A1 (ja) 2017-05-11 2017-05-11 熱交換器及び冷凍サイクル装置

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2018207321A1 true WO2018207321A1 (ja) 2018-11-15

Family

ID=64105309

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2017/017900 WO2018207321A1 (ja) 2017-05-11 2017-05-11 熱交換器及び冷凍サイクル装置

Country Status (4)

Country Link
US (1) US11112150B2 (ja)
JP (1) JP6692495B2 (ja)
CN (1) CN110603419A (ja)
WO (1) WO2018207321A1 (ja)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2020196593A1 (ja) * 2019-03-26 2020-10-01 株式会社富士通ゼネラル 熱交換器、及び熱交換器を備える空気調和機
US12007179B2 (en) 2019-03-26 2024-06-11 Fujitsu General Limited Heat exchanger and air conditioner including heat exchanger

Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN112728963B (zh) * 2020-12-31 2024-04-26 南宁市安和机械设备有限公司 一种采用错位打点管制成的水散热器
CN116399154B (zh) * 2023-06-02 2023-09-29 广东美的暖通设备有限公司 翅片、换热组件、微通道换热器及暖通设备

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0545474U (ja) * 1991-10-25 1993-06-18 昭和アルミニウム株式会社 熱交換器
JPH08247676A (ja) * 1995-03-10 1996-09-27 Daikin Ind Ltd クロスフィンコイル型熱交換器
JPH1089876A (ja) * 1996-07-09 1998-04-10 Samsung Electron Co Ltd 空気調和機の熱交換器
JP2005201467A (ja) * 2004-01-13 2005-07-28 Matsushita Electric Ind Co Ltd 熱交換器
JP2010139166A (ja) * 2008-12-11 2010-06-24 Mitsubishi Electric Corp 空気調和機
JP2012163317A (ja) * 2011-01-21 2012-08-30 Daikin Industries Ltd 熱交換器及び空気調和機

Family Cites Families (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2005121318A (ja) * 2003-10-17 2005-05-12 Matsushita Electric Ind Co Ltd 熱交換器
CN100513977C (zh) * 2005-12-07 2009-07-15 松下电器产业株式会社 热交换器
JP5312413B2 (ja) 2010-08-09 2013-10-09 三菱電機株式会社 フィンチューブ熱交換器及びそれを用いた冷凍サイクル装置
AU2012208127B2 (en) * 2011-01-21 2015-05-21 Daikin Industries, Ltd. Heat exchanger and air conditioner
JP2013137151A (ja) * 2011-12-28 2013-07-11 Daikin Industries Ltd 空気調和機
JP5772748B2 (ja) * 2012-07-23 2015-09-02 株式会社デンソー 蒸発器
JP2014035122A (ja) 2012-08-08 2014-02-24 Toshiba Corp 熱交換器
JP6647319B2 (ja) * 2016-01-19 2020-02-14 三菱電機株式会社 熱交換器
US10775081B2 (en) * 2016-03-17 2020-09-15 Mitsubishi Electric Corporation Heat exchanger and air conditioner
JPWO2018003123A1 (ja) * 2016-07-01 2019-01-31 三菱電機株式会社 熱交換器及び冷凍サイクル装置
CN106370045B (zh) 2016-08-30 2019-07-23 杭州三花微通道换热器有限公司 翅片和具有该翅片的换热器
JP6716021B2 (ja) * 2017-04-04 2020-07-01 三菱電機株式会社 熱交換器及び冷凍サイクル装置

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0545474U (ja) * 1991-10-25 1993-06-18 昭和アルミニウム株式会社 熱交換器
JPH08247676A (ja) * 1995-03-10 1996-09-27 Daikin Ind Ltd クロスフィンコイル型熱交換器
JPH1089876A (ja) * 1996-07-09 1998-04-10 Samsung Electron Co Ltd 空気調和機の熱交換器
JP2005201467A (ja) * 2004-01-13 2005-07-28 Matsushita Electric Ind Co Ltd 熱交換器
JP2010139166A (ja) * 2008-12-11 2010-06-24 Mitsubishi Electric Corp 空気調和機
JP2012163317A (ja) * 2011-01-21 2012-08-30 Daikin Industries Ltd 熱交換器及び空気調和機

Cited By (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2020196593A1 (ja) * 2019-03-26 2020-10-01 株式会社富士通ゼネラル 熱交換器、及び熱交換器を備える空気調和機
CN113544455A (zh) * 2019-03-26 2021-10-22 富士通将军股份有限公司 换热器及具备换热器的空调机
JPWO2020196593A1 (ja) * 2019-03-26 2021-12-09 株式会社富士通ゼネラル 熱交換器、及び熱交換器を備える空気調和機
AU2020247413B2 (en) * 2019-03-26 2022-10-27 Fujitsu General Limited Heat exchanger and air conditioner comprising heat exchanger
CN113544455B (zh) * 2019-03-26 2023-05-02 富士通将军股份有限公司 换热器及具备换热器的空调机
JP7272422B2 (ja) 2019-03-26 2023-05-12 株式会社富士通ゼネラル 熱交換器、及び熱交換器を備える空気調和機
JP7468721B2 (ja) 2019-03-26 2024-04-16 株式会社富士通ゼネラル 熱交換器、及び熱交換器を備える空気調和機
US12007179B2 (en) 2019-03-26 2024-06-11 Fujitsu General Limited Heat exchanger and air conditioner including heat exchanger

Also Published As

Publication number Publication date
US11112150B2 (en) 2021-09-07
JPWO2018207321A1 (ja) 2019-11-07
US20200326111A1 (en) 2020-10-15
JP6692495B2 (ja) 2020-05-13
CN110603419A (zh) 2019-12-20

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN112204312B (zh) 空气调节装置的室外机及空气调节装置
US10712104B2 (en) Heat exchanger and refrigeration cycle apparatus
EP3156752B1 (en) Heat exchanger
KR20130110221A (ko) 열교환기 및 공기 조화기
JP5744219B2 (ja) 室外機
JP6790077B2 (ja) 熱交換器
WO2017221400A1 (ja) 冷凍サイクル装置およびそれに用いられる室外熱交換器
JP6701371B2 (ja) 熱交換器及び冷凍サイクル装置
WO2018207321A1 (ja) 熱交換器及び冷凍サイクル装置
CN114641663A (zh) 热交换器及制冷循环装置
JP2019190727A (ja) 熱交換器
WO2020012549A1 (ja) 熱交換器、熱交換装置、熱交換器ユニット及び冷凍サイクル装置
JPWO2017199393A1 (ja) 室外ユニットおよびそれを備えた冷凍サイクル装置
JP6925393B2 (ja) 空気調和装置の室外機及び空気調和装置
JP6198976B2 (ja) 熱交換器、及び冷凍サイクル装置
WO2020084786A1 (ja) 熱交換器及びそれを用いた冷凍サイクル装置
JPWO2020178977A1 (ja) 熱交換器、熱交換器ユニット、及び冷凍サイクル装置
JP7130116B2 (ja) 空気調和装置
JP2015031484A (ja) 熱交換器及びそれを備えた空気調和機
JP5664272B2 (ja) 熱交換器及び空気調和機
JP2015031483A (ja) 熱交換器及びそれを備えた空気調和機
JP6990795B1 (ja) 室内機及び室外機
JP6918258B1 (ja) 空気調和機及び熱交換器
WO2020012548A1 (ja) 熱交換器、熱交換器ユニット及び冷凍サイクル装置
JP2016148483A (ja) 冷凍装置

Legal Events

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

Ref document number: 17908836

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2019516826

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 17908836

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1