WO2021235463A1 - 冷媒分配器、熱交換器及び空気調和装置 - Google Patents

冷媒分配器、熱交換器及び空気調和装置 Download PDF

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WO2021235463A1
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refrigerant
pipe
inner pipe
outflow hole
flow
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洋次 尾中
崇 松本
理人 足立
哲二 七種
祐基 中尾
裕之 森本
篤史 岐部
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三菱電機株式会社
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    • F28F2009/0297—Side headers, e.g. for radiators having conduits laterally connected to common header

Definitions

  • the present disclosure relates to a double-structured refrigerant distributor, heat exchanger, and air conditioner including an inner pipe and an outer pipe.
  • a refrigerant distributor that distributes a refrigerant using a double-structured pipe having an inner pipe and an outer pipe is known.
  • a refrigerant outflow hole which is also called an orifice hole, is provided at the lowermost portion of the inner pipe.
  • the refrigerant flowing out of the refrigerant outflow hole is ejected into the space between the inner pipe and the outer pipe, flows into the heat transfer pipe from the outer pipe, and exchanges heat with air there (see, for example, Patent Document 1).
  • the refrigerant distributor it is difficult for the flow state of the refrigerant to transition to the annular flow for various reasons, and the refrigerant distributor is in the vertical direction even though it is in the annular basin in the general flow mode diagram.
  • the liquid phase distribution in the cross section is biased. For example, when the inflow pipe of the refrigerant is short, or when the heat exchanger and the heat exchanger are connected by a connecting pipe having a bent portion to form one heat exchanger.
  • the distribution of the refrigerant is biased due to the bias of the liquid phase distribution.
  • the present disclosure has been made in view of the above circumstances, and provides a refrigerant distributor, a heat exchanger, and an air conditioner capable of suppressing the bias of the liquid phase distribution of the refrigerant distributor and appropriately distributing the refrigerant.
  • the purpose is to provide.
  • the refrigerant distributor of the present disclosure has an outer pipe in which a refrigerant flows inside and a plurality of heat transfer tubes are connected at predetermined intervals, and the refrigerant in which the refrigerant flows inside and is housed in the outer pipe and flows inside.
  • the refrigerant outflow hole is provided with a portion, and the angle ⁇ seen from the center of the inner pipe from the lower end of the inner pipe on the vertical line passing through the center of the inner pipe to the position where the refrigerant outflow hole is present is 10.
  • the refrigerant distributor of the present disclosure is provided with a structural portion in the inner pipe or the outer pipe in which the gas-liquid two-phase flow is underdeveloped.
  • the refrigerant that has passed through the structure flows into the inner pipe in a state where the gas-liquid two-phase flow is underdeveloped.
  • the refrigerant outflow hole is provided in a range where the angle ⁇ from the lower end of the inner pipe on the vertical line passing through the center of the inner pipe to the position where the refrigerant outflow hole exists is in the range of 10 ° ⁇ ⁇ ⁇ 80 °.
  • the refrigerant outflow hole is provided only in the vicinity of the liquid level of the refrigerant.
  • the refrigerant distributor can uniformly distribute the refrigerant to the space formed between the inner pipe and the outer pipe even if the gas-liquid two-phase flow flows into the inner pipe in an undeveloped state. , Appropriate refrigerant distribution can be performed.
  • FIG. It is a refrigerant circuit diagram of the air conditioner which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a side schematic of the outdoor heat exchanger of the air conditioner which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a top view of the outdoor heat exchanger of the air conditioner according to the first embodiment. It is a figure which shows the state of the refrigerant in the inner pipe of the air conditioner which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a vertical sectional view of the refrigerant distributor of line AA of FIG. 3 of the air conditioner which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is sectional drawing in the vertical direction which shows the relationship between the liquid level of the refrigerant of the inner pipe and the refrigerant outflow hole for demonstrating the effect of the air conditioner which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a figure which shows the influence range to the refrigerant of the refrigerant outflow hole for explaining the effect of the air conditioner which concerns on Embodiment 1, and the flow state of a refrigerant. It is a figure which shows the refrigerant distribution amount characteristic when the refrigerant outflow hole for demonstrating the effect of the air conditioner which concerns on Embodiment 1 is provided in the lower part of the inner pipe.
  • FIG. 1 It is sectional drawing in the vertical direction which shows the relationship between the liquid level of the refrigerant of the inner pipe, and the refrigerant outflow hole for demonstrating the effect of the air conditioner which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a figure which shows the influence range to the refrigerant of the refrigerant outflow hole for explaining the effect of the air conditioner which concerns on Embodiment 1, and the flow state of a refrigerant. It is a figure which shows the refrigerant distribution amount characteristic at the time of providing the refrigerant outflow hole in the upper part of the inner pipe for explaining the effect of the air conditioner which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. 15 is a vertical cross-sectional view taken along the line AA shown in FIG.
  • FIG. 15 is a vertical sectional view taken along line BB shown in FIG. 15 of the refrigerant distributor of the air conditioner according to the second embodiment.
  • It is a side schematic of the 2nd outdoor heat exchanger of the air conditioner which concerns on Embodiment 3.
  • FIG. It is a side schematic of the outdoor heat exchanger which concerns on 1st example of the air conditioner which concerns on Embodiment 4.
  • FIG. It is a side schematic of the outdoor heat exchanger which concerns on the 2nd example of the air conditioner which concerns on Embodiment 4.
  • FIG. 5 is a schematic cross-sectional view of the upper outer pipe and the upper inner pipe of the outdoor heat exchanger according to the second example of the air conditioner according to the fourth embodiment along the line AA of FIG. It is a side schematic of the outdoor heat exchanger which concerns on the 3rd example of the air conditioner which concerns on Embodiment 4.
  • FIG. It is a side schematic of the outdoor heat exchanger which concerns on the 4th example of the air conditioner which concerns on Embodiment 4.
  • FIG. It is a figure which shows the angle of the refrigerant outflow hole in the inner pipe in the air conditioner which concerns on Embodiment 5.
  • FIG. 5 is a diagram showing a flow mode diagram (Baker diagram) showing plotting of the flow state of the refrigerant inside the inner pipe under the experimental conditions of the inventors with the refrigerant in the distributors according to the first to fifth embodiments. .. It is a figure which shows the modified Baker flow mode diagram under the same refrigerant inflow condition as FIG. 25 in Embodiment 6. It is a figure which shows the relationship between the flow path cross-sectional area of the inner pipe in Embodiment 6 and the refrigerant distribution improvement rate by a refrigerant outflow hole. It is a vertical sectional view of the refrigerant distributor of the air conditioner which concerns on Embodiment 7.
  • Embodiment 1 an air conditioner having a refrigerant distributor according to the embodiment will be described with reference to the drawings.
  • the same components will be described with the same reference numerals, and duplicate explanations will be given only when necessary.
  • the present disclosure may include any combination of configurable configurations among the configurations described in each of the following embodiments.
  • FIG. 1 is a refrigerant circuit diagram of the air conditioner 100 according to the first embodiment.
  • the air conditioner 100 includes an outdoor unit 10 and a plurality of indoor units 11, 12, and 13.
  • the indoor units 11, 12 and 13 are connected in parallel with each other.
  • the refrigerant circulates inside the outdoor unit 10 and the plurality of indoor units 11, 12, and 13.
  • the air conditioner 100 is a multi-type air conditioner.
  • the first embodiment does not limit the number of indoor units 11, 12, and 13 connected to the outdoor unit 10.
  • the compressor 1, the four-way valve 2, the outdoor heat exchanger 3, the expansion valve 5, the indoor heat exchanger 6, and the accumulator 8 are connected by a refrigerant pipe 26 and a refrigerant pipe 27. It has a refrigerant circuit. In each of the outdoor heat exchanger 3 and the indoor heat exchanger 6, heat is exchanged between the refrigerant flowing inside and the air by the wind generated by the fan 4 and the fan 7.
  • the refrigerant of the high-temperature and high-pressure gas compressed by the compressor 1 is transferred from the refrigerant pipe 26 connecting the four-way valve 2 and the outdoor heat exchanger 3 to the outdoor heat exchanger 3 via the four-way valve 2. Inflow.
  • the refrigerant flowing into the outdoor heat exchanger 3 exchanges heat with the wind generated by the fan 4, and then flows out from the refrigerant pipe 27 connecting the outdoor heat exchanger 3 and the expansion valve 5.
  • the refrigerant flows in the direction opposite to the refrigerant flow direction in the case of the condenser.
  • FIG. 2 is a schematic side view of the outdoor heat exchanger 3 of the air conditioner 100 according to the first embodiment.
  • FIG. 3 is a top-level drawing of the outdoor heat exchanger 3 of the air conditioner 100 according to the first embodiment.
  • the black arrow in the figure indicates the flow of the refrigerant when it functions as an evaporator.
  • the outdoor heat exchanger 3 mounted on the outdoor unit 10 of the air conditioner 100 exchanges heat between the outside air sucked from the suction port by the fan 4 and the refrigerant.
  • the outdoor heat exchanger 3 is arranged below the fan 4.
  • the outdoor heat exchanger 3 has a refrigerant distributor 30, a plurality of heat transfer tubes 31, and a plurality of fins 32.
  • the refrigerant distributor 30 is arranged in the horizontal direction.
  • the plurality of heat transfer tubes 31 are provided at intervals, and one end of each is inserted into the refrigerant distributor 30.
  • the fin 32 is attached to the heat transfer tube 31 and is provided between the heat transfer tubes 31. The fin 32 transfers heat to the heat transfer tube 31.
  • the refrigerant distributor 30 has a double pipe structure including an inner pipe 33 and an outer pipe 34.
  • a plurality of heat transfer tubes 31 are connected to the outer tube 34 in the extending direction of the outer tube 34.
  • the refrigerant flowing between the inner pipe 33 and the outer pipe 34 is distributed to the plurality of heat transfer pipes 31.
  • the inner pipe 33 is held horizontally in the pipe extension direction.
  • a refrigerant including a liquid refrigerant flows into one end of the inner pipe 33.
  • a cap 36 is provided at the most downstream end of the inner pipe 33 of the flow of the refrigerant when the outdoor heat exchanger 3 functions as an evaporator.
  • the refrigerant pipe 27 of the refrigerating cycle circuit is connected to the uppermost flow end of the inner pipe 33 of the refrigerant flow of the inner pipe 33.
  • a refrigerant outflow hole 35 which is also called an orifice hole, is formed between the heat transfer pipes 31 at intervals in the pipe extending direction of the inner pipe 33. .. Since the refrigerant outflow hole 35 is provided between the heat transfer tubes 31, the refrigerant distribution of the refrigerant distributor 30 is compared with the case where the refrigerant outflow hole 35 is provided in the inner pipe 33 directly below the heat transfer tube 31. Performance can be improved.
  • the refrigerant outflow hole 35 may be formed in the inner pipe 33 directly below the heat transfer pipe 31.
  • the inner pipe 33 is provided with an inflow portion 41.
  • the inflow portion 41 has a length L as a run-up distance.
  • L when the inner diameter of the inner pipe 33 is D, L ⁇ 5D.
  • FIG. 4 is a diagram showing a state of the refrigerant in the inner pipe 33 of the air conditioner 100 according to the first embodiment.
  • the inner pipe 33 which is a shower pipe
  • refrigerant there are two types of refrigerant, a gas phase and a liquid phase.
  • the refrigerant outflow hole 35 is provided in the vicinity of the angle ⁇ 'of the liquid level AL of the liquid phase refrigerant.
  • FIG. 5 is a vertical sectional view of the refrigerant distributor 30 of the AA line of FIG. 3 of the air conditioner 100 according to the first embodiment.
  • FIG. 5 is a diagram showing a state in which the refrigerant is flowing in the inner pipe 33 in a semi-circular flow state.
  • FIG. 5 shows an example in which the refrigerant outflow hole 35 is provided at the angle ⁇ 'of the liquid level AL of the liquid phase refrigerant.
  • the angle ⁇ at which the refrigerant outflow hole 35 is provided is the angle ⁇ from the lower end of the vertical inner pipe 33 passing through the center of the inner pipe 33 as seen from the center of the inner pipe 33 to the position where the refrigerant outflow hole 35 exists. 10 ° ⁇ ⁇ ⁇ 80 ° It may be provided in the range of.
  • Equation (1) is a prediction equation that reflects the experimental results of the inventors based on the estimation equation of the Nusselt liquid film.
  • x is the distance projected from the refrigerant outflow hole 35 onto the horizontal line orthogonal to the pipe extension direction passing through the center of the inner pipe 33.
  • Ja is the number of Jacobs
  • Ga is the number of Galileo
  • Pr L is the number of liquid Prandtl numbers
  • ⁇ L is the hydraulic viscosity coefficient
  • L is the approach distance of the inner pipe
  • D is the inner diameter of the inner pipe
  • Ga gD 3 / ⁇ L 2
  • Ja CpL / ⁇ iv
  • CpL is constant pressure specific heat
  • ⁇ iv latent heat
  • L ⁇ 5D Each state quantity and physical property value shall be estimated by the pressure flowing into the refrigerant distributor 30.
  • FIG. 6 is a vertical sectional view showing the relationship between the liquid level AL of the refrigerant of the inner pipe 33 and the refrigerant outflow hole 35 for explaining the effect of the air conditioner 100 according to the first embodiment.
  • FIG. 6 shows a case where the liquid phase of the refrigerant flowing through the inner pipe 33 is a semi-circular flow. Further, the case where the refrigerant outflow hole 35 is provided at the lowermost portion of the inner pipe 33 is shown.
  • FIG. 7 is a diagram showing the range of influence of the refrigerant outflow hole 35 on the refrigerant and the flow state of the refrigerant for explaining the effect of the air conditioner 100 according to the first embodiment.
  • FIG. 8 is a diagram showing the refrigerant distribution amount characteristics when the refrigerant outflow hole 35 for explaining the effect of the air conditioner 100 according to the first embodiment is provided in the lower part of the inner pipe 33.
  • FIGS. 7 and 8 show a case where the refrigerant outflow hole 35 is provided at the lowermost portion of the inner pipe 33, as shown in FIG.
  • the position of the refrigerant outflow hole 35 near the inflow portion 41 is designated as A
  • the position far from the inflow portion 41 is designated as G in alphabetical order.
  • the broken line represents the range of influence of each refrigerant outflow hole 35, and at a certain time, the refrigerant in the broken line passes through the refrigerant outflow hole 35 and is distributed.
  • the flow mode of the refrigerant is a semi-circular flow
  • the liquid refrigerant distribution amount of the refrigerant outflow holes A to D on the upstream side is the liquid refrigerant distribution of the refrigerant outflow holes E to G on the downstream side. It is large compared to the amount.
  • FIG. 9 is a vertical sectional view showing the relationship between the liquid level AL of the refrigerant of the inner pipe 33 and the refrigerant outflow hole 35 for explaining the effect of the air conditioner 100 according to the first embodiment.
  • FIG. 9 shows a case where the liquid phase of the refrigerant flowing
  • FIG. 10 is a diagram showing the range of influence of the refrigerant outflow hole 35 on the refrigerant and the flow state of the refrigerant for explaining the effect of the air conditioner 100 according to the first embodiment.
  • the liquid refrigerant distribution amount of the refrigerant outflow holes A to C on the upstream side is the liquid refrigerant distribution of the refrigerant outflow holes D to G on the downstream side. Less than the amount.
  • FIG. 12 is a vertical sectional view showing the relationship between the liquid level AL of the refrigerant of the inner pipe 33 of the inner pipe 33 of the air conditioner 100 according to the first embodiment and the refrigerant outflow hole 35.
  • FIG. 12 shows a case where the liquid phase of the refrigerant flowing through the inner pipe 33 is a semi-circular flow.
  • the refrigerant outflow hole 35 is provided near the liquid level AL of the inner pipe 33. Only one refrigerant outflow hole 35 is provided in the vertical cross section of the inner pipe 33.
  • FIG. 13 is a diagram showing the range of influence of the refrigerant outflow hole 35 of the air conditioner 100 according to the first embodiment on the refrigerant and the flow state.
  • FIG. 14 is a diagram showing the refrigerant distribution amount characteristics when the refrigerant outflow hole 35 of the air conditioner 100 according to the first embodiment is provided on the liquid level AL of the inner pipe 33. 13 and 14 show a case where the refrigerant outflow hole 35 is provided at the position of the liquid level AL of the inner pipe 33, as shown in FIG. Even when the flow mode of the refrigerant is a semi-circular flow, as shown in FIG. 14, the liquid refrigerant distribution amounts of the refrigerant outflow holes A to G are relatively uniform as compared with FIGS. 8 and 11. ..
  • the refrigerant outflow hole 35 is provided in the vicinity of the liquid level AL even when a sufficient approach distance cannot be secured (L ⁇ 5D).
  • the gas and liquid can be relatively uniformly distributed to the space formed between the outer pipe 34 and the inner pipe 33. Therefore, the refrigerant distributor 30 can appropriately distribute the refrigerant.
  • Embodiment 2 In the first embodiment, the case of one outdoor heat exchanger 3 has been described. In the second embodiment, a case where the first outdoor heat exchanger 3a and the second outdoor heat exchanger 3b are connected by the bending inner pipe 33r will be described.
  • FIG. 15 is a top-level drawing of the outdoor heat exchanger 3 of the air conditioner 100 according to the second embodiment.
  • the outdoor heat exchanger 3 has a first outdoor heat exchanger 3a and a second outdoor heat exchanger 3b.
  • the first refrigerant distributor 30a of the first outdoor heat exchanger 3a and the second refrigerant distributor 30b of the second outdoor heat exchanger 3b are connected by a bent inner pipe 33r having a bent portion having a curvature.
  • the bent inner pipe 33r connects the inner pipe 33 of the first outdoor heat exchanger 3a and the inner pipe 33 of the second outdoor heat exchanger 3b.
  • FIG. 16 is a vertical sectional view taken along line AA shown in FIG. 15 of the first refrigerant distributor 30a of the air conditioner 100 according to the second embodiment.
  • the flow mode of the refrigerant flowing through the inner pipe 33 of the first refrigerant distributor 30a of the first outdoor heat exchanger 3a is a semi-circular flow.
  • FIG. 17 is a vertical sectional view taken along line BB shown in FIG. 15 of the first refrigerant distributor 30a of the air conditioner 100 according to the second embodiment.
  • the flow mode of the refrigerant flowing through the inner pipe 33 of the second refrigerant distributor 30b of the second outdoor heat exchanger 3b is a separate flow.
  • the angle ⁇ 2 of the refrigerant outflow hole 35 of the second refrigerant distributor 30b includes one having a larger angle ⁇ 1 of the refrigerant outflow hole 35 of the first refrigerant distributor 30a in the range of ⁇ 180 ° to 180 ° ( ⁇ 2>. ⁇ 1).
  • the flow mode of the refrigerant flowing through the inner pipe 33 of the first refrigerant distributor 30a before passing through the bent inner pipe 33r is a semi-circular flow.
  • the flow mode of the refrigerant flowing through the inner pipe 33 of the second refrigerant distributor 30b after passing through the bent inner pipe 33r is a separated flow. Therefore, as shown in FIG. 17, the liquid level AL of the refrigerant rises, and the refrigerant distribution performance deteriorates.
  • the angle ⁇ 2 of the refrigerant outflow hole 35 of the second refrigerant distributor 30b is larger than the angle ⁇ 1 of the refrigerant outflow hole 35 of the first refrigerant distributor 30a. Thereby, the refrigerant distribution performance of the first refrigerant distributor 30a and the second refrigerant distributor 30b can be improved.
  • the bent inner pipe 33r may be an L-shaped pipe joint (elbow). Further, it may be formed by bending the outer pipe 34 of the first refrigerant distributor 30a.
  • Embodiment 3 As the outdoor heat exchanger 3 of the third embodiment, the configuration including the first outdoor heat exchanger 3a and the second outdoor heat exchanger 3b is adopted as in the second embodiment shown in FIG. In the third embodiment, in such a configuration, the diameter of the inner pipe 33 of the second outdoor heat exchanger 3b is reduced toward the end portion.
  • FIG. 18 is a schematic side view of the second outdoor heat exchanger 3b of the air conditioner 100 according to the third embodiment.
  • the second outdoor heat exchanger 3b has an inner pipe 33a and an inner pipe 33b.
  • the inner pipe 33 of the first outdoor heat exchanger 3a is connected to the inner pipe 33a (see FIG. 15) of the second outdoor heat exchanger 3b via the bent inner pipe 33r (see FIG. 15). It is connected.
  • the inner diameter of the inner pipe 33a of the second outdoor heat exchanger 3b is the same as the inner diameter of the inner pipe 33 of the first outdoor heat exchanger 3a.
  • the inner pipe 33a is connected to the inner pipe 33b.
  • the inner diameter of the inner pipe 33b is smaller than the inner diameter of the inner pipe 33a.
  • a cap 36 is provided at the end of the inner pipe 33b. That is, the inner diameter of the end portion of the inner pipe 33b of the second outdoor heat exchanger 3b on the side where the cap 36 is provided is the side to which the bent inner pipe 33r of the inner pipe 33a of the second heat exchanger is connected. It is smaller than the inner diameter of the starting end.
  • the refrigerant flow rate at the terminal portion of the second refrigerant distributor 30b of the second outdoor heat exchanger 3b is reduced, and the flow mode changes from the semi-circular flow to the separated flow. Can be suppressed. Therefore, the flow rate robustness of the refrigerant distribution characteristic can be improved.
  • the inner pipe 33 of the second outdoor heat exchanger 3b ends from the start end.
  • the pipe may be such that the inner diameter gradually decreases toward the portion.
  • the structural portion C is provided upstream of the inner pipe 33 so that the refrigerant flowing through the inner pipe 33 is in a state where the gas-liquid two-phase flow is underdeveloped.
  • the "state in which the gas-liquid two-phase flow is underdeveloped" is a state in which the refrigerant flowing through the inner pipe 33 is not a gas-liquid two-phase flow and is a stratified flow.
  • FIG. 19 is a schematic side view of the outdoor heat exchanger 3 according to the first example of the air conditioner 100 according to the fourth embodiment.
  • FIG. 19 is a diagram showing a structural portion C1 of the first example of the refrigerant distributor 30 according to the air conditioner 100 according to the fourth embodiment.
  • the lower inner pipe 33_1 is provided with a refrigerant outflow hole 35 (not shown) at the position described in the first embodiment.
  • the connection relationship between the plurality of heat transfer tubes 31 and the lower outer tube 34_1 is the same as that in the first embodiment.
  • an upper outer tube 34 is provided above the plurality of heat transfer tubes 31 and fins 32 (not shown).
  • the connection relationship between the upper outer tube 34 and the plurality of heat transfer tubes 31 is the same as the connection relationship between the lower outer tube 34_1 and the plurality of heat transfer tubes 31.
  • an outflow pipe 42 having a diameter smaller than that of the upper outer pipe 34 is provided.
  • the lower inner pipe 33_1 is housed in the lower outer pipe 34_1, and the upstream side is extended from the lower outer pipe 34_1.
  • the extended portion of the lower inner pipe 33_1 is a linear inflow portion 41, which serves as a run-up portion for the refrigerant flowing into the lower outer pipe 34_1.
  • the inflow portion 41 which is an extended portion of the lower inner pipe 33_1, is also referred to as a structural portion C1.
  • L When the inner diameter of the inflow portion 41 is D and the length of the inflow portion 41 is L, L ⁇ 10 ⁇ D. Further, preferably, L ⁇ 5 ⁇ D.
  • the refrigerant that has passed through such a structural portion C1 is in a state where the gas-liquid two-phase flow is underdeveloped and flows into the lower inner pipe 33_1. Then, the refrigerant in a state where the gas-liquid two-phase flow is underdeveloped passes through the refrigerant outflow hole 35 (not shown) from the lower inner pipe 33_1 and flows out to the lower outer pipe 34_1.
  • the refrigerant flowing out to the lower outer pipe 34_1 passes through the plurality of heat transfer tubes 31 and flows into the upper outer pipe 34.
  • the refrigerant that has flowed into the upper outer pipe 34 flows into the outflow pipe 42, and flows out of the outdoor heat exchanger 3 from the outflow pipe 42.
  • a flow mode diagram such as a Baker diagram.
  • Many of these flow mode diagrams represent a state in which the flow of gas and liquid is sufficiently developed, in other words, a flow mode when a sufficient approach distance is provided.
  • FIG. 20 is a schematic side view of the outdoor heat exchanger 3 according to the second example of the air conditioner 100 according to the fourth embodiment.
  • FIG. 20 is a diagram showing a structural portion C2 of a second example of the refrigerant distributor 30 according to the air conditioner 100 according to the fourth embodiment.
  • a partition 51_1 is provided inside the lower outer pipe 34_1 and a partition 51_2 is provided inside the upper outer pipe 34_2. It is a thing.
  • a partition 51_1 is provided inside the lower outer pipe 34_1.
  • the partition 51_1 partitions the inside of the lower outer pipe 34_1 with the lower outer pipe 34_1_1 and the lower outer pipe 34_1_1 in the axial direction of the outer pipe 34_1.
  • an inflow portion 41 having a diameter smaller than that of the lower outer pipe 34_1_1 is provided.
  • An outflow pipe 42 having a diameter smaller than that of the lower outer pipe 34_1_2 is connected to the outflow side of the lower outer pipe 34_1_2.
  • connection relationship between the plurality of heat transfer tubes 31 and the lower outer tube 34_1 is the same as that of the first embodiment.
  • An upper outer tube 34_2 and an upper inner tube 33_2 are provided above the plurality of heat transfer tubes 31 and fins 32 (not shown).
  • the connection relationship between the upper outer tube 34_1 and the plurality of heat transfer tubes 31 is the same as the connection relationship between the lower outer tube 34_1 and the plurality of heat transfer tubes 31.
  • the upper outer pipe 34_2 accommodates the upper inner pipe 33_2.
  • the upper inner pipe 33_2 is provided with a refrigerant outflow hole 35 as in the first embodiment.
  • a partition 51_2 is provided inside the upper outer pipe 34_2.
  • the partition 51_2 is provided on the upper side of the partition 51_1, and partitions the inside of the upper outer pipe 34_2 into the upper outer pipe 34_2_1 and the upper outer pipe 34_2_2 in the axial direction of the outer pipe 24_2.
  • the partition 51_2 partitions the inner circumference of the upper outer pipe 34_2 and the upper inner pipe 33_2 in the axial direction of the outer pipe 24_2.
  • the upper outer pipe 34_2 is more extended than the upper inner pipe 33_2.
  • the inside of the upper outer pipe 34_2_1 constitutes a confluence space S_1.
  • a plurality of heat transfer tubes 31 are connected to the confluence space S_1, and the refrigerant that has passed through the inflow portion 41, the lower outer tube 34_1_1, and the plurality of heat transfer tubes 31 merges with each other.
  • the confluence space S_1 is also referred to as a structural portion C2.
  • the refrigerant merged in the merge space S_1 flows into the upper inner pipe 33_2. Further, a part of the refrigerant merged in the merging space S_1 is folded back by the partition 51_2 and then flows into the upper inner pipe 33_2.
  • FIG. 21 shows the upper outer pipe 34_2_2 and the upper inner pipe 33_2 of the outdoor heat exchanger 3 according to the second example of the air conditioner 100 according to the fourth embodiment along the AA line of FIG. 20. It is a cross-sectional schematic diagram.
  • the upper inner pipe 33_2 is provided with a refrigerant outflow hole 35 at an angle ⁇ 'of the liquid level AL in the liquid phase refrigerant, as in the first embodiment shown in FIG. An example is shown.
  • the angle ⁇ 'where the refrigerant outflow hole 35 is provided is the position where the refrigerant outflow hole 35 exists from the lower end of the upper inner pipe 33_2 of the vertical line passing through the center of the upper inner pipe 33_2 as seen from the center of the upper inner pipe 33_2. Is the angle to 10 ° ⁇ ⁇ ' ⁇ 80 ° It may be provided in the range of.
  • the refrigerant flowing out from the refrigerant outflow hole 35 of the upper inner pipe 33_2 passes through the upper outer pipe 34_2_2 and the plurality of heat transfer tubes 31 in sequence, and flows into the lower outer pipe 34_1_2.
  • the refrigerant that has flowed into the lower outer pipe 34_1_2 flows into the outflow pipe 42 and flows out of the outdoor heat exchanger 3.
  • the structural portion C2 is provided in the upper outer pipe 34_2.
  • the flow path cross-sectional area A1 of the merging space S_1 and the flow path cross-sectional area AS of the upper inner pipe 33_2 are different, so that the gas-liquid two-phase flow is underdeveloped.
  • a region where the gas-liquid two-phase flow is underdeveloped is formed upstream of the upper inner pipe 33_2.
  • the refrigerant distributor 30 having the structural portion C2 of the air conditioner 100 according to the fourth embodiment it is possible to uniformly distribute the gas-liquid two-phase flow, and the distribution performance is improved.
  • FIG. 22 is a schematic side view of the outdoor heat exchanger 3 according to the third example of the air conditioner 100 according to the fourth embodiment.
  • FIG. 22 is a diagram showing a structural portion C3 of a third example of the refrigerant distributor 30 according to the air conditioner 100 according to the fourth embodiment.
  • a partition 61 is provided inside the lower outer pipe 34_1.
  • the partition 61 partitions the lower outer pipe 34_1 into the lower outer pipe 34_1_1 and the lower outer pipe 34_1_2. Specifically, the partition 61 partitions between the inner circumference of the lower outer pipe 34_1 and the lower inner pipe 33_1.
  • the lower outer pipe 34_1_1 is longer than the lower inner pipe 33_1.
  • the lower surface of the lower outer tube 34_1_1 has an opening (not shown).
  • a refrigerant inflow pipe 62 is connected to the opening.
  • the inside of the lower outer pipe 34_1 constitutes an inflow space S_2. Refrigerant flows into the inflow space S_2 from the refrigerant inflow pipe 62.
  • the inflow space S_2 is also referred to as a structural portion C3.
  • the refrigerant that has flowed into the inflow space S_2 flows into the lower inner pipe 33_1.
  • connection relationship between the plurality of heat transfer tubes 31 and the lower outer tube 34_1 is the same as that of the first embodiment.
  • An upper outer tube 34_2 is provided above the plurality of heat transfer tubes 31 and fins 32 (not shown).
  • the connection relationship between the upper outer tube 34_1 and the plurality of heat transfer tubes 31 is the same as the connection relationship between the lower outer tube 34_1 and the plurality of heat transfer tubes 31.
  • an outflow pipe 42 having a diameter smaller than that of the upper outer pipe 34_2 is provided.
  • the refrigerant that has flowed into the lower inner pipe 33_1 passes through the refrigerant outflow hole 35 (not shown) from the lower inner pipe 33_1 and flows out to the lower outer pipe 34_1.
  • the refrigerant flowing out to the lower outer pipe 34_1 passes through the plurality of heat transfer tubes 31 and flows into the upper outer pipe 34_1.
  • the refrigerant that has flowed into the upper outer pipe 34_2 flows into the outflow pipe 42 and flows out of the outdoor heat exchanger 3.
  • FIG. 22 shows a case where the refrigerant inflow pipe 62 is provided on the lower surface of the lower outer pipe 34_1_1, but the number of the refrigerant inflow pipe 62 is not limited to one. Further, the mounting position of the refrigerant inflow pipe 62 may be, for example, the upper surface portion or the side surface portion of the lower outer pipe 34_1_1.
  • the refrigerant distributor 30 of the air conditioner 100 according to the fourth embodiment has a structural portion C3 which is a portion in which the lower outer pipe 34_1_1 is extended from the lower inner pipe 33_1, and the structural portion C3 has a structural portion C3. It has an inflow space S_2. Inside the lower outer pipe 34_1, the lower inner pipe 33_1 is housed in and protected by the lower outer pipe 34_1. Therefore, it is not necessary to thicken the lower inner pipe 33_1 in order to secure the strength, and it is possible to realize thinning and space saving of the lower inner pipe 33_1. Further, since the lower inner pipe 33_1 is not exposed to the outside, the wall thickness of the lower inner pipe 33_1 can be reduced.
  • the refrigerant distributor 30 having the structural portion C3 of the air conditioner 100 according to the fourth embodiment by providing the structural portion C3 in the lower outer pipe 34_1, the gas-liquid two-phase flow is in an undeveloped state. Therefore, it becomes possible to uniformly distribute the gas-liquid two-phase flow in the inner pipe 33_1. As a result, the distribution performance of the refrigerant distributor 30 is improved.
  • FIG. 23 is a schematic side view of the outdoor heat exchanger 3 according to the fourth example of the air conditioner 100 according to the fourth embodiment.
  • FIG. 23 is a diagram showing a structural portion C4 of a fourth example of the refrigerant distributor 30 according to the air conditioner 100 according to the fourth embodiment.
  • the lower inner pipe 33_1 is provided with a refrigerant outflow hole 35 (not shown) at the position described in the first embodiment.
  • the connection relationship between the plurality of heat transfer tubes 31 and the lower outer tube 34_1 is the same as that in the first embodiment.
  • an upper outer tube 34_2 is provided above the plurality of heat transfer tubes 31 and fins 32 (not shown).
  • the connection relationship between the upper outer tube 34_1 and the plurality of heat transfer tubes 31 is the same as the connection relationship between the lower outer tube 34_1 and the plurality of heat transfer tubes 31.
  • an outflow pipe 42 having a diameter smaller than that of the upper outer pipe 34_2 is provided.
  • the lower inner pipe 33_1 is housed in the lower outer pipe 34_1, and the upstream side is extended from the lower outer pipe 34_1.
  • the extended portion of the lower inner tube 33_1 is linear.
  • a bending inflow pipe 63 is provided on the upstream side of the extended linear portion of the lower inner pipe 33_1.
  • the bent inflow pipe 63 is also referred to as a structural portion C4.
  • the refrigerant that has passed through such a structural portion C4 is in a state where the gas-liquid two-phase flow is underdeveloped. Then, the refrigerant in a state where the gas-liquid two-phase flow is underdeveloped flows into the lower inner pipe 33_1.
  • the refrigerant that has flowed into the lower inner pipe 33_1 passes through the refrigerant outflow hole 35 (not shown) from the lower inner pipe 33_1 and flows out to the lower outer pipe 34_1.
  • the refrigerant flowing out to the lower outer pipe 34_1 passes through the plurality of heat transfer tubes 31 and flows into the upper outer pipe 34_1.
  • the refrigerant that has flowed into the upper outer pipe 34_2 flows into the outflow pipe 42 and flows out of the outdoor heat exchanger 3.
  • bent inflow pipe 63 is provided in the lower inner pipe 33_1 in FIG. 23, a part of the lower inner pipe 33_1 may be bent to form the bent inflow pipe 63.
  • the gas-liquid two-phase flow is uniformly distributed by providing the structural portion C4 in the lower outer pipe 34_1. It becomes possible to do so, and the distribution performance is improved.
  • Embodiment 5 By providing the structural portions C1 to C4 described in the fourth embodiment, the refrigerant flowing into the inner pipe 33 is in a state where the gas-liquid two-phase flow is underdeveloped. In this case, the analysis by the inventors has revealed a more appropriate angle of the refrigerant outflow hole 35. In the fifth embodiment, a more appropriate angle ⁇ of the refrigerant outflow hole 35 is defined when the gas-liquid two-phase flow is underdeveloped.
  • the angle ⁇ is an angle seen from the center of the inner pipe 33 from the lower end of the inner pipe 33 on the vertical line passing through the center of the inner pipe 33 to the position where the refrigerant outflow hole 35 exists.
  • FIG. 24 is a diagram showing the angle ⁇ of the refrigerant outflow hole 35 in the inner pipe 33 in the air conditioner 100 according to the fifth embodiment.
  • ⁇ is the optimum angle of the refrigerant outflow hole 35.
  • ⁇ D0 is the slip ratio 1 of the gas and liquid of the refrigerant and the liquid level angle assuming that the gas-liquid interface is flat and horizontal.
  • ⁇ DS is the wetting boundary angle in the circumferential direction used for predicting the evaporation transfer rate by considering the slip ratio of the refrigerant gas and liquid and the inertial force.
  • AS is the flow path cross-sectional area of the inner pipe 33.
  • the angle ⁇ of the refrigerant outflow hole 35 is ⁇ D0 ⁇ ⁇ DS Is.
  • ⁇ D0 and ⁇ DS use equations (2) to (4) of the liquid level angle used for predicting the heat transfer coefficient of evaporation of the horizontal smoothing tube proposed by Mori et al. It is calculated by the formula (5) and the formula (6), respectively.
  • the variables in the equation are as follows, and the refrigerant dryness, density, mass velocity, latent heat, etc. are representative values at the inlet of the inner pipe 33.
  • the state quantities of the refrigerant such as density and latent heat of vaporization can be estimated by using, for example, a general physical property value table and the physical property calculation software Refrop.
  • x Refrigerant dryness [-]
  • ⁇ G Refrigerant gas density [kg / m 3 ]
  • ⁇ L Refrigerant liquid density [kg / m 3 ]
  • G Mass velocity [kg / (m 2 s)]
  • D Inner diameter [m] of the inner pipe 33
  • g Gravitational acceleration [m / s 2 ]
  • ⁇ h G Enthalpy of vaporization [kJ / kg]
  • q Average heat flow velocity around the inner surface of the pipe [kW / m 2 ]
  • the wetting boundary angle ⁇ DS in the circumferential direction calculated by Mori et al. is an equation obtained by analysis based on the measurement database of heat transfer coefficient, and the heat transfer coefficient is heat transfer in a very thin liquid film region. Since the rate contribution is high, it is considered that the boundary angle considers a very thin region.
  • the optimum distribution angle ⁇ of the refrigerant outflow hole 35 for realizing proper distribution in the refrigerant distribution should be a portion where the liquid film is thick, that is, an angle smaller than ⁇ DS.
  • the angle of the liquid level is influenced by the flow velocity of the refrigerant, the degree of dryness, and the density ratio of gas and liquid, and it is known that the influence of the degree of dryness is particularly dominant among them.
  • the maximum flow rate under typical heating rated operation conditions is assumed in the range of 0.05 to 0.80, which frequently occurs as the dryness of the evaporator inlet of general air conditioning equipment. In this case, it is known that the optimum distribution angle exists in the range of 80 ° to 10 °, and the larger the dryness, the smaller the optimum distribution angle.
  • the equations (6) and (7) are prediction equations of ⁇ D0 and ⁇ DS obtained by the analysis carried out by the inventors using the equations (2) to (6).
  • the flow of the inner pipe 33 which is the dominant shape parameter of the inner pipe 33 when the refrigerant flow state in the heating rated operation general to the air conditioner is considered as a representative condition. It shows the relationship between the road cross-sectional area AS [mm 2 ] and the optimum distribution angle ⁇ .
  • the distribution performance of the inner pipe 33 can be improved by satisfying the optimum distribution angle ⁇ of ⁇ D0 ⁇ ⁇ DS.
  • the angle ⁇ of the refrigerant outflow hole 35 can be arranged at a more appropriate position, so that the refrigerant can be distributed more uniformly. Can be done.
  • FIG. 25 is a flow mode diagram (Baker diagram) showing a plot of the flow state of the refrigerant inside the inner pipe 33 under the experimental conditions of the inventors with the refrigerant in the distributors according to the first to fifth embodiments. It is a figure which shows.
  • the inventors suppress the bias of the liquid phase due to the gravity inside the inner tube 33 by designing the inner diameter of the inner tube 33 so that the flow state becomes a circular flow or a circular spray flow on the Baker diagram. I tried that.
  • FIG. 26 is a diagram showing a modified Baker flow mode diagram under the same refrigerant inflow conditions as in FIG. 25 in the sixth embodiment.
  • the condition of the annular flow and the annular spray flow on the Baker flow mode diagram shown in FIG. 25 is the layered flow, and the flow mode of the refrigerant observed by the actual visualization of the refrigerant is shown in FIG. 26. It has been confirmed that it is almost the same as the flow mode of the refrigerant shown in. Accordingly, the inner diameter of the inner tube 33 to be D ⁇ D A / 6, the refrigerant flow inside the same manner as the first to fifth embodiments will underdeveloped flow becomes laminar flow.
  • the gas-liquid two-phase flow can be achieved.
  • the distribution performance can be improved.
  • GL Liquid phase mass velocity [kg / m 2 s]
  • G Gas phase mass velocity [kg / m 2 s]
  • W liquidus mass flow rate [kg / s]
  • G Gas Phase Mass flow [kg / s]
  • Am Inner pipe 33 flow path cross-sectional area [m 2 ]
  • x Dryness [-]
  • ⁇ Density [kg / m 3 ]
  • ⁇ Viscosity coefficient [Pa ⁇ s]
  • ⁇ Surface tension [N / m] Is.
  • the values represented by the subscripts A and W are the physical property values of air and water at an atmospheric pressure of 20 ° C., and ⁇ w is the surface tension of the air-water system in this state.
  • the flow path cross-sectional area AS 31.6mm 2 ⁇ 201.1mm 2 of the inner tube 33, the refrigerant in most flow conditions laminar flow
  • FIG. 27 is a diagram showing the relationship between the flow path cross-sectional area AS of the inner pipe 33 and the refrigerant distribution improvement rate by the refrigerant outflow hole 35 in the sixth embodiment.
  • the refrigerant flow mode tends to shift to the annular flow, so that the effect of improving distribution depending on the angle of the refrigerant outflow hole 35 is small.
  • the flow mode is underdeveloped and becomes a region of wavy flow and layered flow, so that the effect of improving distribution is large.
  • the flow path cross-sectional area of the inner pipe 33 is large for the heat exchanger used in a general air conditioner, so that the inertial force is small and the distribution tends to be deteriorated. As a result, the effect of improving distribution will decrease.
  • FIG. 28 is a vertical sectional view of the refrigerant distributor 30 of the air conditioner 100 according to the seventh embodiment.
  • the direction of the angle ⁇ 1 of the refrigerant outflow hole 35 is not particularly specified, and the distribution improvement effect can be obtained by locating the refrigerant outflow hole 35 in the vicinity of the liquid level AL. can get.
  • the direction of the angle ⁇ 1 of the refrigerant outflow hole 35 when the refrigerant distributor 30 is mounted on the heat exchanger, that is, the opening direction of the refrigerant outflow hole 35 is set as follows.

Abstract

本開示の冷媒分配器は、内部を冷媒が流れ、複数の伝熱管が所定間隔で接続された外管と、内部を冷媒が流れ、外管内に収容され、内部を流れる冷媒を外管に流す冷媒流出孔を有する内管と、内管又は外管に設けられ、冷媒が気液二相流が未発達な状態になり、冷媒を内管に流入させる構造部とを具備し、冷媒流出孔は、内管の中心を通る鉛直線上の内管の下端から冷媒流出孔が存在する位置までの内管の中心から見た角度θが１０°≦θ≦８０°の範囲に設けられ、冷媒流出孔が設けられた位置の内管の鉛直方向の断面には、冷媒流出孔が１つのみである。

Description

冷媒分配器、熱交換器及び空気調和装置
　本開示は、内管と外管とを備える２重構造の冷媒分配器、熱交換器及び空気調和装置に関する。
　内管と外管とを有する２重構造の配管を使用して冷媒の分配を行なう冷媒分配器が知られている。このような２重構造の配管を使用した冷媒分配器では、内管の最下部にオリフィス孔とも呼ばれる冷媒流出孔が設けられる。冷媒流出孔から流出した冷媒は、内管と外管との間の空間に噴出され、外管から伝熱管に流入し、そこで、空気と熱交換が行なわれる（例えば、特許文献１参照）。
特開２０１２－２４７５号公報
　しかし、従来の冷媒分配器では、種々の理由により、冷媒の流動状態が環状流に遷移しにくく、一般的な流動様式線図で環状流域であるにも関わらず、冷媒分配器の鉛直方向の断面の液相分布に偏りが発生する。例えば、冷媒の流入管が短い場合又は熱交換器と熱交換器との間を屈曲部を有する接続配管により接続して１つの熱交換器を構成する場合等である。従来の冷媒分配器は、この液相分布の偏りに起因して、冷媒の分配に偏りがあった。
　本開示は、上記実情に鑑みてなされたものであり、冷媒分配器の液相分布の偏りを抑制し、冷媒の分配を適切に行なうことができる冷媒分配器、熱交換器及び空気調和装置を提供することを目的とする。
　本開示の冷媒分配器は、内部を冷媒が流れ、複数の伝熱管が所定間隔で接続された外管と、内部を前記冷媒が流れ、前記外管内に収容され、内部を流れる前記冷媒を前記外管に流す冷媒流出孔を有する内管と、前記内管又は前記外管に設けられ、前記冷媒が気液二相流が未発達な状態になり、前記冷媒を前記内管に流入させる構造部とを具備し、前記冷媒流出孔は、前記内管の中心を通る鉛直線上の前記内管の下端から前記冷媒流出孔が存在する位置までの前記内管の中心から見た角度θが１０°≦θ≦８０°の範囲に設けられ、前記冷媒流出孔が設けられた位置の前記内管の鉛直方向の断面には、前記冷媒流出孔が１つのみである。
　本開示の冷媒分配器は、内管又は外管に冷媒が気液二相流が未発達な状態になる構造部が設けられている。構造部を通過した冷媒は、気液二相流が未発達な状態で内管に流入する。冷媒流出孔が設けられた位置の内管の鉛直方向の断面には、冷媒流出孔が１つのみである。冷媒流出孔は、内管の中心を通る鉛直線上の内管の下端から冷媒流出孔が存在する位置までの角度θが１０°≦θ≦８０°の範囲に設けられる。従って、冷媒流出孔は、冷媒の液面近傍にのみ設けられている。これにより、冷媒分配器は、気液二相流が未発達な状態で内管に流入しても、冷媒を均一に内管と外管との間の形成される空間に分配することができ、適切な冷媒の分配を行なうことができる。
実施の形態１に係る空気調和装置の冷媒回路図である。 実施の形態１に係る空気調和装置の室外熱交換器の側面模式図である。 実施の形態１に係る空気調和装置の室外熱交換器の上面摸式図である。 実施の形態１に係る空気調和装置の内管内の冷媒の状態を示す図である。 実施の形態１に係る空気調和装置の図３のＡ－Ａ線の冷媒分配器の鉛直方向断面図である。 実施の形態１に係る空気調和装置の効果を説明するための内管の冷媒の液面と冷媒流出孔の関係を示す鉛直方向の断面図である。 実施の形態１に係る空気調和装置の効果を説明するための冷媒流出孔の冷媒への影響範囲及び冷媒の流動状態を示す図である。 実施の形態１に係る空気調和装置の効果を説明するための冷媒流出孔を内管の下部に設けた場合の冷媒分配量特性を示す図である。 実施の形態１に係る空気調和装置の効果を説明するための内管の冷媒の液面と冷媒流出孔との関係を示す鉛直方向の断面図である。 実施の形態１に係る空気調和装置の効果を説明するための冷媒流出孔の冷媒への影響範囲及び冷媒の流動状態を示す図である。 実施の形態１に係る空気調和装置の効果を説明するための冷媒流出孔を内管の上部に設けた場合の冷媒分配量特性を示す図である。 実施の形態１に係る空気調和装置の内管の冷媒の液面と冷媒流出孔との関係を示す鉛直方向の断面図である。 実施の形態１に係る空気調和装置の冷媒流出孔の冷媒への影響範囲及び流動状態を示す図である。 実施の形態１に係る空気調和装置の冷媒流出孔を内管の液面に設けた場合の冷媒分配量特性を示す図である。 実施の形態２に係る空気調和装置の室外熱交換器の上面摸式図である。 実施の形態２に係る空気調和装置の冷媒分配器の図１５に示したＡ－Ａ線の鉛直方向断面図である。 実施の形態２に係る空気調和装置の冷媒分配器の図１５に示したＢ－Ｂ線の鉛直方向断面図である。 実施の形態３に係る空気調和装置の第２室外熱交換器の側面模式図である。 実施の形態４に係る空気調和装置の第１の例に係る室外熱交換器の側面模式図である。 実施の形態４に係る空気調和装置の第２の例に係る室外熱交換器の側面模式図である。 実施の形態４に係る空気調和装置の第２の例に係る室外熱交換器の上側の外管及び上側の内管の、図２０のＡ－Ａ線に沿った断面模式図である。 実施の形態４に係る空気調和装置の第３の例に係る室外熱交換器の側面模式図である。 実施の形態４に係る空気調和装置の第４の例に係る室外熱交換器の側面模式図である。 実施の形態５に係る空気調和装置における内管内の冷媒流出孔の角度を示す図である。 実施の形態１～５に係る分配器において、発明者らの冷媒での実験条件における内管内部の冷媒の流動状態をプロットして示した流動様式線図（Ｂａｋｅｒ線図）を示す図である。 実施の形態６における図２５と同一の冷媒流入条件における修正したＢａｋｅｒ流動様式線図を示す図である。 実施の形態６における内管の流路断面積と冷媒流出孔による冷媒分配改善率との関係を示す図である。 実施の形態７に係る空気調和装置の冷媒分配器の鉛直方向断面図である。
　以下、図面を参照して、実施の形態に係る冷媒分配器を有する空気調和装置について説明する。なお、図面において、同一の構成要素には同一符号を付して説明し、重複説明は必要な場合にのみ行なう。本開示は、以下の各実施の形態で説明する構成のうち、組合せ可能な構成のあらゆる組合せを含み得る。
実施の形態１．
＜空気調和装置１００＞
　図１は、実施の形態１に係る空気調和装置１００の冷媒回路図である。図１に示すように、空気調和装置１００は、室外機１０及び複数の室内機１１、１２及び１３を備える。室内機１１、１２及び１３は、互いに並列に接続される。冷媒は、室外機１０と複数の室内機１１、１２及び１３との内部を冷媒が循環する。空気調和装置１００は、マルチ型空気調和装置である。なお、実施の形態１は、室外機１０に接続される室内機１１、１２及び１３の接続台数を限定するものではない。
　空気調和装置１００は、圧縮機１と、四方弁２と、室外熱交換器３と、膨張弁５と、室内熱交換器６と、アキュムレータ８と、が冷媒配管２６及び冷媒配管２７で接続された冷媒回路を有する。室外熱交換器３及び室内熱交換器６のそれぞれは、ファン４及びファン７により発生する風によって内部に流れる冷媒と空気とが熱交換される。
　冷房運転時には、圧縮機１にて圧縮された高温高圧のガスの冷媒は、四方弁２を介して、四方弁２と室外熱交換器３とを接続する冷媒配管２６から室外熱交換器３に流入する。室外熱交換器３に流入した冷媒は、ファン４によって発生する風と熱交換が行なわれた後、室外熱交換器３と膨張弁５とを接続する冷媒配管２７から流出する。暖房運転の場合、すなわち室外熱交換器３が蒸発器として機能する場合には、冷媒が上記凝縮器の場合の冷媒流れ方向と逆に流れる。
＜室外熱交換器３＞
　図２は、実施の形態１に係る空気調和装置１００の室外熱交換器３の側面模式図である。図３は、実施の形態１に係る空気調和装置１００の室外熱交換器３の上面摸式図である。図中の黒矢印は蒸発器として機能する場合の冷媒の流れを表している。
　空気調和装置１００の室外機１０に搭載された室外熱交換器３は、ファン４によって吸込口から吸い込まれた外気と冷媒とを熱交換する。室外熱交換器３は、ファン４の下方に配置されている。
　図２に示すように、室外熱交換器３は、冷媒分配器３０と、複数の伝熱管３１と、複数のフィン３２とを有する。冷媒分配器３０は、水平方向に配置される。複数の伝熱管３１は、間隔を空けて設けられ、それぞれの一端が冷媒分配器３０に挿入される。フィン３２は、伝熱管３１に取り付けられ、伝熱管３１の間に設けられる。フィン３２は、伝熱管３１に伝熱を行なう。
＜冷媒分配器３０＞
　図２に示すように、冷媒分配器３０は、内管３３と、外管３４とを備える２重管構造である。外管３４には、外管３４の延出方向に複数の伝熱管３１が接続される。内管３３と外管３４との間に流入した冷媒は、複数の伝熱管３１に分配される。
　内管３３は、管延出方向が水平に保持される。液冷媒を含む冷媒が内管３３の一端に流入する。室外熱交換器３が蒸発器として機能する場合の冷媒の流れの内管３３の最下流端部には、キャップ３６が設けられる。室外熱交換器３が蒸発器として機能する場合の内管３３の冷媒の流れの内管３３の最上流端部には、冷凍サイクル回路の冷媒配管２７が接続される。
　図２及び図３に示すように、内管３３には、内管３３の管延出方向に間隔を空けてオリフィス孔とも称される冷媒流出孔３５が伝熱管３１の間に形成されている。冷媒流出孔３５が伝熱管３１の間に設けられていることにより、冷媒流出孔３５が伝熱管３１の直下の内管３３に設けられている場合に比して、冷媒分配器３０の冷媒分配性能を向上することができる。なお、冷媒流出孔３５は、伝熱管３１の直下の内管３３に形成されていても良い。また、内管３３には流入部４１が設けられている。流入部４１は、助走距離としての長さＬを有する。ここで、内管３３の内径をＤとした場合に、Ｌ＜５Ｄである。
　図４は、実施の形態１に係る空気調和装置１００の内管３３内の冷媒の状態を示す図である。図４に示すように、シャワーパイプである内管３３内では、冷媒はガス相と液相との２つの状態の冷媒が存在する。実施の形態１においては、液相の冷媒の液面ＡＬの角度θ’の近傍に、冷媒流出孔３５が設けられる。
　図５は、実施の形態１に係る空気調和装置１００の図３のＡ－Ａ線の冷媒分配器３０の鉛直方向断面図である。図５は、冷媒が内管３３内を半環状流状態で流れている状態を示す図である。図５は、冷媒流出孔３５が、液相の冷媒の液面ＡＬの角度θ’に設けられた例を示している。
　冷媒流出孔３５が設けられる角度θは、内管３３の中心から見た内管３３の中心を通る鉛直線の内管３３の下端から冷媒流出孔３５が存在する位置までの角度θは、
　１０°≦θ≦８０°
の範囲に設けられれば良い。
　より具体的には、冷媒流出孔３５が設けられる角度は、式（１）で定められる。式（１）は、ヌッセルトの液膜の推算式を基に発明者らの実験結果を反映させた予測式である。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
 ここで、
　ｘは、冷媒流出孔３５を内管３３の中心を通る管延方向に直交する水平線に投影した距離、
　Ｊａはヤコブ数、
　Ｇａはガリレオ数、
　ＰｒＬは液プラントル数、
　νＬは液動粘性係数、
　Ｌは内管の助走距離、
　Ｄは内管の内径であり、
　Ｇａ＝ｇＤ３／νＬ ２、Ｊａ＝ＣｐＬ／Δｉｖ、
　ＣｐＬは定圧比熱、
　Δｉｖは潜熱、
　Ｌ＜５Ｄである。
　各状態量及び物性値は冷媒分配器３０に流入する圧力により推算されるものとする。
　図６は、実施の形態１に係る空気調和装置１００の効果を説明するための内管３３の冷媒の液面ＡＬと冷媒流出孔３５との関係を示す鉛直方向の断面図である。図６においては、内管３３を流れる冷媒の液相が半環状流の場合を示している。また、冷媒流出孔３５が内管３３の最下部に設けられている場合を示している。図７は、実施の形態１に係る空気調和装置１００の効果を説明するための冷媒流出孔３５の冷媒への影響範囲及び冷媒の流動状態を示す図である。図８は、実施の形態１に係る空気調和装置１００の効果を説明するための冷媒流出孔３５を内管３３の下部に設けた場合の冷媒分配量特性を示す図である。
　図７及び図８は、図６に示すように、冷媒流出孔３５が内管３３の最下部に設けられている場合を示している。図７及び図８において、冷媒流出孔３５は、流入部４１に近い位置をＡとし、流入部４１から遠い位置をアルファベット順にＧとする。図７及び図８において、破線は各冷媒流出孔３５の影響範囲を表わし、ある時間において、破線内の冷媒が冷媒流出孔３５を通過し、分配される。冷媒の流動様式が半環状流である場合には、図８に示すように、上流側の冷媒流出孔Ａ～Ｄの液冷媒分配量は、下流側の冷媒流出孔Ｅ～Ｇの液冷媒分配量に比して多い。
　図９は、実施の形態１に係る空気調和装置１００の効果を説明するための内管３３の冷媒の液面ＡＬと冷媒流出孔３５との関係を示す鉛直方向の断面図である。図９においては、内管３３を流れる冷媒の液相が半環状流の場合を示している。また、冷媒流出孔３５が内管３３のθ＝９０°の位置に設けられている場合を示している。すなわち、冷媒流出孔３５の位置は、液面ＡＬよりも上方である。図１０は、実施の形態１に係る空気調和装置１００の効果を説明するための冷媒流出孔３５の冷媒への影響範囲及び冷媒の流動状態を示す図である。図１１は、実施の形態１に係る空気調和装置１００の効果を説明するための冷媒流出孔３５を内管３３の上部に設けた場合の冷媒分配量特性を示す図である。図１０及び図１１は、図９に示すように、冷媒流出孔３５が内管３３のθ＝９０°の位置に設けられている場合を示している。冷媒の流動様式が半環状流である場合には、図１１に示すように、上流側の冷媒流出孔Ａ～Ｃの液冷媒分配量は、下流側の冷媒流出孔Ｄ～Ｇの液冷媒分配量に比して少ない。
　図１２は、実施の形態１に係る空気調和装置１００の内管３３の冷媒の液面ＡＬと冷媒流出孔３５との関係を示す鉛直方向の断面図である。図１２においては、内管３３を流れる冷媒の液相が半環状流の場合を示している。実施の形態１においては、冷媒流出孔３５は、内管３３の液面ＡＬ付近に設けられる。冷媒流出孔３５は、内管３３の鉛直方向の断面において１つのみが設けられる。図１３は、実施の形態１に係る空気調和装置１００の冷媒流出孔３５の冷媒への影響範囲及び流動状態を示す図である。図１４は、実施の形態１に係る空気調和装置１００の冷媒流出孔３５を内管３３の液面ＡＬに設けた場合の冷媒分配量特性を示す図である。図１３及び図１４は、図１２に示すように、冷媒流出孔３５が内管３３の液面ＡＬの位置に設けられている場合を示している。冷媒の流動様式が半環状流である場合であっても、図１４に示すように、冷媒流出孔Ａ～Ｇの液冷媒分配量は、図８及び図１１に比して比較的均等になる。
　従って、実施の形態１に係る空気調和装置１００によれば、十分な助走距離が確保できない場合（Ｌ＜５Ｄ）においても、液面ＡＬ近傍に冷媒流出孔３５が設けられる。これにより、実施の形態１に係る空気調和装置１００によれば、気液を比較的均一に外管３４と内管３３との間に形成される空間に分配することができる。従って、冷媒分配器３０は、冷媒の分配を適切に行なうことができる。
実施の形態２．
　実施の形態１においては、１つの室外熱交換器３の場合について説明した。実施の形態２においては、第１室外熱交換器３ａと第２室外熱交換器３ｂとが屈曲内管３３ｒにより接続される場合について説明する。
　図１５は、実施の形態２に係る空気調和装置１００の室外熱交換器３の上面摸式図である。図１５に示すように、室外熱交換器３は、第１室外熱交換器３ａと第２室外熱交換器３ｂとを有する。第１室外熱交換器３ａの第１冷媒分配器３０ａと第２室外熱交換器３ｂの第２冷媒分配器３０ｂとは、曲率を有する屈曲部を有する屈曲内管３３ｒにより接続されている。屈曲内管３３ｒは、第１室外熱交換器３ａの内管３３と、第２室外熱交換器３ｂの内管３３とを接続する。
　図１６は、実施の形態２に係る空気調和装置１００の第１冷媒分配器３０ａの図１５に示したＡ－Ａ線の鉛直方向断面図である。図１６に示すように、第１室外熱交換器３ａの第１冷媒分配器３０ａの内管３３を流れる冷媒の流動様式は、半環状流となる。冷媒流出孔３５の角度θ１は、例えば、内管３３の最下部であるθ１＝０°である。
　図１７は、実施の形態２に係る空気調和装置１００の第１冷媒分配器３０ａの図１５に示したＢ－Ｂ線の鉛直方向断面図である。図１７に示すように、第２室外熱交換器３ｂの第２冷媒分配器３０ｂの内管３３を流れる冷媒の流動様式は、分離流となる。冷媒流出孔３５の角度θ２は、例えば、内管３３の中心を通る管延方向と直交する水平方向となるθ２＝｜４５°｜である。
　第２冷媒分配器３０ｂの冷媒流出孔３５の角度θ２は、－１８０°～１８０°の範囲において、第１冷媒分配器３０ａの冷媒流出孔３５の角度θ１よりも大きいものが含まれる（θ２＞θ１）。
　実施の形態２の空気調和装置１００によれば、屈曲内管３３ｒを通過する前の第１冷媒分配器３０ａの内管３３を流れる冷媒の流動様式は半環状流である。屈曲内管３３ｒを通過した後の第２冷媒分配器３０ｂの内管３３を流れる冷媒の流動様式は分離流となる。そのため、図１７に示すように、冷媒の液面ＡＬが上昇し、冷媒分配性能が悪化する。実施の形態２では、第２冷媒分配器３０ｂの冷媒流出孔３５の角度θ２が、第１冷媒分配器３０ａの冷媒流出孔３５の角度θ１よりも大きくなるものを有する。これにより、第１冷媒分配器３０ａ及び第２冷媒分配器３０ｂの冷媒分配性能を向上することができる。
　なお、屈曲内管３３ｒはＬ形の配管継手（エルボ）であっても良い。また、第１冷媒分配器３０ａの外管３４を曲げて形成したものであっても良い。
実施の形態３．
　実施の形態３の室外熱交換器３は、図１５に示した実施の形態２と同様に、第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂからなる構成が採用される。実施の形態３は、このような構成において、第２室外熱交換器３ｂの内管３３の径を終端部にかけて細径化したものである。
　図１８は、実施の形態３に係る空気調和装置１００の第２室外熱交換器３ｂの側面模式図である。図１８に示すように、第２室外熱交換器３ｂは内管３３ａと内管３３ｂとを有する。図１５に示すように、第１室外熱交換器３ａの内管３３は、屈曲内管３３ｒ（図１５参照）を介して、第２室外熱交換器３ｂの内管３３ａ（図１５参照）と接続されている。第２室外熱交換器３ｂの内管３３ａの内径は、第１室外熱交換器３ａの内管３３の内径と同一である。内管３３ａは、内管３３ｂに接続されている。内管３３ｂの内径は、内管３３ａの内径よりも小さい。内管３３ｂの終端には、キャップ３６が設けられる。すなわち、第２室外熱交換器３ｂの内管３３ｂのキャップ３６が設けられている側の終端部の内径は、第２熱交換器の内管３３ａの屈曲内管３３ｒが接続されている側の始端部の内径よりも小さい。
　実施の形態３の空気調和装置１００によれば、第２室外熱交換器３ｂの第２冷媒分配器３０ｂの終端部における冷媒流量が減少し、流動様式が半環状流から分離流に変化することを抑制することができる。従って、冷媒分配特性の流量ロバスト性を向上することができる。
　なお、実施の形態３においては、第２室外熱交換器３ｂが内管３３ａと内管３３ｂとを有する場合について説明したが、第２室外熱交換器３ｂの内管３３は、始端部から終端部にかけて徐々に内径が小さくなるような配管であっても良い。
実施の形態４．
　実施の形態４は、内管３３の上流に、内管３３を流れる冷媒が気液二相流が未発達な状態になる構造部Ｃを設けるものである。ここで、「気液二相流が未発達な状態」とは、内管３３を流れる冷媒が気液二相流でない状態であって、かつ成層流である状態である。
＜構造部の第１の例＞
　図１９は、実施の形態４に係る空気調和装置１００の第１の例に係る室外熱交換器３の側面模式図である。図１９は、実施の形態４に係る空気調和装置１００に係る冷媒分配器３０の第１の例の構造部Ｃ１を示す図である。
　なお、図１９において、下側の内管３３＿１には、実施の形態１において説明した位置に図示せぬ冷媒流出孔３５が設けられている。また、複数の伝熱管３１と、下側の外管３４＿１との接続関係は実施の形態１と同様である。さらに、複数の伝熱管３１及び図示せぬフィン３２の上部には、上側の外管３４が設けられている。上側の外管３４と、複数の伝熱管３１との接続関係は、下側の外管３４＿１と複数の伝熱管３１との接続関係と同様である。
　上側の外管３４の冷媒の流出側の端部には、上側の外管３４の口径よりも小さい口径を有する流出配管４２が設けられている。
　図１９に示すように、下側の内管３３＿１は、下側の外管３４＿１に収容されるとともに、上流側は下側の外管３４＿１よりも延伸している。下側の内管３３＿１の延伸した部分は直線状の流入部４１であり、下側の外管３４＿１に流入する冷媒の助走部となる。下側の内管３３＿１の延伸した部分である流入部４１は、構造部Ｃ１とも称する。
　流入部４１の内径をＤ、流入部４１の長さをＬとした場合、Ｌ＜１０×Ｄである。更に、望ましくは、Ｌ＜５×Ｄである。
　このような構造部Ｃ１を通過した冷媒は、気液二相流が未発達な状態になり、下側の内管３３＿１に流入する。そして、気液二相流が未発達な状態の冷媒は、下側の内管３３＿１から図示せぬ冷媒流出孔３５を通過し、下側の外管３４＿１に流出する。下側の外管３４＿１に流出した冷媒は、複数の伝熱管３１を通り、上側の外管３４に流入する。上側の外管３４に流入した冷媒は、流出配管４２に流入し、流出配管４２から室外熱交換器３の外へ流出する。
　冷媒の流動様式を推算する方法として、例えば、Ｂａｋｅｒ線図などの様な流動様式線図がある。これら流動様式線図の多くは、十分に気液の流れが発達した状態、言い換えると、十分な助走距離を設けた場合の流動様式を表している。
　発明者らの最新の冷媒可視化実験の結果に基づくと、実機に搭載した際のＢａｋｅｒ線図などで計算された流動様式は流れが発達していないため実際の流動様式と異なることが新たに判明した。具体的には流動様式線図上は環状流の流動様式でも、多くのケースで層状流及び波状流が確認された。発明者らの実験結果に基づくと、この傾向は、下側の内管３３＿１の助走距離がＬ＜１０×Ｄの範囲が多く、Ｌ＜５Ｄの場合に特に顕著であった。従って、下側の内管３３＿１の上流に十分な助走距離が備わっていない場合、下側の内管３３＿１の冷媒流出孔３５の位置を層状流又は波状流の界面近傍（θ＝１０°～８０°）に位置する様にする。
（効果）
　従って、実施の形態４に係る空気調和装置１００の構造部Ｃ１を有する冷媒分配器３０によれば、下側の内管３３＿１に構造部Ｃ１を設けることにより、気液二相流を均一に分配する事が可能となり、分配性能が向上する。
＜構造部の第２の例＞
　図２０は、実施の形態４に係る空気調和装置１００の第２の例に係る室外熱交換器３の側面模式図である。図２０は、実施の形態４に係る空気調和装置１００に係る冷媒分配器３０の第２の例の構造部Ｃ２を示す図である。
　図２０は、室外熱交換器３では冷媒の流速を向上させ、性能を向上させるために、下側の外管３４＿１の内部に仕切り５１＿１を設け、上側の外管３４＿２の内部に仕切り５１＿２を設けたものである。
　図２０に示すように、下側の外管３４＿１の内部には、仕切り５１＿１が設けられる。仕切り５１＿１は、下側の外管３４＿１の内部を下側の外管３４＿１＿１及び下側の外管３４＿１＿２を外管３４＿１の軸方向に仕切る。下側の外管３４＿１＿１の冷媒の流入側の端部には、下側の外管３４＿１＿１の口径よりも小さい口径を有する流入部４１が設けられている。下側の外管３４＿１＿２の流出側には、下側の外管３４＿１＿２の口径よりも小さい口径を有する流出配管４２が接続されている。
　図２０において、複数の伝熱管３１と下側の外管３４＿１との接続関係は実施の形態１と同様である。複数の伝熱管３１及び図示せぬフィン３２の上部には、上側の外管３４＿２及び上側の内管３３＿２が設けられている。上側の外管３４＿２と、複数の伝熱管３１との接続関係は、下側の外管３４＿１と、複数の伝熱管３１との接続関係と同様である。
　上側の外管３４＿２は、上側の内管３３＿２を収容する。上側の内管３３＿２は、実施の形態１と同様に、冷媒流出孔３５が設けられている。上側の外管３４＿２の内部には仕切り５１＿２が設けられている。仕切り５１＿２は、仕切り５１＿１の上側に設けられており、上側の外管３４＿２の内部を上側の外管３４＿２＿１及び上側の外管３４＿２＿２に外管２４＿２の軸方向に仕切る。具体的には、仕切り５１＿２は、上側の外管３４＿２の内周と上側の内管３３＿２との間を外管２４＿２の軸方向に仕切る。
　上側の外管３４＿２は、上側の内管３３＿２よりも延伸している。上側の外管３４＿２＿１の内部は、合流空間Ｓ＿１を構成する。合流空間Ｓ＿１には、複数の伝熱管３１が接続されていて、流入部４１、下側の外管３４＿１＿１及び複数の伝熱管３１を通過した冷媒が合流する。
　合流空間Ｓ＿１は、構造部Ｃ２とも称する。合流空間Ｓ＿１で合流した冷媒は、上側の内管３３＿２に流入する。また、合流空間Ｓ＿１で合流した冷媒の一部は、仕切り５１＿２により折り返された後に、上側の内管３３＿２に流入する。
　合流空間Ｓ＿１は、合流空間Ｓ＿１の流路断面積をＡ１、上側の内管３３＿２の流路断面積をＡＳとした場合、
Ａ１＞ＡＳ
　このような構造により、流路断面積の大きい合流空間Ｓ＿１から流路断面積の小さい上側の内管３３＿２に冷媒が流入するときに、気液二相流が縮小されるが、合流空間Ｓ＿１では気液二相流が未発達の状態になる。
　図２１は、実施の形態４に係る空気調和装置１００の第２の例に係る室外熱交換器３の上側の外管３４＿２＿２及び上側の内管３３＿２の、図２０のＡ－Ａ線に沿った断面模式図である。
　図２１に示すように、上側の内管３３＿２には、図５に示した実施の形態１と同様に、冷媒流出孔３５が、液相の冷媒における液面ＡＬの角度θ’に設けられた例を示している。
　冷媒流出孔３５が設けられる角度θ’は、上側の内管３３＿２の中心から見た上側の内管３３＿２の中心を通る鉛直線の上側の内管３３＿２の下端から冷媒流出孔３５が存在する位置までの角度であり、
１０°≦θ’≦８０°
の範囲に設けられれば良い。
　図２０において、上側の内管３３＿２の冷媒流出孔３５から流出した冷媒は、上側の外管３４＿２＿２、複数の伝熱管３１を順次通過し、下側の外管３４＿１＿２に流入する。下側の外管３４＿１＿２に流入した冷媒は、流出配管４２に流入し、室外熱交換器３の外へ流出する。
（効果）
　実施の形態４に係る空気調和装置１００の構造部Ｃ２を有する冷媒分配器３０によれば、上側の外管３４＿２に構造部Ｃ２を設ける。これにより、合流空間Ｓ＿１の流路断面積Ａ１と、上側の内管３３＿２の流路断面積ＡＳとが異なるので、気液二相流が未発達となる。その結果、上側の内管３３＿２の上流には気液二相流れが未発達な領域が形成される。この場合、上側の内管３３＿２の冷媒流出孔３５の位置を層状流又は波状流の界面近傍（θ＝１０°～８０°）にする。
　従って、実施の形態４に係る空気調和装置１００の構造部Ｃ２を有する冷媒分配器３０によれば、気液二相流を均一に分配する事が可能となり、分配性能が向上する。
＜構造部の第３の例＞
　図２２は、実施の形態４に係る空気調和装置１００の第３の例に係る室外熱交換器３の側面模式図である。図２２は、実施の形態４に係る空気調和装置１００に係る冷媒分配器３０の第３の例の構造部Ｃ３を示す図である。
　図２２に示すように、下側の外管３４＿１の内部には、仕切り６１が設けられる。仕切り６１は、下側の外管３４＿１を下側の外管３４＿１＿１及び下側の外管３４＿１＿２に仕切る。具体的には、仕切り６１は、下側の外管３４＿１の内周と下側の内管３３＿１との間を仕切る。
　下側の外管３４＿１＿１は、下側の内管３３＿１よりも延伸している。下側の外管３４＿１＿１の下面は開口部（図示せず）を有する。開口部には冷媒流入管６２が接続されている。
　下側の外管３４＿１の内部は、流入空間Ｓ＿２を構成する。流入空間Ｓ＿２には、冷媒流入管６２から冷媒が流入する。
　流入空間Ｓ＿２は、構造部Ｃ３とも称する。流入空間Ｓ＿２に流入した冷媒は、下側の内管３３＿１に流入する。
　流入空間Ｓ＿２は、流入空間Ｓ＿２の流路断面積をＡ２、下側の内管３３＿１の流路断面積をＡＳとした場合、
Ａ２＞ＡＳ
である。
　このような構造により、流路断面積の大きい流入空間Ｓ＿２から流路断面積の小さい舌側の内管３３＿１に冷媒が流入するときに、気液二相流が縮小されるが、流入空間Ｓ＿２では気液二相流が未発達の状態になる。
　図２２において、複数の伝熱管３１と、下側の外管３４＿１との接続関係は実施の形態１と同様である。複数の伝熱管３１及び図示せぬフィン３２の上部には、上側の外管３４＿２が設けられている。上側の外管３４＿２と、複数の伝熱管３１との接続関係は、下側の外管３４＿１と、複数の伝熱管３１との接続関係と同様である。
　上側の外管３４＿２の冷媒流出側の端部には、上側の外管３４＿２の口径よりも小さい口径を有する流出配管４２が設けられている。
　下側の内管３３＿１に流入した冷媒は、下側の内管３３＿１から図示せぬ冷媒流出孔３５を通過し、下側の外管３４＿１に流出する。下側の外管３４＿１に流出した冷媒は、複数の伝熱管３１を通り、上側の外管３４＿２に流入する。上側の外管３４＿２に流入した冷媒は、流出配管４２に流入し、室外熱交換器３の外へ流出する。
　この場合、下側の内管３３＿１の冷媒流出孔３５の位置を層状流又は波状流の界面近傍（θ＝１０°～８０°）にする。
　なお、図２２においては、冷媒流入管６２が下側の外管３４＿１＿１の下面に設けられている場合について示したが、冷媒流入管６２の数は１つに限られるものではない。また、冷媒流入管６２の取り付け位置は、例えば、下側の外管３４＿１＿１の上面部又は側面部であっても良い。
（効果）
　実施の形態４に係る空気調和装置１００の冷媒分配器３０は、下側の外管３４＿１＿１を下側の内管３３＿１よりも延伸させた部分である構造部Ｃ３を有し、この構造部Ｃ３は流入空間Ｓ＿２を有する。下側の外管３４＿１の内部に下側の内管３３＿１は、下側の外管３４＿１に収容されていてこれに保護される。このため、強度を確保するために下側の内管３３＿１を厚くする必要がなく、下側の内管３３＿１の薄肉化及び省スペース化を実現することができる。また、下側の内管３３＿１が外部に露出しないので、下側の内管３３＿１の肉厚を薄くすることができる。
　実施の形態４に係る空気調和装置１００の構造部Ｃ３を有する冷媒分配器３０によれば、下側の外管３４＿１＿１に構造部Ｃ３を設けることにより、気液二相流が未発達な状態になり、内管３３＿１において気液二相流を均一に分配する事が可能となる。その結果、冷媒分配器３０の分配性能が向上する。
　また、下側の外管３４＿１＿１に冷媒流入管６２を接続することにより、冷媒流入管６２などの配管取り回しによる配管スペースの増加を抑制することができ、その分、室外熱交換器３の実装性を向上することができる。
＜構造部の第４の例＞
　図２３は、実施の形態４に係る空気調和装置１００の第４の例に係る室外熱交換器３の側面模式図である。図２３は、実施の形態４に係る空気調和装置１００に係る冷媒分配器３０の第４の例の構造部Ｃ４を示す図である。
　なお、図２３において、下側の内管３３＿１には、実施の形態１において説明した位置に図示せぬ冷媒流出孔３５が設けられている。また、複数の伝熱管３１と、下側の外管３４＿１との接続関係は実施の形態１と同様である。さらに、複数の伝熱管３１及び図示せぬフィン３２の上部には、上側の外管３４＿２が設けられている。上側の外管３４＿２と、複数の伝熱管３１との接続関係は、下側の外管３４＿１と、複数の伝熱管３１との接続関係と同様である。
　上側の外管３４＿２の冷媒の流出側の端部には、上側の外管３４＿２の口径よりも小さい口径を有する流出配管４２が設けられている。
　図２３に示すように、下側の内管３３＿１は、下側の外管３４＿１に収容されるとともに、上流側は下側の外管３４＿１よりも延伸している。下側の内管３３＿１の延伸した部分は直線状である。さらに、下側の内管３３＿１の延伸した直線状の部分の上流側には、曲げ流入管６３が設けられている。曲げ流入管６３は、構造部Ｃ４とも称する。
　曲げ流入管６３の流路内径をＤＲ、下側の内管３３＿１の外管３４＿１＿２よりも延伸した直線部の長さをＬ２とした場合、
　Ｌ２＜５×ＤＲ
である。
　このような構造部Ｃ４を通過した冷媒は、気液二相流が未発達な状態になる。そして、気液二相流が未発達な状態の冷媒は、下側の内管３３＿１に流入する。下側の内管３３＿１に流入した冷媒は、下側の内管３３＿１から図示せぬ冷媒流出孔３５を通過し、下側の外管３４＿１に流出する。下側の外管３４＿１に流出した冷媒は、複数の伝熱管３１を通り、上側の外管３４＿２に流入する。上側の外管３４＿２に流入した冷媒は、流出配管４２に流入し、室外熱交換器３の外へ流出する。
　この場合、下側の内管３３＿１の冷媒流出孔３５の位置を層状流又は波状流の界面近傍（θ＝１０°～８０°）にする。
　なお、図２３においては、下側の内管３３＿１に曲げ流入管６３を設ける場合について示したが、下側の内管３３＿１の一部を折り曲げて、曲げ流入管６３を形成しても良い。
（効果）
　実施の形態４に係る空気調和装置１００の構造部Ｃ４を有する冷媒分配器３０によれば、曲げ流入管６３を設けることにより、曲げ流入管６３を流れる気液の冷媒が遠心力を受ける。これにより、曲げ流入管６３を流れる気液二相流の冷媒が未発達な状態となる。
　従って、実施の形態４に係る空気調和装置１００の構造部Ｃ４を有する冷媒分配器３０によれば、下側の外管３４＿１に構造部Ｃ４を設けることにより、気液二相流を均一に分配する事が可能となり、分配性能が向上する。
実施の形態５．
　実施の形態４において述べた構造部Ｃ１～構造部Ｃ４を設けることにより、内管３３に流入する冷媒は、気液二相流が未発達な状態になる。この場合、発明者らの解析により、冷媒流出孔３５のより適切な角度が判明した。実施の形態５では、気液二相流が未発達な状態の場合に、冷媒流出孔３５のより適切な角度φを定義するものである。角度φは、内管３３の中心を通る鉛直線上の内管３３の下端から冷媒流出孔３５が存在する位置までの内管３３の中心から見た角度である。
　図２４は、実施の形態５に係る空気調和装置１００における内管３３内の冷媒流出孔３５の角度φを示す図である。
　図２４において、
　φは、冷媒流出孔３５の最適角度であり、
　φＤ０は、冷媒のガス及び液のスリップ比１及び気液界面が平面かつ水平であると仮定した場合の液面角度、
　φＤＳは、冷媒のガス及び液のスリップ比及び慣性力を考量した蒸発伝達率の予測などに用いられる管周方向のぬれ境界角度、
　ＡＳは、内管３３の流路断面積である。
　φＤＳを流動様式の液面角度と定義した場合、冷媒流出孔３５の角度φは、
　φＤ０＜φ＜φＤＳ
である。
　ここで、φＤ０、φＤＳは、森らによって提案されている、水平平滑管の蒸発熱伝達率の予測に用いられている液面角度の式（２）～式（４）を用いて、式（５）及び式（６）によりそれぞれ算出される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000005
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000006
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000007
　ここで、式中の変数は以下のとおりであり、冷媒乾き度、密度、質量速度及び潜熱などは内管３３の入口のものを代表値として用いる。また、内管３３においては、熱流速は十分に小さい値としてｑ＝０．００１とする。また、質量速度は冷媒質量流量をＭ［ｋｇ／ｈ］、内管３３の内径ｄ［ｍ］と定義したときＧ＝（Ｍ×３６００）／｛（Ｄ／２）２×π｝で定義される。また、密度及び蒸発潜熱などの冷媒の状態量は例えば一般的な物性値表及び物性計算ソフトＲｅｆｐｒｏｐなどを用いて推算可能である。
ｘ：冷媒乾き度［－］、
ρＧ：冷媒ガス密度［ｋｇ／ｍ３］、
ρＬ：冷媒液密度［ｋｇ／ｍ３］、
Ｇ：質量速度［ｋｇ／（ｍ２ｓ）］、
Ｄ：内管３３の内径［ｍ］、
ｇ：重力加速度［ｍ／ｓ２］、
ΔｈＧ：蒸発潜熱［ｋＪ／ｋｇ］、
ｑ：管内面周平均熱流速［ｋＷ／ｍ２］
　森らの式により算出される管周方向のぬれ境界角度φＤＳは、熱伝達率の計測データベースを基に解析によって求められた式であり、熱伝達率は非常に薄い液膜領域における熱伝達率寄与が高いため、非常に薄い領域を考慮した境界角度となると考えられる。一方、冷媒分配における適正分配を実現するための冷媒流出孔３５の最適分配の角度φは、液膜がある度厚い部分、すなわちφＤＳよりも小さい角度であるはずである。また、この最適分配の角度φは、図２４に示すように、仮想的に、ガス及び液のスリップ比＝１を仮定し、気液界面が平面かつ水平であると仮定した場合の液面角度φＤ０よりは大きい角度において存在する。
　発明者らが実施した式（２）～式（６）を用いた解析及び冷媒可視化実験の比較結果によると、最適分配の角度φ≒１．５φＤ０と概ね一致することが分かっている。また、液面の角度は冷媒流速と乾き度、気液の密度比の影響を受けているが、その中でも特に乾き度の影響が支配的であることが分かっている。一般的な空調機器の蒸発器入口乾き度として発生する頻度の高い０．０５～０．８０の範囲を、代表的な暖房定格運転の条件の最大流量を想定する。この場合、最適分配角度は８０°～１０°の範囲に存在し、乾き度が大きくなるほど、最適分配角度は小さくなることが分かっている。
　また、式（６）及び式（７）は、発明者らが式（２）～式（６）を用いて実施した解析によって得られたφＤ０及びφＤＳの予測式である。式（６）及び式（７）には、空調機に一般的な暖房定格運転での冷媒流動状態を代表条件として考慮した場合の内管３３の支配的な形状パラメータである内管３３の流路断面積ＡＳ［ｍｍ２］と最適分配の角度φとの関係を表したものである。最適分配の角度φはφＤ０＜φ＜φＤＳを満足することで、内管３３の分配性能を向上させることができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000008
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000009
　従って、実施の形態５に係る空気調和装置１００の冷媒分配器３０によれば、冷媒流出孔３５の角度φをより適切な位置に配置することができるので、冷媒の分配をより均一に行なうことができる。
実施の形態６．
　図２５は、実施の形態１～５に係る分配器において、発明者らの冷媒での実験条件における内管３３内部の冷媒の流動状態をプロットして示した流動様式線図（Ｂａｋｅｒ線図）を示す図である。
　発明者らはＢａｋｅｒ線図上で環状流又は環状噴霧流となるような流動状態となる様に内管３３の内径を設計することで内管３３の内部の重力による液相の偏りを抑制することを試みた。
　しかしながら、図２５に示す様に流動様式線図上で環状流及び環状噴霧流である条件においても、実際には冷媒は波状流または層状流で流動している事を冷媒の可視化実験により、確認した。
　これは、Ｂａｋｅｒ線図等の流動様式線図の多くが、十分な助走距離を有した水－空気の実験ベースで構築されている事が多いためであると推定される。発明者らの冷媒可視化実験の結果、熱交換器に流れる冷媒の最大流量の条件において、Ｂａｋｅｒ線図上、環状流、環状噴霧流及びスラグ流の範囲になる内管３３の内径をＤＡ［ｍ］と定義するとき、内管３３の内径Ｄ［ｍ］がＤ≧ＤＡ／６の範囲であれば、流れが未発達となり層状流になることが多いことが分かった。
　この結果、Ｂａｋｅｒ流動様式線図を修正し、内管３３の内径ＤをＤＡ／６とすることで、実際の流動様式を概ね予測できることを冷媒可視化実験に基づいて明らかにした。
　図２６は、実施の形態６における図２５と同一の冷媒流入条件における修正したＢａｋｅｒ流動様式線図を示す図である。図２６においては、内管３３の内径ＤをＤＡ／６とした。図２６に示す様に、図２５に示すＢａｋｅｒ流動様式線図上では環状流及び環状噴霧流であった条件が、層状流であり、実際の冷媒可視化によりみられた冷媒の流動様式が図２６に示した冷媒の流動様式と概ね一致することを確認している。従って、Ｄ≧ＤＡ／６となる内管３３の内径では、実施の形態１～５と同様に内部の冷媒流れが未発達な流れとなり、層状流となる。従って、例えば、下側の内管３３＿１の冷媒流出孔３５の位置を層状流又は波状流の界面近傍（θ＝１０°～８０°）に位置する様にすることで、気液二相流の分配性能を改善させることができる。
　なお、Ｂａｋｅｒ線図の横軸は（ＧＬ×λ×φｍｏｄ）／ＧＧ、縦軸はＧＧ／λであり、ＧＧ＝ＷＧ／Ａｍ、ＧＬ＝ＷＬ／Ａｍ、ＷＧ＝Ｗ×ｘ、ＷＬ＝Ｗ×（１－ｘ）、Ａｍ＝（Ｄ／２）２×πである。
　ここで、
ＧＬ：液相質量速度［ｋｇ／ｍ２ｓ］
ＧＧ：ガス相質量速度［ｋｇ／ｍ２ｓ］
ＷＬ：液相質量流量［ｋｇ／ｓ］
ＷＧ：ガス相質量流量［ｋｇ／ｓ］
Ａｍ：内管３３流路断面積［ｍ２］
ｘ：乾き度［－］
ρ：密度［ｋｇ／ｍ３］
μ：粘性係数［Ｐａ・ｓ］
σ：表面張力［Ｎ／ｍ］
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000010
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000011
 である。添え字Ａ、Ｗで表した値は大気圧２０℃の空気と水の物性値、σｗはこの状態の空気－水系の表面張力である。
　また、発明者らの一般的なフロン冷媒を用いた冷媒可視化実験によると、内管３３の流路断面積ＡＳ＝３１．６ｍｍ２～２０１．１ｍｍ２では、ほとんどの流動条件において冷媒は層状流となっており、冷媒流出孔３５の角度を実施の形態１～５に示す様に液面ＡＬ近傍（θ＝１０°～８０°）に位置する様にすると、分配偏差の改善効果が特に高いことが分かった。
　図２７は、実施の形態６における内管３３の流路断面積ＡＳと冷媒流出孔３５による冷媒分配改善率との関係を示す図である。図２７に示すように、０＜ＡＳ＜３１．６ｍｍ２の領域Ｒ＿１では、多くの場合、冷媒流動様式が環状流に遷移し易くなるため冷媒流出孔３５の角度による分配改善効果が小さい。
　一方で３１．６ｍｍ２≦ＡＳ≦２０１．１ｍｍ２の領域Ｒ＿２においては、流動様式が未発達で波状流及び層状流の領域になるため、分配改善効果が大きい。ＡＳ＞２０１．１ｍｍ２の領域Ｒ＿３においては、内管３３の流路断面積が一般的な空調機に使用される熱交換器の割に大きくなるため、慣性力が小さく、分配が悪化する傾向がでてくるため、分配改善効果が低下していく。
実施の形態７．
　図２８は、実施の形態７に係る空気調和装置１００の冷媒分配器３０の鉛直方向断面図である。
　実施の形態１～実施の形態６においては、冷媒流出孔３５の角度θ１の向きについては特に規定するものではなく、冷媒流出孔３５の位置を液面ＡＬ近傍に位置することで分配改善効果が得られる。これに対して本実施の形態７では、熱交換器に冷媒分配器３０を実装する際の冷媒流出孔３５の角度θ１の向き、すなわち、冷媒流出孔３５の開口方向を次のようにする。具体的に、冷媒分配器３０を熱交換器に実装する場合、冷媒流出孔３５の位置を冷媒分配器３０の風上側で、かつ液面ＡＬの近傍（θ＝１０°～８０°）の範囲に備える。このようにすることで、扁平管の温度差の大きい領域に液冷媒を多く分配することができる。
　実施の形態は、例として提示したものであり、請求の範囲を限定することは意図していない。実施の形態は、その他の様々な形態で実施されることが可能であり、実施の形態の要旨を逸脱しない範囲で、種々の省略、置き換え、変更を行なうことができる。これら実施の形態及びその変形は、実施の形態の範囲及び要旨に含まれる。
　１　圧縮機、２　四方弁、３　室外熱交換器、３ａ　第１室外熱交換器、３ｂ　第２室外熱交換器、４　ファン、５　膨張弁、６　室内熱交換器、７　ファン、８　アキュムレータ、１０　室外機、１１、１２、１３　室内機、２６、２７　冷媒配管、３０　冷媒分配器、３０ａ　第１冷媒分配器、３０ｂ　第２冷媒分配器、３１　伝熱管、３２　フィン、３３、３３ａ、３３ｂ、３３＿２　内管、３３ｒ　屈曲内管、３４、３４＿１、３４＿１＿１、３４＿１＿２、３４＿２＿１、３４＿２＿２　外管、３５　冷媒流出孔、３６　キャップ、４１　流入部、４２　流出配管、５１＿１、５１＿２、６１　仕切り、６２　冷媒流入管、６３　曲げ流入管、１００　空気調和装置、ＡＬ　液面、Ｃ、Ｃ１～Ｃ４　構造部、Ｌ　延伸した内管の長さ、Ｄ　延伸した内管の内径、Ａ１　合流空間の流路断面積、Ａ２　流入空間の流路断面積、ＡＳ　内管の流路断面積、ＤＲ　曲げ流入管の流路内径、Ｌ２　延伸した内管の直線部の長さ、φＤ０　液面角度、φＤｓ　液面角度、θ、φ、θ１　冷媒流出孔の角度、θ’　液面の角度、Ｒ＿１、Ｒ＿２、Ｒ＿３　領域、Ｓ＿１　合流空間、Ｓ＿２　流入空間。

Claims (15)

  1. 　内部を冷媒が流れ、複数の伝熱管が所定間隔で接続された外管と、
    　内部を前記冷媒が流れ、前記外管内に収容され、内部を流れる前記冷媒を前記外管に流す冷媒流出孔を有する内管と、
    　前記内管又は前記外管に設けられ、前記冷媒が気液二相流が未発達な状態になり、前記冷媒を前記内管に流入させる構造部と
    を具備し、
    　前記冷媒流出孔は、前記内管の中心を通る鉛直線上の前記内管の下端から前記冷媒流出孔が存在する位置までの前記内管の中心から見た角度θが
    　１０°≦θ≦８０°の範囲に設けられ、
    　前記冷媒流出孔が設けられた位置の前記内管の鉛直方向の断面には、前記冷媒流出孔が１つのみである
    冷媒分配器。
  2. 　内部を冷媒が流れ、複数の伝熱管が所定間隔で接続された外管と、
    　内部を前記冷媒が流れ、前記外管内に収容され、内部を流れる前記冷媒を前記外管に流す冷媒流出孔を有する内管と
    を具備し、
    　前記冷媒流出孔は、前記内管の中心を通る鉛直線上の前記内管の下端から前記冷媒流出孔が存在する位置までの前記内管の中心から見た角度θは、前記冷媒のガス及び液のスリップ比１及び気液界面が平面かつ水平であると仮定した場合の液面角度をφＤ０、
    　前記冷媒の液面角度をφＤｓ、
    　前記内管の流路断面積をＡＳ［ｍｍ２］と定義した場合、
    　φＤ０＜θ＜φＤｓを満たし、
    　φＤ０＝（－０．０４０８×ＡＳ＋７４．１２４）×０．６２
    　φＤｓ＝（－０．０４０８×ＡＳ＋７４．１２４）×１．２
    である冷媒分配器。
  3. 　前記冷媒流出孔が設けられる角度θは、式（１）から求められる
    請求項１又は２に記載の冷媒分配器。
    Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
     ここで、
    　ｘは、冷媒流出孔を内管の中心を通る管延方向に直交する水平線に投影した距離、
    　Ｊａはヤコブ数、
    　Ｇａはガリレオ数、
    　ＰｒＬは液プラントル数、
    　νＬは液動粘性係数、
    　Ｌは内管の助走距離、
    　Ｄは内管の内径であり、
    　Ｇａ＝ｇＤ３／νＬ ２、Ｊａ＝ＣｐＬ／Δｉｖ、
    　ＣｐＬは定圧比熱、
    　Δｉｖは潜熱、
    　Ｌ＜５Ｄである。
  4. 　前記冷媒流出孔は、互いに隣接する前記伝熱管と前記伝熱管との間に設けられる
    請求項１～３のいずれか１項に記載の冷媒分配器。
  5. 　請求項１記載の冷媒分配器を２つ備え、２つの前記冷媒分配器のうち、１つを第１冷媒分配器とし、他の１つを第２冷媒分配器とした場合、
    　前記第１熱交換器の内管と、前記第２熱交換器の内管とを接続する屈曲内管を具備し、
    　前記第２冷媒分配器の前記冷媒流出孔の角度θ２は、前記第１冷媒分配器の前記冷媒流出孔の角度θ１よりも－１８０°～１８０°の範囲において、絶対値が大きい
    請求項１～４のいずれか１項に記載の冷媒分配器。
  6. 　前記第２熱交換器の内管のギャップが設けられている側の終端部の内径は、前記屈曲内管に接続されている側の始端部の内径よりも小さい
    請求項５記載の冷媒分配器。
  7. 　前記内管は、前記外管よりも直線状に延伸しており、
    　前記構造部は、
    　前記延伸した内管であり、
    　前記内管の延伸した部分の内径をＤ、前記内管の前記延伸した部分の長さをＬとした場合、
    　Ｌ＜１０×Ｄ
    である
    請求項１～３のいずれか１項に記載の冷媒分配器。
  8. 　前記外管は、前記内管よりも延伸しており、
    　前記外管の内周と、前記内管の外周との間を前記外管の軸方向に仕切る仕切りを具備し、
    　前記構造部は、
    　前記延伸した外管に設けられ、前記仕切りにより仕切られた前記外管の内部における前記複数の伝熱管からの冷媒が合流する合流空間である
    請求項１～３のいずれか１項に記載の冷媒分配器。
  9. 　前記合流空間の流路断面積をＡ１、前記内管の流路断面積をＡＳとした場合、
    Ａ１＞ＡＳ
    である
    請求項８に記載の冷媒分配器。
  10. 　前記外管は、前記内管よりも延伸しており、
    　前記外管の内周と、前記内管の外周との間を仕切る仕切りを具備し、
    　前記構造部は、
    　前記延伸した外管であり、前記延伸した外管は、前記仕切りにより仕切られた前記外管の内部に前記冷媒が流入する流入空間を有する
    請求項１～３のいずれか１項に記載の冷媒分配器。
  11. 　前記内管は、前記外管よりも延伸しており、
    　前記構造部は、
    　前記延伸した内管に接続され、前記冷媒が流入する曲げ流入管である
    請求項１～３のいずれか１項に記載の冷媒分配器。
  12. 　前記曲げ流入管の流路内径をＤＲ、前記内管の延伸した直線部の長さをＬ２とした場合、
    Ｌ２＜５×ＤＲ
    である
    請求項１１に記載の冷媒分配器。
  13. 　前記内管の流路断面積をＡＳ［ｍｍ２］と定義した場合、
    ＡＳ＝３１．６ｍｍ２～２０１．１ｍｍ２
    である
    請求項１～３のいずれか１項に記載の冷媒分配器。
  14. 　請求項１～１３のいずれか１項に記載の冷媒分配器を有する熱交換器。
  15. 　請求項１４に記載の熱交換器を有する空気調和装置。
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