WO2019038844A1 - 蒸発器、冷凍サイクル装置およびユニットクーラ - Google Patents

蒸発器、冷凍サイクル装置およびユニットクーラ Download PDF

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WO2019038844A1
WO2019038844A1 PCT/JP2017/030080 JP2017030080W WO2019038844A1 WO 2019038844 A1 WO2019038844 A1 WO 2019038844A1 JP 2017030080 W JP2017030080 W JP 2017030080W WO 2019038844 A1 WO2019038844 A1 WO 2019038844A1
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heat transfer
evaporator
refrigerant
large number
transfer tubes
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Application number
PCT/JP2017/030080
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English (en)
French (fr)
Inventor
田中　学
久登 森田
Original Assignee
三菱電機株式会社
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B1/00—Compression machines, plants or systems with non-reversible cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B39/00—Evaporators; Condensers
    • F25B39/02—Evaporators

Definitions

  • the present invention relates to an evaporator, a refrigeration cycle apparatus, and a unit cooler of a refrigeration circuit using a non-azeotropic mixture refrigerant.
  • hydrofluorocarbon R410A or R404A has been mainly used as a refrigerant.
  • the refrigerant used in this manner is a mixed refrigerant composed of two or more types of refrigerants.
  • the mixed refrigerant was a pseudo-azeotropic mixed refrigerant in which the saturated liquid temperature and the saturated gas temperature are the same. Therefore, in the evaporator, in order to increase the heat exchange efficiency, a so-called countercurrent heat exchange method is adopted in which the flow of heat-exchanged air and the flow of the pseudo-azeotropic mixed refrigerant are in opposite directions (for example, , Patent Document 1).
  • non-azeotropic mixture refrigerant such as R448A as an alternative refrigerant to R410A.
  • R448A a non-azeotropic mixture refrigerant
  • the saturated refrigerant liquid temperature and the saturated refrigerant vapor temperature are different, and the saturated refrigerant liquid temperature is non-isothermal in which the temperature is lower than the saturated refrigerant vapor temperature.
  • the refrigerant is made to flow from the downwind side with respect to the air flow, and the arrangement pattern of many heat transfer tubes serving as countercurrent flowing out upwind It is conceivable to set.
  • the refrigerant temperature at the downwind-side evaporator inlet becomes lower, and the temperature at the upwind-side evaporator outlet side becomes higher. Therefore, in the evaporator, the amount of frost formed on the windward side decreases, and the amount of frost formed on the windward side increases.
  • An object of the present invention is to solve the above-mentioned problems, and it is an object of the present invention to provide an evaporator, a refrigeration cycle apparatus and a unit cooler which can suppress the number of times of defrosting and shorten the defrosting time.
  • the evaporator according to the present invention is an evaporator of a refrigerant circuit that uses a refrigerant that exchanges heat with air, the evaporator comprising a large number of fins arranged parallel to each other and a large number of fins.
  • a plurality of heat transfer tubes inserted into the plurality of heat transfer tubes, and the plurality of heat transfer tubes have an inlet heat transfer tube into which the refrigerant is fed on the most windward side of the air flow of the evaporator; And a rear heat transfer pipe connected to the inlet heat transfer pipe so that the refrigerant and the air flow in parallel on the downwind side of the air flow.
  • a refrigeration cycle apparatus includes the above-described evaporator.
  • a unit cooler comprises a fan and an evaporator of a refrigerant circuit using a refrigerant that exchanges heat with air blown by the fan, the evaporators being arranged with their plate surfaces parallel to one another. And a plurality of heat transfer tubes inserted into the plurality of fins, wherein the plurality of heat transfer tubes have an inlet through which the refrigerant is fed on the most upstream side of the air flow of the evaporator.
  • a heat transfer pipe, and a rear heat transfer pipe connected to the inlet heat transfer pipe so that the refrigerant and the air are in parallel flow on the downwind side of the flow of the air relative to the inlet heat transfer pipe.
  • the large number of heat transfer tubes are arranged such that the non-azeotropic mixed refrigerant distributed by the distributor is fed most upstream of the air flow of the evaporator.
  • a large number of back-to-back heat transfer tubes connected respectively to the inlet heat transfer tubes and the multiple inlet heat transfer tubes such that the non-azeotropic refrigerant and the air flow in parallel on the downstream side of the air flow And a heat pipe.
  • FIG. 1 is a schematic perspective view showing an evaporator 100 according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 2 is a schematic configuration view showing the evaporator 100 according to Embodiment 1 of the present invention as viewed from the side.
  • the evaporator 100 shown in FIG. 1 is provided in a refrigerant circuit that sequentially connects the compressor, the condenser, and the expansion valve and circulates the refrigerant through a refrigerant pipe.
  • a non-azeotropic refrigerant which exchanges heat with air which is the outside air by the evaporator 100 is used.
  • composition of non-azeotropic mixed refrigerant, R32, R125, R134a, R1234yf, a mixed refrigerant of CO 2 is 49 ⁇ 55 wt% composition of R32 is a 16 ⁇ 22 wt% the composition of R125, the composition of R134a Is 7 to 13 wt%, the composition of r1234yf is 6 to 12 wt%, the composition of CO 2 is 7 to 13 wt%, and the total is 100 wt%.
  • other non-azeotropic mixture refrigerants such as R448A, R449A, and R407F may be adopted.
  • the evaporator 100 includes a main body 1, a distributor 2, and a collecting pipe 3.
  • the distributor 2 uniformly distributes the non-azeotropic mixed refrigerant from the refrigerant pipe 5 of the refrigerant circuit to the evaporator 100 to a plurality of refrigerant flow paths through the pipe 4 and supplies the refrigerant uniformly.
  • the distributor 2 is disposed upstream of the flow of air relative to the evaporator 100.
  • the collecting pipe 3 collects the refrigerant flow paths from the evaporator 100 through the pipe 6 and sends the non-azeotropic mixed refrigerant to the refrigerant pipe of the refrigerant circuit.
  • the collecting pipe 3 is disposed on the downwind side of the flow of air with respect to the evaporator 100.
  • the main body 1 of the evaporator 100 has a large number of fins 11, a large number of heat transfer tubes 12, a first hairpin tube 13 and a second hairpin tube 14.
  • Each of the large number of fins 11 is a single rectangular plate member. As shown in FIG. 1, the large number of fins 11 are disposed in parallel with the plate surface facing laterally between the windward and leeward sides of the air flow.
  • the large number of heat transfer tubes 12 have a large number of inlet heat transfer tubes 12a, a large number of rear row heat transfer tubes 12b, and a large number of outlet heat transfer tubes 12c.
  • ⁇ Inlet heat transfer tube 12a> Each of the large number of inlet heat transfer tubes 12a is fed with the non-azeotropic mixed refrigerant distributed by the distributor 2 on the windward side of the air flow of the evaporator 100.
  • the large number of inlet heat transfer tubes 12 a are arranged in parallel in the vertical direction on the windward side of the air flow of the evaporator 100. In FIG. 2, a large number of inlet heat transfer tubes 12 a are illustrated in four stages.
  • the large number of inlet heat transfer tubes 12 a extend from the front side to the rear side of the drawing of FIG. 2 and are inserted into the large number of fins 11.
  • the large number of inlet heat transfer tubes 12 a circulate the non-azeotropic mixed refrigerant distributed by the distributor 2 from the front side to the rear side of the drawing of FIG. 2.
  • the large number of inlet heat transfer tubes 12 a is the first row of heat transfer tubes 12 and is the first row of the large number of odd-numbered heat transfer tubes.
  • ⁇ Back row heat transfer tube 12b> Each of the large number of rear row heat transfer pipes 12b is connected to the large number of inlet heat transfer pipes 12a such that the non-azeotropic mixed refrigerant becomes a parallel flow on the downwind side of the flow of air rather than the large number of inlet heat transfer pipes 12a.
  • the parallel flow refers to a configuration of a heat exchanger in which the directions of refrigerant flowing through the large number of heat transfer pipes 12 constituting the refrigerant flow path of the evaporator 100 are the same as the air flow direction. That is, the arrangement order of the heat transfer tubes 12 is parallel to the air flow direction.
  • a large number of back row heat transfer tubes 12 b extend in the depth direction from the front side of the paper surface of FIG. 2 and are inserted into the large number of fins 11.
  • a plurality of refrigerant flow paths of the evaporator 100 are vertically arranged in parallel with the air flow of the evaporator 100.
  • the large number of back row heat transfer tubes 12b have an odd number row heat transfer tube and an even number row heat transfer tube.
  • the first heat transfer pipe of the odd-numbered-row heat transfer pipe is the inlet heat transfer pipe 12a. For this reason, the large number of back row heat transfer tubes 12 b have the large number of heat transfer tubes 12 located downstream of the downwind side of the odd numbered row heat transfer tubes.
  • Each of the large number of outlet heat transfer tubes 12 c allows the non-azeotropic mixed refrigerant flowing through the large number of rear row heat transfer tubes 12 b to flow out on the most leeward side of the air flow of the evaporator 100.
  • the large number of outlet heat transfer tubes 12 c are arranged in parallel in the vertical direction on the most leeward side of the air flow of the evaporator 100.
  • the multiple outlet heat transfer tubes 12c are part of the multiple back heat transfer tubes 12b.
  • the large number of odd-row heat transfer tubes include a large number of inlet heat-transfer tubes 12 a and a large number of odd-numbered heat transfer tubes 12 b after the large number of inlet heat-transfer tubes 12 a in the first row.
  • a large number of odd-row heat transfer tubes circulate the non-azeotropic mixed refrigerant from the front side of the paper surface of FIG.
  • the even-row heat transfer tubes include multiple even-row heat transfer tubes 12b other than the odd-row heat transfer tubes.
  • a large number of even-row heat transfer tubes allow the non-azeotropic mixed refrigerant to flow from the back to the front in the drawing of FIG.
  • the first hairpin tube 13 connects the outlet of the odd-numbered row heat transfer tube on the windward side and the inlet of the even-numbered heat transfer tube on the downwind side on the back side of the paper surface of FIG.
  • the first hairpin tube 13 is a U-shaped bent tube.
  • the first hairpin tube 13 is indicated by a broken line in FIG. 2 because it is disposed at the back side of the sheet of the evaporator 100.
  • the second hairpin tube 14 connects the outlet of the even-numbered heat transfer tube on the windward side and the inlet of the odd-numbered heat transfer tube on the windward side on the front side of the paper surface of FIG.
  • the second hairpin tube 14 is a U-shaped curved tube.
  • the second hairpin tube 14 is shown in FIG. 2 as a solid line because it is disposed on the front side of the evaporator 100 in the drawing.
  • the insertion positions of the large number of odd-row heat transfer tubes and the insertion positions of the large number of even-numbered heat transfer tubes are vertically offset with respect to the flow of air.
  • the displacement in the vertical direction is uniform at any insertion position of the heat transfer tube of the odd-numbered row and at the insertion position of the heat transfer tube of the even-numbered row.
  • a virtual line connecting a large number of odd-row heat transfer tubes connected to each of the large number of inlet heat transfer tubes 12a across the upwind side and the downwind side of the air flow is defined as a first virtual line 15.
  • a virtual line connecting a large number of even-row heat transfer tubes connected to a large number of odd-row heat transfer tubes on the first virtual line 15 is defined as a second virtual line 16 across the windward and leeward sides of the air flow.
  • the first virtual line 15 and the second virtual line 16 are parallel.
  • the second virtual line 16 is located above the first virtual line 15.
  • the multiple first virtual lines 15 and the multiple second virtual lines 16 for multiple refrigerant flow paths branched by multiple inlet heat transfer pipes 12a are parallel to one another alternately and parallel to each other, and the air flow It is in line with.
  • FIG. 3 is a Mollier diagram showing the non-azeotropic mixed refrigerant and the azeotropic mixed refrigerant according to the first embodiment of the present invention.
  • the gas-liquid two-phase non-azeotropic mixed refrigerant having the lowest evaporation temperature flows through the inlet heat transfer pipe 12a and the outlet heat transfer pipe
  • the highest non-azeotropic refrigerant of evaporation temperature flows to 12 c.
  • FIG. 4 is a view showing the relationship between the row order of the heat transfer tubes 12 in the evaporator 100 and the fin temperature according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the temperature at the most downwind side of the evaporator 100 is higher than the countercurrent flow by making the current flow parallel. Therefore, in the parallel flow, the amount of frost formation on the most downwind side, which is the refrigerant outlet of the evaporator 100, is reduced. Further, in the parallel flow, outside air having a low relative humidity passes first on the windward side which is the refrigerant inlet of the evaporator 100 having the lowest temperature of the fins 11.
  • the amount of frost formation in the evaporator 100 is reduced relative to the case of so-called countercurrent flow in which the refrigerant flows oppositely. Further, the temperature of the air passing through the refrigerant flow paths of each row of the evaporator 100 or the temperature of the surface of the fins 11 can be averaged. Therefore, the state in which the amount of frost formation locally increases on the downwind side of the evaporator 100 which is the refrigerant outlet can be reduced. Therefore, the number of times of defrosting can be suppressed.
  • the density of frost forming on the refrigerant channels of the evaporator 100 is reduced. Therefore, the time required for defrosting can be shortened, and the temperature change of the target space can be reduced.
  • the evaporator 100 shown to FIG. 1, FIG. 2 is an example.
  • the number of stages of the refrigerant flow path of the evaporator 100, the number of rows of the heat transfer tubes 12b in the back row, the surface shape of the fins 11, the types of the first and second hairpin tubes 13, 14 and the like are not limited.
  • the evaporator 100 is effective in all the heat exchangers that exchange heat between air and the non-azeotropic mixed refrigerant.
  • the evaporator 100 is an evaporator of a refrigerant circuit that uses a non-azeotropic mixed refrigerant that exchanges heat with air.
  • the evaporator 100 includes a large number of fins 11 arranged in parallel to the plate surface.
  • the evaporator 100 includes a large number of heat transfer tubes 12 inserted into the large number of fins 11.
  • the evaporator 100 has a distributor 2 which divides the non-azeotropic mixed refrigerant into multiple parts and supplies it to the evaporator 100.
  • the large number of heat transfer tubes 12 have a large number of inlet heat transfer tubes 12 a into which the non-azeotropic mixed refrigerant distributed by the distributor 2 is fed on the most windward side of the air flow of the evaporator 100.
  • a large number of heat transfer tubes 12 are respectively connected to a large number of inlet heat transfer tubes 12 a such that the non-azeotropic mixed refrigerant and the air are in parallel flow on the downwind side of the air flow more than the large number of inlet heat transfer tubes 12 a Of the heat transfer tubes 12b.
  • the refrigerant temperature of the outlet heat transfer pipe 12c disposed on the downwind side of the evaporator 100 is higher than that of the inlet heat transfer pipe 12a. Therefore, in the evaporator 100, the amount of frost formation on the downwind side, in which the amount of frost formation tends to increase, is reduced. As described above, partial uneven frost formation of the evaporator 100 can be suppressed, and clogging of the air flow path is less likely to occur in a short period of time. Therefore, the number of times of defrosting can be suppressed and the defrosting time can be shortened.
  • the large number of heat transfer tubes 12 includes the large number of inlet heat transfer tubes 12a and the large number of odd numbered rear heat transfer tubes 12b after the large number of inlet heat transfer tubes 12a in the first row. It has an odd row heat transfer tube.
  • the large number of heat transfer tubes 12 have an even numbered heat transfer tube including a large number of even numbered back heat transfer tubes 12b other than the odd numbered heat transfer tubes.
  • the insertion positions of the large number of odd-row heat transfer tubes and the insertion positions of the large number of even-numbered heat transfer tubes deviate in a direction orthogonal to the air flow.
  • the single heat transfer tube 12 in the middle of the non-azeotropic mixed refrigerant flowing in the evaporator 100 does not overlap the heat transfer tubes 12 in the front row of the heat transfer tubes 12 in the air flow direction. , Be susceptible to the flow of air. Therefore, in the evaporator 100, the amount of bypass air bypassed without contacting the heat transfer tube 12 can be reduced, and the heat exchange performance of the evaporator 100 can be improved.
  • a first imaginary line 15 is defined, which connects a large number of odd-row heat transfer tubes connected to each of the large number of inlet heat transfer tubes 12a across the windward and leeward sides of the air flow.
  • a second virtual line 16 is defined which connects a large number of even-row heat transfer pipes connected with a large number of odd-numbered heat transfer pipes on the first virtual line 15 over the windward and leeward sides of the air flow.
  • the first virtual line 15 and the second virtual line 16 are parallel.
  • one heat transfer tube 12 in the middle of flowing the non-azeotropic mixed refrigerant in the evaporator 100 is heavy in the air flow direction with respect to the heat transfer tube 12 in the front row of the heat transfer tube 12. In addition, it becomes easy to be exposed to the flow of air.
  • one heat transfer pipe 12 in the middle overlaps the heat transfer pipes 12 of the two front rows of the heat transfer pipe 12 in the air flow direction, and the disturbance of the air flow is suppressed. Therefore, in the evaporator 100, the amount of bypass air bypassing without contacting the heat transfer tube 12 can be reduced while the turbulent flow of air is suppressed, and the heat exchange performance of the evaporator 100 can be improved.
  • the evaporator 100 has the distributor 2 which divides the non-azeotropic mixed refrigerant into a large number and supplies it to the large number of inlet heat transfer pipes 12a.
  • the distributor 2 can distribute the non-azeotropic mixed refrigerant before entering the evaporator 100 to the multiple inlet heat transfer pipes 12a.
  • the non-azeotropic mixed refrigerant is well distributed by the large number of heat transfer tubes 12 of the evaporator 100.
  • the collecting pipe 3 is provided for collecting the non-azeotropic mixed refrigerant distributed to each of the large number of inlet heat transfer pipes 12a from the evaporator 100 and sending it to the refrigerant circuit.
  • the non-azeotropic mixed refrigerant evaporated in the evaporator 100 collects in the collecting pipe 3 and flows out to the refrigerant circuit. Therefore, the temperature rising effect by heat radiation can be suppressed compared with the case where refrigerant is collected using a thin tube.
  • the non-azeotropic mixed refrigerant is used for the evaporator 100.
  • the refrigerant temperature of the outlet heat transfer pipe 12c disposed on the downwind side of the evaporator 100 is higher than that of the inlet heat transfer pipe 12a. Therefore, in the evaporator 100, the amount of frost formation on the downwind side, in which the amount of frost formation tends to increase, is reduced. As described above, partial uneven frost formation of the evaporator 100 can be suppressed, and clogging of the air flow path is less likely to occur in a short period of time. Therefore, the number of times of defrosting can be suppressed and the defrosting time can be shortened.
  • the composition of non-azeotropic mixed refrigerant, R32, R125, R134a, R1234yf, a mixed refrigerant of CO 2 a 49 - 55 wt% composition of R32 is the composition of R125 is 16 ⁇
  • the composition ratio is 22 wt%
  • the composition of R134a is 7 to 13 wt%
  • the composition of r1234yf is 6 to 12 wt%
  • the composition of CO 2 is 7 to 13 wt%
  • the total is 100 wt%.
  • partial uneven frost deposition of the evaporator 100 can be suppressed even when using a non-azeotropic mixed refrigerant, and clogging of the air flow path is unlikely to occur in a short period of time. Therefore, the number of times of defrosting can be suppressed and the defrosting time can be shortened.
  • FIG. 5 is a schematic configuration view showing the evaporator 100 according to Embodiment 2 of the present invention as viewed from the side.
  • the matter demonstrated by the said embodiment abbreviate
  • the main body 1 of the evaporator 100 has a large number of fins 11, a large number of heat transfer tubes 12, a first hairpin tube 13, a second hairpin tube 14 and a third hairpin tube 17.
  • the large number of heat transfer tubes 12 are connected so as to be the refrigerant flow path which turns back the large number of rear row heat transfer tubes 12 b connected to each of the large number of inlet heat transfer tubes 12 a.
  • a large number of heat transfer tubes 12 are arranged in every other row between a large number of inlet heat transfer tubes 12a and a row of a large number of back row heat transfer tubes 12b which form a return refrigerant flow path. That is, one refrigerant flow path of the evaporator 100 constitutes a first half heat transfer tube group 18 connected from the windward side to the windward side in the first half.
  • one refrigerant flow path of the evaporator 100 forms a second half heat transfer tube group 19 which is folded back and connected from the downwind side to the upwind side in the second half.
  • the first half heat transfer tube group 18 is in parallel flow
  • the second half heat transfer tube group 19 is in countercurrent flow.
  • the insertion direction of the first half heat transfer tube group 18 and the second half heat transfer tube group 19 is orthogonal to the front and back of the sheet of FIG. 5 with respect to the air flow.
  • Each of the multiple outlet heat transfer tubes 12 c is arranged alternately between each of the multiple inlet heat transfer tubes 12 a and allows the non-azeotropic mixed refrigerant to flow out on the most upstream side of the air flow of the evaporator 100.
  • Each of the large number of outlet heat transfer tubes 12c is located at the end of the second half heat transfer tube group 19 which is a row of the large number of back row heat transfer tubes 12b forming the refrigerant flow path to be turned back. That is, the large number of inlet heat transfer pipes 12a and the large number of outlet heat transfer pipes 12c are alternately lined up and down.
  • the distributor 2 and the collecting pipe 3 are disposed on the windward side of the air flow with respect to the evaporator 100.
  • the third hairpin tube 17 is located on the near side of the drawing sheet surface of FIG. 5, and the outlet of the rearmost heat transfer tube 12b of the first half heat transfer tube group 18 and the rearmost second heat transfer tube 12b of the second half heat transfer tube group 19. Connect the entrance vertically.
  • the third hairpin tube 17 is a U-shaped curved tube.
  • the third hairpin tube 17 is shown on the front side of the plane of the drawing of the evaporator 100 in FIG.
  • the first virtual line 15 and the second virtual line 16 are parallel.
  • the first half of the second imaginary line 16 before folding back the refrigerant flow path in the evaporator 100 is located above the first half of the imaginary imaginary line 15 before folding back the refrigerant flow path in the evaporator 100.
  • the second virtual line 16 in the second half of the evaporator 100 in which the refrigerant flow path is folded is located below the first imaginary line 15 in the second half of the refrigerant flow path in the evaporator 100.
  • the multiple first virtual lines 15 and the multiple second virtual lines 16 for multiple refrigerant flow paths branched by multiple inlet heat transfer pipes 12 a are not alternating but parallel and flow of air. It is in line with.
  • the arrangement area of the inlet heat transfer pipe 12a which is the lowest temperature refrigerant inlet and the arrangement area of the outlet heat transfer pipe 12c which is the highest temperature refrigerant outlet are the most They are alternately arranged in the vertical direction on the windward side. Therefore, the elevation difference of the surface temperature on the windward side of the fin 11 is offset and reduced. Further, the surface temperature on the downwind side of the fins 11 becomes an intermediate temperature of a two-phase state which is an intermediate state of the non-azeotropic mixed refrigerant flowing through the evaporator 100, and the temperature difference with the pseudo azeotropic mixed refrigerant disappears. Therefore, the temperature of the entire surface of the fins 11 of the evaporator 100 is averaged. Thereby, frost formation does not increase locally and the number of defrosting operations can be reduced.
  • a pseudo-azeotropic mixture refrigerant may be used.
  • the large number of heat transfer tubes 12 are connected to each of the large number of inlet heat transfer tubes 12a, and have the first half heat transfer tube group 18 in which the non-azeotropic mixed refrigerant and air flow in parallel.
  • the large number of heat transfer tubes 12 have a second half heat transfer tube group 19 which is turned back from the first half heat transfer tube group and in which the non-azeotropic mixed refrigerant and air flow in opposite directions.
  • the first half heat transfer tube group 18 and the second half heat transfer tube group 19 are arranged in parallel alternately.
  • the second half heat transfer tube group 19 which is a row of many back row heat transfer tubes 12b folded back and connected is a first half heat transfer tube group which is a row of many back row heat transfer tubes 12b connected from many inlet heat transfer tubes 12a. 18 are alternately arranged in parallel alternately in every other row.
  • the low temperature region of the arrangement portion of the inlet heat transfer tube 12a on the surface of the fin 11 and the high temperature region of the arrangement portion of the rear row heat transfer tube 12b forming the folded refrigerant flow passage on the surface of the fin 11 approach Do.
  • the portion where the back row heat transfer tubes 12b are arranged at the turn-back portion is an intermediate temperature region.
  • the temperature difference of the whole surface of fin 11 is averaged.
  • partial uneven frost formation of the evaporator 100 can be further suppressed, and clogging of the air flow path is less likely to occur in a short time. Therefore, the frequency
  • count of a defrost can be suppressed more and defrost time can be shortened more.
  • the insertion direction of the first half heat transfer tube group 18 and the second half heat transfer tube group 19 is orthogonal to the air flow.
  • the large number of heat transfer tubes 12 are separated at equal intervals or the like.
  • partial uneven frost formation of the evaporator 100 can be further suppressed, and clogging of the air flow path is less likely to occur in a short period of time. Therefore, the frequency
  • count of a defrost can be suppressed more and defrost time can be shortened more.
  • a large number of heat transfer tubes 12 are alternately arranged in parallel alternately every other row in each of a large number of inlet heat transfer tubes 12a, and the non-azeotropic mixed refrigerant is the most wind of the air flow of the evaporator 100. It has a large number of outlet heat transfer tubes 12c which are discharged at the upper side.
  • the second half heat transfer tube group 19 which is a row of many back row heat transfer tubes 12b forming a refrigerant flow path to be folded back is a first half transfer which is a row of many back row heat transfer tubes 12b connected from the many inlet heat transfer tubes 12a.
  • the heat pipe groups 18 are alternately arranged in parallel alternately in every other row.
  • it has the outlet heat exchanger tube 12c which makes it flow out on the windward side of the flow of the air of the evaporator 100.
  • FIG. thereby, at the windward side, the low temperature area of the arrangement portion of the inlet heat transfer pipe 12a on the surface of the fin 11 and the high temperature area of the arrangement portion of the outlet heat transfer pipe 12c on the surface of the fin 11 are closer.
  • the portion where the back row heat transfer tubes 12b are arranged at the turn-back portion is an intermediate temperature region.
  • the temperature difference across the surface of the fin 11 is more averaged.
  • partial uneven frost formation of the evaporator 100 can be further suppressed, and clogging of the air flow path is less likely to occur in a short period of time. Therefore, the frequency
  • count of a defrost can be suppressed more and defrost time can be shortened more.
  • each of the outlet heat transfer pipes 12c of the multiple outlet heat transfer pipes 12c corresponding to the respective inlet heat transfer pipes 12a of the multiple inlet heat transfer pipes 12a is the same as the one of the respective inlet heat transfer pipes 12a. It is provided below.
  • the second half heat transfer tube group 19 which is a row of many back row heat transfer tubes 12b forming a refrigerant flow path to be folded back is a first half transfer which is a row of many back row heat transfer tubes 12b connected from the many inlet heat transfer tubes 12a.
  • the heat pipe groups 18 are alternately arranged in parallel alternately in every other row. And it has the outlet heat exchanger tube 12c which makes it flow out on the windward side of the flow of the air of the evaporator 100.
  • FIG. An outlet heat transfer pipe 12c corresponding to the inlet heat transfer pipe 12a is provided below the inlet heat transfer pipe 12a.
  • the low temperature area of the arrangement portion of the inlet heat transfer pipe 12a on the surface of the fin 11 and the high temperature area of the arrangement portion of the outlet heat transfer pipe 12c on the surface of the fin 11 are closer.
  • the portion where the back row heat transfer tubes 12b are arranged at the turn-back portion is an intermediate temperature region.
  • the temperature difference across the surface of the fin 11 is more averaged.
  • partial uneven frost formation of the evaporator 100 can be further suppressed, and clogging of the air flow path is less likely to occur in a short period of time. Therefore, the frequency
  • the non-azeotropic mixed refrigerant is used in common with R410A.
  • the non-azeotropic mixture refrigerant and R410A have a small deviation in the temperature difference on the surface of the fin 11, it is possible to suppress partial uneven frost formation of the evaporator 100, and the eyes of the air flow path It becomes difficult for clogging to occur in a short period of time. Therefore, the number of times of defrosting can be suppressed and the defrosting time can be shortened.
  • the evaporator 100 uses a pseudo-azeotropic mixture refrigerant.
  • the partial azeotropic frosting of the evaporator 100 can be suppressed when the temperature difference on the surface of the fin 11 is small in the pseudo-azeotropic mixture refrigerant, and clogging of the air flow path is a short period of time It becomes difficult to occur in the meantime. Therefore, the number of times of defrosting can be suppressed and the defrosting time can be shortened.
  • FIG. 6 is a schematic configuration view showing the evaporator 100 according to the third embodiment of the present invention as viewed from the side.
  • FIG. 7 is a schematic perspective view showing the evaporator 100 according to the third embodiment of the present invention.
  • the matter demonstrated by the said embodiment abbreviate
  • the evaporator 100 includes a main body 1, a distributor 2, a collecting pipe 3, and an active frost pipe 7.
  • the active frost pipe 7 circulates the non-azeotropic mixed refrigerant before flowing into the distributor 2 on the windward side of the air flow of the evaporator 100.
  • the active frost pipe 7 is configured in a ring shape that branches into two on one side on the windward side of the air flow of the evaporator 100 and merges the two branched parts on the other side.
  • the non-azeotropic mixed refrigerant which has been squeezed into two phases by the expansion valve flows through the upwind active frost pipe 7 in the flow direction of the air of the evaporator 100. Thereafter, the non-azeotropic mixed refrigerant flowing through the active frost pipe 7 is distributed by the distributor 2 to the evaporator.
  • the active frost pipe 7 is employed, for example, in a unit cooler or a showcase.
  • the active frost pipe 7 is disposed upstream of the evaporator 100. As a result, air exchanges heat in the active frost pipe 7 to induce frost formation. Thereafter, the dehumidified air is supplied to the downwind side evaporator 100, whereby frost formation on the evaporator 100 can be reduced.
  • the evaporation temperature of the refrigerant flowing to the active frost pipe 7 is lower than when the azeotropic mixed refrigerant is used, and the amount of frost formation on the active frost pipe 7 increases. . Therefore, when the non-azeotropic mixed refrigerant is used, the effect of suppressing the formation of frost on the evaporator 100 due to the time of the azeotropic mixed refrigerant is increased.
  • R410A and the non-azeotropic mixed refrigerant may be shared, or a pseudo-azeotropic mixed refrigerant may be used.
  • the length of the active frost pipe 7 can be adjusted to set the temperature of the refrigerant supplied to the evaporator 100 to a temperature equal to or higher than that used when the azeotropic mixed refrigerant is used.
  • the defrosting time The interval between the two can be equal to or greater than when using the azeotropic mixed refrigerant.
  • the heat transfer tube 12 of the evaporator 100 is made into a thin tube, or the fin pitch is filled, or a fin shape such as cut and raised of the fin 11 is Changing or the like can be adopted, and the heat exchange performance of the evaporator 100 can be improved.
  • the evaporator 100 has the active frost pipe 7 for circulating the non-azeotropic mixed refrigerant before flowing into the distributor 2 on the upstream side of the air flow of the evaporator 100.
  • the air before flowing into the evaporator 100 is heat-exchanged in the active frost pipe 7 and frost is induced in the active frost pipe 7. Thereafter, the dehumidified air is supplied to the evaporator 100 downstream in the flow direction, whereby frost formation on the evaporator 100 can be reduced.
  • the evaporation temperature of the refrigerant flowing to the active frost pipe 7 is lower than when the azeotropic mixed refrigerant is used, and the amount of frost formation on the active frost pipe 7 increases Do. Therefore, when the non-azeotropic mixed refrigerant is used, the effect of reducing the frost formation of the evaporator 100 is increased more than when the azeotropic mixed refrigerant is used.
  • FIG. 8 is a refrigerant circuit diagram showing a refrigeration cycle apparatus 200 to which the evaporator 100 according to Embodiment 4 of the present invention is applied.
  • the refrigeration cycle apparatus 200 includes a compressor 201, a condenser 202, an expansion valve 203, and an evaporator 100.
  • the refrigeration cycle apparatus 200 also includes a blower 204 for blowing air to the evaporator 100.
  • the refrigeration cycle apparatus 200 includes a blower 205 for blowing air to the condenser 202.
  • the evaporator 100, the blower 204 and the expansion valve 203 constitute a unit cooler 206.
  • the compressor 201, the condenser 202, the expansion valve 203, and the evaporator 100 are connected by a refrigerant pipe to form a refrigeration cycle circuit which is a refrigerant corridor.
  • the refrigerant that has flowed out of the evaporator 100 is drawn into the compressor 201 and becomes high temperature and high pressure.
  • the high temperature and pressure refrigerant is condensed in the condenser 202 to be liquid.
  • the refrigerant that has become a liquid is decompressed and expanded by the expansion valve 203 and becomes a low-temperature low-pressure gas-liquid two phase, and the gas-liquid two-phase refrigerant is heat-exchanged in the evaporator 100.
  • the evaporator 100 according to the first to third embodiments can be applied to such a refrigeration cycle apparatus 200.
  • the refrigeration cycle apparatus 200 can be employed in an air conditioner, a refrigeration apparatus, a water heater, and the like.
  • the evaporator 100 is configured as a unit cooler 206 in combination with the fan 204 and the expansion valve 203.
  • the unit cooler 206 may not include the expansion valve 203.
  • the refrigeration cycle apparatus 200 includes the evaporator 100 described in the first to third embodiments.
  • partial uneven frost deposition of the evaporator 100 can be suppressed, and clogging of the air flow path is unlikely to occur in a short period of time. Therefore, in the refrigeration cycle apparatus 200, the number of times of defrosting can be suppressed, and the defrosting time can be shortened.
  • the unit cooler 206 includes the blower 204.
  • the unit cooler 206 includes an evaporator 100 of a refrigerant circuit that uses a refrigerant that exchanges heat with air blown by the blower 204.
  • the evaporator 100 includes a large number of fins 11 arranged in parallel to the plate surface.
  • the evaporator 100 includes a large number of heat transfer tubes 12 inserted into the large number of fins 11.
  • the large number of heat transfer tubes 12 have an inlet heat transfer tube 12 a into which the refrigerant is fed on the most windward side of the air flow of the evaporator 100.
  • the large number of heat transfer tubes 12 have a rear heat transfer tube 12b connected to the inlet heat transfer tube 12a such that the refrigerant and the air are in parallel flow on the downwind side of the flow of air than the inlet heat transfer tube 12a.
  • partial uneven frost deposition of the evaporator 100 can be suppressed, and clogging of the air flow path is unlikely to occur in a short period of time. Therefore, in the unit cooler 206, the number of times of defrosting can be suppressed, and the defrosting time can be shortened.
  • Reference Signs List 1 main body, 2 distributors, 3 collecting pipes, 4 pipes, 5 refrigerant pipes, 6 pipes, 7 active frost pipes, 11 fins, 12 heat transfer pipes, 12a inlet heat transfer pipes, 12b rear row heat transfer pipes, 12c outlet heat transfer pipes, 13th 1 hairpin tube, 14 second hairpin tube, 15 first virtual line, 16 second virtual line, 17 third hairpin tube, 18 first half heat transfer tube group, 19 second half heat transfer tube group, 100 evaporator, 200 refrigeration cycle device, 201 Compressor, 202 condenser, 203 expansion valve, 204 blower, 205 blower, 206 unit cooler.

Abstract

蒸発器は、多数のフィンと、多数の伝熱管と、を備え、多数の伝熱管は、冷媒が蒸発器の空気の流れの最も風上側にて送り込まれる入口伝熱管と、入口伝熱管よりも空気の流れの風下側にて冷媒と空気とが並行流となるように入口伝熱管と接続される後列伝熱管と、を有する。

Description

蒸発器、冷凍サイクル装置およびユニットクーラ
　本発明は、非共沸混合冷媒を用いる冷凍回路の蒸発器、冷凍サイクル装置およびユニットクーラに関する。
　従来、空調用あるいは冷凍用のヒートポンプ装置では、ハイドロフルオロカーボンであるＲ４１０ＡまたはＲ４０４Ａが冷媒として主に使用されてきた。このように使用される冷媒は、２種類以上の冷媒からなる混合冷媒である。混合冷媒は、飽和液温度と飽和ガス温度とが同一である擬似共沸混合冷媒であった。そのため、蒸発器では、熱交換効率を上昇させるために、熱交換させる空気の流れと疑似共沸混合冷媒の流れとを逆方向とする、いわゆる対向流の熱交換方法が採用されていた（たとえば、特許文献１参照）。
特開２０１５－１４１００９号公報
　近年、規制が設けられてＲ４１０Ａよりも地球温暖化係数（ＧＷＰ）が低い冷媒の使用が必要となり、代替冷媒の検討が行われている。
　Ｒ４１０Ａの代替となる冷媒としてＲ４４８Ａなどの非共沸混合冷媒がある。非共沸混合冷媒を用いた場合には、飽和冷媒液温度と飽和冷媒蒸気温度とが異なり、飽和冷媒液温度が飽和冷媒蒸気温度より低くなる非等温性を有する。
　非共沸混合冷媒を用いる蒸発器でも、擬似共沸混合冷媒と同様に、冷媒を空気の流れに対して風下側から流入させ、風上側に抜ける対向流となる多数の伝熱管の配置パターンを設定することが考えられる。この場合には、風下側の蒸発器入口の冷媒温度が低くなり、風上側の蒸発器出口側の温度が高くなる。そのため、蒸発器では、風上側の着霜量が低下し、風下側の着霜量が増加する。蒸発器の着霜量が増加する風下側では、擬似共沸混合冷媒に対して偏着霜が発生し、空気の流路の目詰まりが早くなる。これにより、蒸発器を搭載する冷凍サイクル装置では、除霜運転を頻繁に行う必要が生じ、除霜運転の実施時期の間隔が短く、除霜回数が増加するとともに除霜時間が増大し、冷凍サイクル装置の熱交換性能が低下する。
　本発明は、上記課題を解決するためのものであり、除霜回数が抑制でき、除霜時間が短縮できる蒸発器、冷凍サイクル装置およびユニットクーラを提供することを目的とする。
　本発明に係る蒸発器は、空気との間で熱交換する冷媒を用いる冷媒回路の蒸発器であって、前記蒸発器は、板面を並行に配置される多数のフィンと、前記多数のフィンに挿通される多数の伝熱管と、を備え、多数の前記伝熱管は、前記冷媒が前記蒸発器の前記空気の流れの最も風上側にて送り込まれる入口伝熱管と、前記入口伝熱管よりも前記空気の流れの風下側にて前記冷媒と前記空気とが並行流となるように前記入口伝熱管と接続される後列伝熱管と、を有するものである。
　本発明に係る冷凍サイクル装置は、上記の蒸発器を備えるものである。
　本発明に係るユニットクーラは、送風機と、前記送風機により送風される空気との間で熱交換する冷媒を用いる冷媒回路の蒸発器と、を備え、前記蒸発器は、板面を並行に配置される多数のフィンと、前記多数のフィンに挿通される多数の伝熱管と、を備え、多数の前記伝熱管は、前記冷媒が前記蒸発器の前記空気の流れの最も風上側にて送り込まれる入口伝熱管と、前記入口伝熱管よりも前記空気の流れの風下側にて前記冷媒と前記空気とが並行流となるように前記入口伝熱管と接続される後列伝熱管と、を有するものである。
　本発明に係る蒸発器、冷凍サイクル装置およびユニットクーラによれば、多数の伝熱管は、分配器により分配される非共沸混合冷媒が蒸発器の空気の流れの最も風上側にて送り込まれる多数の入口伝熱管と、多数の入口伝熱管よりも空気の流れの風下側にて非共沸混合冷媒と空気とが並行流となるように多数の入口伝熱管とそれぞれ接続される多数の後列伝熱管と、を有する。これにより、蒸発器の部分的な偏着霜が抑制でき、空気の流路の目詰まりが短期間に発生し難くなる。したがって、除霜回数が抑制でき、除霜時間が短縮できる。
本発明の実施の形態１に係る蒸発器を示す概略斜視図である。 本発明の実施の形態１に係る蒸発器を側面から見て示す概略構成図である。 本発明の実施の形態１に係る非共沸混合冷媒と共沸混合冷媒とを示すモリエル線図である。 本発明の実施の形態１に係る蒸発器内の伝熱管の列順とフィン温度との関係を示す図である。 本発明の実施の形態２に係る蒸発器を側面から見て示す概略構成図である。 本発明の実施の形態３に係る蒸発器を側面から見て示す概略構成図である。 本発明の実施の形態３に係る蒸発器を示す概略斜視図である。 本発明の実施の形態４に係る蒸発器を適用した冷凍サイクル装置を示す冷媒回路図である。
　以下、図面に基づいて本発明の実施の形態について説明する。なお、各図において、同一の符号を付したものは、同一のまたはこれに相当するものであり、これは明細書の全文において共通している。さらに、明細書全文に示す構成要素の形態は、あくまで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．
＜蒸発器の構成＞
　図１は、本発明の実施の形態１に係る蒸発器１００を示す概略斜視図である。図２は、本発明の実施の形態１に係る蒸発器１００を側面から見て示す概略構成図である。図１に示す蒸発器１００は、圧縮機、凝縮器および膨張弁の各機器を順次接続して冷媒を冷媒配管で循環させる冷媒回路に設けられる。冷媒回路には、蒸発器１００によって外気である空気との間で熱交換する非共沸混合冷媒が用いられる。
　非共沸混合冷媒の組成は、Ｒ３２、Ｒ１２５、Ｒ１３４ａ、ｒ１２３４ｙｆ、ＣＯ２の混合冷媒であり、Ｒ３２の組成が４９～５５ｗｔ％であり、Ｒ１２５の組成が１６～２２ｗｔ％であり、Ｒ１３４ａの組成が７～１３ｗｔ％であり、ｒ１２３４ｙｆの組成が６～１２ｗｔ％であり、ＣＯ２の組成が７～１３ｗｔ％であり、合計が１００ｗｔ％となる組成比をもつ。また、非共沸混合冷媒の組成は、そのほかの非共沸混合冷媒であるＲ４４８Ａ、Ｒ４４９Ａ、Ｒ４０７Ｆなどを採用しても良い。
　図１、図２に示すように、蒸発器１００は、本体１と、分配器２と、集合管３と、を備える。分配器２は、蒸発器１００に対し、配管４を介して冷媒回路の冷媒配管５からの非共沸混合冷媒を多数の冷媒流路に均一に分けて供給する。分配器２は、蒸発器１００に対して空気の流れの風上側に配置される。集合管３は、配管６を介して蒸発器１００から冷媒流路を集合させて冷媒回路の冷媒配管に非共沸混合冷媒を送り込む。集合管３は、蒸発器１００に対して空気の流れの風下側に配置される。
＜蒸発器１００の本体１の構成＞
　蒸発器１００の本体１は、多数のフィン１１と、多数の伝熱管１２と、第１ヘアピン管１３と、第２ヘアピン管１４と、を有する。
　多数のフィン１１のそれぞれは、１枚の矩形の板状部材である。図１に示すように、多数のフィン１１は、空気の流れの風上側と風下側とにわたって板面を側方に向けて並行に配置される。
　図２に示すように、多数の伝熱管１２は、多数の入口伝熱管１２ａと、多数の後列伝熱管１２ｂと、多数の出口伝熱管１２ｃと、を有する。
＜入口伝熱管１２ａ＞
　多数の入口伝熱管１２ａのそれぞれには、蒸発器１００の空気の流れの最も風上側にて分配器２により分配される非共沸混合冷媒が送り込まれる。多数の入口伝熱管１２ａは、蒸発器１００の空気の流れの最も風上側にて上下方向に並列に配置される。図２では、多数の入口伝熱管１２ａが、４段であるものを例示している。
　多数の入口伝熱管１２ａは、図２の紙面手前から奥方向に延び、多数のフィン１１に挿通される。多数の入口伝熱管１２ａは、分配器２により分配される非共沸混合冷媒を図２の紙面手前から奥方向に流通させる。多数の入口伝熱管１２ａは、第１列の伝熱管１２であり、多数の奇数列伝熱管の第１列目である。
＜後列伝熱管１２ｂ＞
　多数の後列伝熱管１２ｂのそれぞれは、多数の入口伝熱管１２ａよりも空気の流れの風下側にて非共沸混合冷媒が並行流となるように多数の入口伝熱管１２ａとそれぞれ接続される。ここで、並行流とは、空気の流れ方向に対し、蒸発器１００の冷媒流路を構成する多数の伝熱管１２を流通する冷媒の方向が同一方向となる熱交換器の構成をいう。つまり、空気の流れ方向に対し、多数の伝熱管１２の配置順が並行である。多数の後列伝熱管１２ｂは、図２の紙面手前から奥方向に延び、多数のフィン１１に挿通される。蒸発器１００の多数の冷媒流路は、蒸発器１００の空気の流れに対して上下方向に並列に配置される。
　多数の後列伝熱管１２ｂは、奇数列伝熱管と、偶数列伝熱管と、を有する。なお、奇数列伝熱管の第１番目は、入口伝熱管１２ａである。このため、多数の後列伝熱管１２ｂは、奇数列伝熱管の第１番目以外の風下側の後方の多数の伝熱管１２を有する。
＜出口伝熱管１２ｃ＞
　多数の出口伝熱管１２ｃのそれぞれは、多数の後列伝熱管１２ｂを流通する非共沸混合冷媒を蒸発器１００の空気の流れの最も風下側にて流出させる。多数の出口伝熱管１２ｃは、蒸発器１００の空気の流れの最も風下側にて上下方向に並列に配置される。多数の出口伝熱管１２ｃは、多数の後列伝熱管１２ｂの一部である。
＜奇数列伝熱管＞
　多数の奇数列伝熱管は、多数の入口伝熱管１２ａと、多数の入口伝熱管１２ａを第１列とした後の奇数列の多数の後列伝熱管１２ｂと、を含む。多数の奇数列伝熱管は、非共沸混合冷媒を図２の紙面手前から奥方向に流通させる。
＜偶数列伝熱管＞
　偶数列伝熱管は、奇数列伝熱管以外の偶数列の多数の後列伝熱管１２ｂを含む。多数の偶数列伝熱管は、非共沸混合冷媒を図２の紙面奥から手前方向に流通させる。
＜第１ヘアピン管１３＞
　第１ヘアピン管１３は、図２の紙面奥側にて、風上側の奇数列伝熱管の出口と風下側の偶数列伝熱管の入口とを繋ぐ。第１ヘアピン管１３は、Ｕ字状の曲管である。なお、第１ヘアピン管１３は、図２では、蒸発器１００の紙面奥側に配置されるので、破線で示す。
＜第２ヘアピン管１４＞
　第２ヘアピン管１４は、図２の紙面手前側にて、風上側の偶数列伝熱管の出口と風下側の奇数列伝熱管の入口とを繋ぐ。第２ヘアピン管１４は、Ｕ字状の曲管である。なお、第２ヘアピン管１４は、図２では、蒸発器１００の紙面手前側に配置されるので、実線で示す。
＜奇数列伝熱管の挿通位置と偶数列伝熱管の挿通位置との関係＞
　多数の奇数列伝熱管の挿通位置と多数の偶数列伝熱管の挿通位置とは、空気の流れに対して直交方向である上下方向にずれる。上下方向のずれは、いずれの奇数列伝熱管の挿通位置と偶数列伝熱管の挿通位置とでも均一である。
　すなわち、多数の入口伝熱管１２ａのそれぞれと接続される多数の奇数列伝熱管を空気の流れの風上側と風下側とにわたって結ぶ仮想線を第１仮想線１５と定義する。また、第１仮想線１５上の多数の奇数列伝熱管と接続される多数の偶数列伝熱管を空気の流れの風上側と風下側とにわたって結ぶ仮想線を第２仮想線１６と定義する。この場合に、図２に示すように、第１仮想線１５と第２仮想線１６とは、平行である。第２仮想線１６は、第１仮想線１５の上側に位置する。
　このため、多数の入口伝熱管１２ａで分岐された多数の冷媒流路についての多数の第１仮想線１５と多数の第２仮想線１６とは、交互に並びつつ平行であるとともに、空気の流れに対して沿っている。
＜蒸発器１００の動作＞
　図３は、本発明の実施の形態１に係る非共沸混合冷媒と共沸混合冷媒とを示すモリエル線図である。図３に示すように、蒸発器１００では、非共沸混合冷媒を用いた場合に、入口伝熱管１２ａに気液二相の最も蒸発温度の低い非共沸混合冷媒が流れるとともに、出口伝熱管１２ｃに蒸発温度の最も高い非共沸混合冷媒が流れる。
　図１～図３に示すように、多数の伝熱管１２には、非共沸混合冷媒が風上側から風下側に流れる並行流が形成される。並行流とすることにより、出口伝熱管１２ｃに流れる冷媒温度は、疑似共沸混合冷媒よりも高い。
　図４は、本発明の実施の形態１に係る蒸発器１００内の伝熱管１２の列順とフィン温度との関係を示す図である。図４に示すように、蒸発器１００の最も風下側での温度は、並行流とすることにより、対向流よりも高くなる。そのため、並行流では、蒸発器１００の冷媒出口である最も風下側での着霜量が軽減される。また、並行流では、最もフィン１１の温度が低い蒸発器１００の冷媒入口である最も風上側に相対湿度が低い外気が最初に通過する。そのため、蒸発器１００での着霜量は、対向に冷媒を流す、いわゆる対向流とした場合に対して軽減する。また、蒸発器１００の各列の冷媒流路を通過する空気の温度またはフィン１１の表面の温度が平均化できる。そのため、冷媒出口である蒸発器１００の風下側で局所的に着霜量が増加する状態が軽減できる。したがって、除霜回数が抑制できる。
　また、蒸発器１００の各冷媒流路へ着霜する霜の密度が低下する。そのため、除霜にかかる時間が短くでき、対象空間の温度変化が少なくできる。
＜その他＞
　図１、図２に示す蒸発器１００は、一例である。蒸発器１００の冷媒流路の段数、後列伝熱管１２ｂの列数、フィン１１の表面形状あるいは第１、第２ヘアピン管１３、１４の種類などは、限定されない。蒸発器１００は、空気と非共沸混合冷媒とで熱交換を行う熱交換器すべてにおいて有効である。
＜実施の形態１の効果＞
　実施の形態１によれば、蒸発器１００は、空気との間で熱交換する非共沸混合冷媒を用いる冷媒回路の蒸発器である。蒸発器１００は、板面を並行に配置される多数のフィン１１を備える。蒸発器１００は、多数のフィン１１に挿通される多数の伝熱管１２を備える。蒸発器１００は、蒸発器１００に対し、非共沸混合冷媒を多数に分けて供給する分配器２を有する。多数の伝熱管１２は、分配器２により分配される非共沸混合冷媒が蒸発器１００の空気の流れの最も風上側にて送り込まれる多数の入口伝熱管１２ａを有する。多数の伝熱管１２は、多数の入口伝熱管１２ａよりも空気の流れの風下側にて非共沸混合冷媒と空気とが並行流となるように多数の入口伝熱管１２ａとそれぞれ接続される多数の後列伝熱管１２ｂを有する。
　この構成によれば、蒸発器１００の風下側に配置された出口伝熱管１２ｃの冷媒温度が入口伝熱管１２ａに比べて高くなる。そのため、蒸発器１００では、特に着霜量が多くなり易い風下側の着霜量が減少する。このように、蒸発器１００の部分的な偏着霜が抑制でき、空気の流路の目詰まりが短期間に発生し難くなる。したがって、除霜回数が抑制でき、除霜時間が短縮できる。
　実施の形態１によれば、多数の伝熱管１２は、多数の入口伝熱管１２ａと多数の入口伝熱管１２ａを第１列とした後の奇数列の多数の後列伝熱管１２ｂとを含む多数の奇数列伝熱管を有する。多数の伝熱管１２は、奇数列伝熱管以外の偶数列の多数の後列伝熱管１２ｂを含む偶数列伝熱管を有する。多数の奇数列伝熱管の挿通位置と多数の偶数列伝熱管の挿通位置とは、空気の流れに対して直交方向にずれる。
　この構成によれば、蒸発器１００にて非共沸混合冷媒が流通する途中の１本の伝熱管１２は、その伝熱管１２の前列の伝熱管１２に対して空気の流れ方向で重ならず、空気の流れにさらされ易くなる。したがって、蒸発器１００では、伝熱管１２に接触せずに迂回するバイパスエア量が削減でき、蒸発器１００の熱交換性能が向上できる。
　実施の形態１によれば、多数の入口伝熱管１２ａのそれぞれと接続される多数の奇数列伝熱管を空気の流れの風上側と風下側とにわたって結ぶ第１仮想線１５を定義する。第１仮想線１５上の多数の奇数列伝熱管と接続される多数の偶数列伝熱管を空気の流れの風上側と風下側とにわたって結ぶ第２仮想線１６を定義する。第１仮想線１５と第２仮想線１６と、は、平行である。
　この構成によれば、蒸発器１００にて非共沸混合冷媒が流通する途中の１本の伝熱管１２は、その伝熱管１２の１つ前列の伝熱管１２に対して空気の流れ方向で重ならず、空気の流れにさらされ易くなる。また、その途中の１本の伝熱管１２は、その伝熱管１２の２つ前列の伝熱管１２に対して空気の流れ方向で重なり、空気の流れの乱れが抑制される。したがって、蒸発器１００では、空気の乱流が抑制されつつ、伝熱管１２に接触せずに迂回するバイパスエア量が削減でき、蒸発器１００の熱交換性能が向上できる。
　実施の形態１によれば、蒸発器１００は、多数の入口伝熱管１２ａに対し、非共沸混合冷媒を多数に分けて供給する分配器２を有する。
　この構成によれば、分配器２は、蒸発器１００に流入前の非共沸混合冷媒を多数の入口伝熱管１２ａに分配できる。よって、非共沸混合冷媒は、蒸発器１００の多数の伝熱管１２により良く分配される。
　実施の形態１によれば、多数の入口伝熱管１２ａのそれぞれに分配される非共沸混合冷媒を蒸発器１００から集合して冷媒回路に送り込む集合管３を有する。
　この構成によれば、蒸発器１００で蒸発した非共沸混合冷媒が集合管３で集まって冷媒回路に流出する。よって、細管を用いて冷媒を集合させる場合に比して放熱による昇温効果が抑制できる。
　実施の形態１によれば、蒸発器１００には、非共沸混合冷媒が用いられる。
　この構成によれば、蒸発器１００の風下側に配置された出口伝熱管１２ｃの冷媒温度が入口伝熱管１２ａに比べて高くなる。そのため、蒸発器１００では、特に着霜量が多くなり易い風下側の着霜量が減少する。このように、蒸発器１００の部分的な偏着霜が抑制でき、空気の流路の目詰まりが短期間に発生し難くなる。したがって、除霜回数が抑制でき、除霜時間が短縮できる。
　実施の形態１によれば、非共沸混合冷媒の組成は、Ｒ３２、Ｒ１２５、Ｒ１３４ａ、ｒ１２３４ｙｆ、ＣＯ２の混合冷媒であり、Ｒ３２の組成が４９～５５ｗｔ％であり、Ｒ１２５の組成が１６～２２ｗｔ％であり、Ｒ１３４ａの組成が７～１３ｗｔ％であり、ｒ１２３４ｙｆの組成が６～１２ｗｔ％であり、ＣＯ２の組成が７～１３ｗｔ％であり、合計が１００ｗｔ％となる組成比をもつ。なお、他の組成の非共沸混合冷媒を採用しても良い。
　この構成によれば、非共沸混合冷媒を用いても蒸発器１００の部分的な偏着霜が抑制でき、空気の流路の目詰まりが短期間に発生し難くなる。したがって、除霜回数が抑制でき、除霜時間が短縮できる。
実施の形態２．
＜蒸発器１００の本体１の構成＞
　図５は、本発明の実施の形態２に係る蒸発器１００を側面から見て示す概略構成図である。なお、上記実施の形態で説明した事項は、説明を省略し、特徴部分だけを説明する。
　蒸発器１００の本体１は、多数のフィン１１と、多数の伝熱管１２と、第１ヘアピン管１３と、第２ヘアピン管１４と、第３ヘアピン管１７と、を有する。
＜伝熱管１２＞
　多数の伝熱管１２は、多数の入口伝熱管１２ａのそれぞれと接続される多数の後列伝熱管１２ｂを下側に折り返す冷媒流路となるように接続する。多数の伝熱管１２は、折り返す冷媒流路を形成する多数の後列伝熱管１２ｂの列を多数の入口伝熱管１２ａの列のそれぞれの間に一列おきに配置される。すなわち、蒸発器１００の１つの冷媒流路は、前半で風上側から風下側に繋がる前半伝熱管群１８を構成する。また、蒸発器１００の１つの冷媒流路は、折り返されて後半で風下側から風上側に繋がる後半伝熱管群１９を構成する。多数の伝熱管１２は、前半伝熱管群１８が並行流となり、後半伝熱管群１９が対向流となる。前半伝熱管群１８と後半伝熱管群１９との挿通方向は、空気の流れに対して図５の紙面に対して手前と奥直とに向かう直交方向である。
＜出口伝熱管１２ｃ＞
　多数の出口伝熱管１２ｃのそれぞれは、多数の入口伝熱管１２ａのそれぞれの間に一つおきに配置され、非共沸混合冷媒を蒸発器１００の空気の流れの最も風上側にて流出させる。多数の出口伝熱管１２ｃのそれぞれは、折り返す冷媒流路を形成する多数の後列伝熱管１２ｂの列である後半伝熱管群１９の最後に位置する。つまり、多数の入口伝熱管１２ａと多数の出口伝熱管１２ｃとは、交互に上下方向に並ぶ。これにより、分配器２と集合管３とは、蒸発器１００に対して空気の流れの風上側に配置される。
＜第３ヘアピン管１７＞
　第３ヘアピン管１７は、図５の紙面手前側にて、前半伝熱管群１８のうち最も風下側の後列伝熱管１２ｂの出口と後半伝熱管群１９のうち最も風下側の後列伝熱管１２ｂの入口とを上下方向に繋ぐ。第３ヘアピン管１７は、Ｕ字状の曲管である。なお、第３ヘアピン管１７は、図５では、蒸発器１００の紙面手前側に配置されるので、実線で示す。
＜奇数列伝熱管の挿通位置と偶数列伝熱管の挿通位置との関係＞
　多数の奇数列伝熱管の挿通位置と多数の偶数列伝熱管の挿通位置とは、空気の流れに対して直交方向である上下方向にずれる。
　また、図５に示すように、第１仮想線１５と第２仮想線１６とは、平行である。蒸発器１００における冷媒流路を折り返す前の前半の第２仮想線１６は、蒸発器１００における冷媒流路を折り返す前の前半の第１仮想線１５の上側に位置する。蒸発器１００における冷媒流路を折り返した後半の第２仮想線１６は、蒸発器１００における冷媒流路を折り返した後半の第１仮想線１５の下側に位置する。
　このため、多数の入口伝熱管１２ａで分岐された多数の冷媒流路についての多数の第１仮想線１５と多数の第２仮想線１６とは、交互ではなく、平行であるとともに、空気の流れに対して沿っている。
＜蒸発器１００の動作＞
　蒸発器１００では、非共沸混合冷媒を用いることにより、最も温度の低い冷媒入口である入口伝熱管１２ａの配置領域と最も温度の高い冷媒出口である出口伝熱管１２ｃの配置領域とは、最も風上側にて上下方向に交互に配置される。そのため、フィン１１の風上側での表面温度の高低差は、相殺されて軽減される。また、フィン１１の風下側での表面温度は、蒸発器１００を流通する非共沸混合冷媒の中間状態である二相状態の中間温度となり、擬似共沸混合冷媒との温度差が無くなる。そのため、蒸発器１００のフィン１１の表面全体の温度は、平均化される。これにより、局所的に着霜が増加せず、除霜運転回数が軽減できる。
　また、このときＲ４１０Ａと非共沸混合冷媒とを共用した場合でも、フィン１１の表面温度の偏りは、小さくなり、着霜による影響が小さくなる。また、実施の形態２では、疑似共沸混合冷媒が用いられても良い。
＜実施の形態２の効果＞
　実施の形態２によれば、多数の伝熱管１２は、多数の入口伝熱管１２ａのそれぞれと接続され、非共沸混合冷媒と空気とが並行流となる前半伝熱管群１８を有する。多数の伝熱管１２は、前半伝熱管群から折り返され、非共沸混合冷媒と空気とが対向流となる後半伝熱管群１９を有する。前半伝熱管群１８と後半伝熱管群１９とは、それぞれ交互となるように並列に配置される。
　この構成によれば、折り返して接続される多数の後列伝熱管１２ｂの列である後半伝熱管群１９は、多数の入口伝熱管１２ａから繋がる多数の後列伝熱管１２ｂの列である前半伝熱管群１８のそれぞれの間に一列おきに交互に並列して配置される。これにより、風上側では、フィン１１の表面における入口伝熱管１２ａの配置部分の低温領域と、フィン１１の表面における折り返す冷媒流路を形成する後列伝熱管１２ｂの配置部分の高温領域と、が接近する。また、風下側では、折り返し部分の後列伝熱管１２ｂの配置部分が中間温度領域となる。これにより、フィン１１の表面全体の温度差は、平均化される。それにより、蒸発器１００の部分的な偏着霜がより抑制でき、空気の流路の目詰まりが短期間に発生し難くなる。したがって、除霜回数がより抑制でき、除霜時間がより短縮できる。
　実施の形態２によれば、前半伝熱管群１８と後半伝熱管群１９との挿通方向は、空気の流れに対して直交方向である。
　この構成によれば、多数の伝熱管１２が均等間隔などのように離間する。それにより、蒸発器１００の部分的な偏着霜がより抑制でき、空気の流路の目詰まりが短期間に発生し難くなる。したがって、除霜回数がより抑制でき、除霜時間がより短縮できる。
　実施の形態２によれば、多数の伝熱管１２は、多数の入口伝熱管１２ａのそれぞれに一列おきに交互に並列に配置され、非共沸混合冷媒を蒸発器１００の空気の流れの最も風上側にて流出させる多数の出口伝熱管１２ｃを有する。
　この構成によれば、折り返す冷媒流路を形成する多数の後列伝熱管１２ｂの列である後半伝熱管群１９は、多数の入口伝熱管１２ａから繋がる多数の後列伝熱管１２ｂの列である前半伝熱管群１８のそれぞれの間に一列おきに交互に並列に配置される。そして、蒸発器１００の空気の流れの最も風上側にて流出させる出口伝熱管１２ｃを有する。これにより、最も風上側では、フィン１１の表面における入口伝熱管１２ａの配置部分の低温領域と、フィン１１の表面における出口伝熱管１２ｃの配置部分の高温領域と、がより接近する。また、風下側では、折り返し部分の後列伝熱管１２ｂの配置部分が中間温度領域となる。これにより、フィン１１の表面全体の温度差は、より平均化される。それにより、蒸発器１００の部分的な偏着霜がより抑制でき、空気の流路の目詰まりが短期間により発生し難くなる。したがって、除霜回数がより抑制でき、除霜時間がより短縮できる。
　実施の形態２によれば、多数の入口伝熱管１２ａのうちのそれぞれの入口伝熱管１２ａに対応する多数の出口伝熱管１２ｃのうちのそれぞれの出口伝熱管１２ｃは、それぞれの入口伝熱管１２ａの下方に設けられる。
　この構成によれば、折り返す冷媒流路を形成する多数の後列伝熱管１２ｂの列である後半伝熱管群１９は、多数の入口伝熱管１２ａから繋がる多数の後列伝熱管１２ｂの列である前半伝熱管群１８のそれぞれの間に一列おきに交互に並列に配置される。そして、蒸発器１００の空気の流れの最も風上側にて流出させる出口伝熱管１２ｃを有する。また、入口伝熱管１２ａに対応する出口伝熱管１２ｃは、その入口伝熱管１２ａの下方に設けられる。これにより、最も風上側では、フィン１１の表面における入口伝熱管１２ａの配置部分の低温領域と、フィン１１の表面における出口伝熱管１２ｃの配置部分の高温領域と、がより接近する。また、風下側では、折り返し部分の後列伝熱管１２ｂの配置部分が中間温度領域となる。これにより、フィン１１の表面全体の温度差は、より平均化される。それにより、蒸発器１００の部分的な偏着霜がより抑制でき、空気の流路の目詰まりが短期間により発生し難くなる。したがって、除霜回数がより抑制でき、除霜時間がより短縮できる。
　実施の形態２によれば、非共沸混合冷媒は、Ｒ４１０Ａと共用して使用される。
　この構成によれば、非共沸混合冷媒とＲ４１０Ａとは、フィン１１の表面の温度差の偏りが小さい場合に、蒸発器１００の部分的な偏着霜が抑制でき、空気の流路の目詰まりが短期間に発生し難くなる。したがって、除霜回数が抑制でき、除霜時間が短縮できる。
　実施の形態２によれば、蒸発器１００には、疑似共沸混合冷媒が用いられる。
　この構成によれば、疑似共沸混合冷媒は、フィン１１の表面の温度差の偏りが小さい場合に、蒸発器１００の部分的な偏着霜が抑制でき、空気の流路の目詰まりが短期間に発生し難くなる。したがって、除霜回数が抑制でき、除霜時間が短縮できる。
実施の形態３．
＜蒸発器１００の構成＞
　図６は、本発明の実施の形態３に係る蒸発器１００を側面から見て示す概略構成図である。図７は、本発明の実施の形態３に係る蒸発器１００を示す概略斜視図である。なお、上記実施の形態で説明した事項は、説明を省略し、特徴部分だけを説明する。
　蒸発器１００は、本体１と、分配器２と、集合管３と、アクティブフロスト管７と、を備える。
＜アクティブフロスト管７＞
　図６、図７に示すように、アクティブフロスト管７は、蒸発器１００の空気の流れの風上側にて分配器２に流入する前の非共沸混合冷媒を流通させるものである。アクティブフロスト管７は、蒸発器１００の空気の流れの風上側における一側方にて２つに分岐し、他側方にて２つに分岐した部分を合流させるリング状に構成される。
　そして、膨張弁により絞られて２相となった非共沸混合冷媒は、蒸発器１００の空気の流れ方向で風上側のアクティブフロスト管７を流通する。その後、アクティブフロスト管７を流通した非共沸混合冷媒は、分配器２により蒸発器に分配される。なお、アクティブフロスト管７は、たとえば、ユニットクーラあるいはショーケースに採用されている。
＜蒸発器１００の動作＞
　アクティブフロスト管７が蒸発器１００よりも風上側に配置される。これにより、空気がアクティブフロスト管７にて熱交換し、着霜が誘発される。その後、除湿された空気が風下側の蒸発器１００に供給されることにより、蒸発器１００への着霜が軽減できる。
　また、非共沸混合冷媒を使用した場合に、アクティブフロスト管７へ流れる冷媒の蒸発温度は、共沸混合冷媒を使用した場合に対して低く、アクティブフロスト管７への着霜量が増加する。そのため、非共沸混合冷媒を使用した場合に、共沸混合冷媒時よる蒸発器１００への着霜を抑える効果は、大きくなる。また、実施の形態３では、Ｒ４１０Ａと非共沸混合冷媒とが共用されても良く、疑似共沸混合冷媒が用いられても良い。
　また、アクティブフロスト管７の長さを調整し、蒸発器１００へ供給する冷媒温度を共沸混合冷媒使用時よりも同等以上の温度に設定することもできる。この場合には、蒸発器１００の冷媒流路は、上記実施の形態の構成にかかわらず、対向流となるように多数の伝熱管１２に非共沸混合冷媒を流通させても、除霜時間の間隔が共沸混合冷媒の使用時に対して同等以上にできる。
　また、蒸発器１００への着霜量が軽減されることにより、蒸発器１００の伝熱管１２を細管化すること、または、フィンピッチを詰めること、もしくは、フィン１１の切起こしなどのフィン形状が変更すること、などを採用でき、蒸発器１００の熱交換性能が向上できる。
＜実施の形態３の効果＞
　実施の形態３によれば、蒸発器１００は、蒸発器１００の空気の流れの風上側に分配器２に流入する前の非共沸混合冷媒を流通させるアクティブフロスト管７を有する。
　この構成によれば、蒸発器１００に流入する以前の空気がアクティブフロスト管７にて熱交換され、アクティブフロスト管７にて着霜が誘発される。その後、除湿された空気が流れ方向下流の蒸発器１００に供給されることにより、蒸発器１００の着霜が軽減できる。また、非共沸混合冷媒を使用した場合には、アクティブフロスト管７へ流れる冷媒の蒸発温度は、共沸混合冷媒を使用した場合に対して低く、アクティブフロスト管７への着霜量が増加する。そのため、非共沸混合冷媒を使用した場合には、共沸混合冷媒の使用時よりも蒸発器１００の着霜が軽減できる効果が増大する。
実施の形態４．
＜冷凍サイクル装置２００＞
　図８は、本発明の実施の形態４に係る蒸発器１００を適用した冷凍サイクル装置２００を示す冷媒回路図である。
　図８に示すように、冷凍サイクル装置２００は、圧縮機２０１、凝縮器２０２、膨張弁２０３および蒸発器１００を備える。また、冷凍サイクル装置２００は、蒸発器１００に送風する送風機２０４を備える。冷凍サイクル装置２００は、凝縮器２０２に送風する送風機２０５を備える。そして、蒸発器１００と送風機２０４と膨張弁２０３とがユニットクーラ２０６を構成する。これら圧縮機２０１、凝縮器２０２、膨張弁２０３および蒸発器１００が冷媒配管で接続されて冷媒回廊である冷凍サイクル回路を形成している。そして、蒸発器１００から流出した冷媒は、圧縮機２０１に吸入されて高温高圧となる。高温高圧となった冷媒は、凝縮器２０２において凝縮されて液体になる。液体となった冷媒は、膨張弁２０３で減圧膨張されて低温低圧の気液二相となり、気液二相の冷媒が蒸発器１００において熱交換される。
　実施の形態１～３の蒸発器１００は、このような冷凍サイクル装置２００に適用できる。なお、冷凍サイクル装置２００としては、たとえば空気調和装置、冷凍装置および給湯器などに採用できる。また、蒸発器１００は、送風機２０４と膨張弁２０３とに組み合わせてユニットクーラ２０６に構成される。なお、ユニットクーラ２０６には、膨張弁２０３が含まれなくても良い。
＜実施の形態４の効果＞
　実施の形態４によれば、冷凍サイクル装置２００は、上記の実施の形態１～３に記載の蒸発器１００を備える。
　この構成によれば、蒸発器１００の部分的な偏着霜が抑制でき、空気の流路の目詰まりが短期間に発生し難くなる。したがって、冷凍サイクル装置２００では、除霜回数が抑制でき、除霜時間が短縮できる。
　実施の形態４によれば、ユニットクーラ２０６は、送風機２０４を備える。ユニットクーラ２０６は、送風機２０４により送風される空気との間で熱交換する冷媒を用いる冷媒回路の蒸発器１００を備える。蒸発器１００は、板面を並行に配置される多数のフィン１１を備える。蒸発器１００は、多数のフィン１１に挿通される多数の伝熱管１２を備える。多数の伝熱管１２は、冷媒が蒸発器１００の空気の流れの最も風上側にて送り込まれる入口伝熱管１２ａを有する。多数の伝熱管１２は、入口伝熱管１２ａよりも空気の流れの風下側にて冷媒と空気とが並行流となるように入口伝熱管１２ａと接続される後列伝熱管１２ｂを有する。
　この構成によれば、蒸発器１００の部分的な偏着霜が抑制でき、空気の流路の目詰まりが短期間に発生し難くなる。したがって、ユニットクーラ２０６では、除霜回数が抑制でき、除霜時間が短縮できる。
　１　本体、２　分配器、３　集合管、４　配管、５　冷媒配管、６　配管、７　アクティブフロスト管、１１　フィン、１２　伝熱管、１２ａ　入口伝熱管、１２ｂ　後列伝熱管、１２ｃ　出口伝熱管、１３　第１ヘアピン管、１４　第２ヘアピン管、１５　第１仮想線、１６　第２仮想線、１７　第３ヘアピン管、１８　前半伝熱管群、１９　後半伝熱管群、１００　蒸発器、２００　冷凍サイクル装置、２０１　圧縮機、２０２　凝縮器、２０３　膨張弁、２０４　送風機、２０５　送風機、２０６　ユニットクーラ。

Claims (16)

  1. 　空気との間で熱交換する冷媒を用いる冷媒回路の蒸発器であって、
    　前記蒸発器は、板面を並行に配置される多数のフィンと、前記多数のフィンに挿通される多数の伝熱管と、を備え、
    　多数の前記伝熱管は、
    　前記冷媒が前記蒸発器の前記空気の流れの最も風上側にて送り込まれる入口伝熱管と、
    　前記入口伝熱管よりも前記空気の流れの風下側にて前記冷媒と前記空気とが並行流となるように前記入口伝熱管と接続される後列伝熱管と、
    を有する蒸発器。
  2. 　前記多数の伝熱管は、多数の前記入口伝熱管と多数の前記入口伝熱管を第１列とした後の奇数列の多数の前記後列伝熱管とを含む多数の奇数列伝熱管と、前記奇数列伝熱管以外の偶数列の多数の前記後列伝熱管を含む多数の偶数列伝熱管と、を有し、
    　多数の前記奇数列伝熱管の挿通位置と多数の前記偶数列伝熱管の挿通位置とは、前記空気の流れに対して直交方向にずれる請求項１に記載の蒸発器。
  3. 　多数の前記入口伝熱管のそれぞれと接続される多数の前記奇数列伝熱管を前記空気の流れの風上側と風下側とにわたって結ぶ第１仮想線と、前記第１仮想線上の多数の前記奇数列伝熱管と接続される多数の前記偶数列伝熱管を前記空気の流れの風上側と風下側とにわたって結ぶ第２仮想線と、は、平行である請求項２に記載の蒸発器。
  4. 　多数の前記伝熱管は、多数の前記入口伝熱管のそれぞれと接続され、前記冷媒と前記空気とが並行流となる前半伝熱管群と、前記前半伝熱管群から折り返され、前記冷媒と前記空気とが対向流となる後半伝熱管群と、で構成され、
    　前記前半伝熱管群と前記後半伝熱管群とは、それぞれ交互となるように並列に配置される請求項１～３のいずれか１項に記載の蒸発器。
  5. 　前記前半伝熱管群と前記後半伝熱管群との挿通方向は、前記空気の流れに対して直交方向である請求項４に記載の蒸発器。
  6. 　多数の前記伝熱管は、多数の前記入口伝熱管のそれぞれに一つおきに交互に並列に配置され、前記冷媒を前記蒸発器の前記空気の流れの最も風上側にて流出させる多数の出口伝熱管を有する請求項４または５に記載の蒸発器。
  7. 　多数の前記入口伝熱管のうちのそれぞれの前記入口伝熱管に対応する多数の前記出口伝熱管のうちのそれぞれの前記出口伝熱管は、それぞれの前記入口伝熱管の下方に設けられる請求項６に記載の蒸発器。
  8. 　前記蒸発器の前記空気の流れの風上側にて前記冷媒を流通させるアクティブフロスト管を有する請求項１～７のいずれか１項に記載の蒸発器。
  9. 　多数の前記入口伝熱管に対し、前記冷媒を多数に分けて供給する分配器を有する請求項２～８のいずれか１項に記載の蒸発器。
  10. 　多数の前記入口伝熱管のそれぞれに分配される前記冷媒を前記蒸発器から集合して前記冷媒回路に送り込む集合管を有する請求項２～９のいずれか１項に記載の蒸発器。
  11. 　前記冷媒は、非共沸混合冷媒である請求項１～１０のいずれか１項に記載の蒸発器。
  12. 　前記非共沸混合冷媒の組成は、Ｒ３２、Ｒ１２５、Ｒ１３４ａ、ｒ１２３４ｙｆ、ＣＯ２の混合冷媒であり、Ｒ３２の組成が４９～５５ｗｔ％であり、Ｒ１２５の組成が１６～２２ｗｔ％であり、Ｒ１３４ａの組成が７～１３ｗｔ％であり、ｒ１２３４ｙｆの組成が６～１２ｗｔ％であり、ＣＯ２の組成が７～１３ｗｔ％であり、合計が１００ｗｔ％となる組成比をもつ請求項１１に記載の蒸発器。
  13. 　前記非共沸混合冷媒は、Ｒ４１０Ａと共用して使用される請求項１１または１２に記載の蒸発器。
  14. 　前記冷媒は、疑似共沸混合冷媒である請求項４～１０のいずれか１項に記載の蒸発器。
  15. 　請求項１～１４のいずれか１項に記載の前記蒸発器を備える冷凍サイクル装置。
  16. 　送風機と、
    　前記送風機により送風される空気との間で熱交換する冷媒を用いる冷媒回路の蒸発器と、
    を備え、
    　前記蒸発器は、板面を並行に配置される多数のフィンと、前記多数のフィンに挿通される多数の伝熱管と、を備え、
    　多数の前記伝熱管は、
    　前記冷媒が前記蒸発器の前記空気の流れの最も風上側にて送り込まれる入口伝熱管と、
    　前記入口伝熱管よりも前記空気の流れの風下側にて前記冷媒と前記空気とが並行流となるように前記入口伝熱管と接続される後列伝熱管と、
    を有するユニットクーラ。
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