JP3584304B2 - Heat exchanger and air conditioner provided with the same - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、フィンを有する熱交換器及びこれを備えた空気調和機に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来のフィン・チューブ型の熱交換器は、例えば特開平１０−２０６０８５号公報に記載のように、スリットもしくはルーバを設けて空気側の伝熱性能を向上している。例えば図１４に示すように、熱交換器１は、所定の間隔で配置された平板状のフィン５と、フィン５を貫通し列をなして配列された多数個の伝熱管２とを備えている。空気流れ８はフィン５相互の隙間を通過し、作動流体は伝熱管２の内側を流れる。伝熱管２は、その軸方向が空気流れ方向及び重力方向のそれぞれに直交するように、フィン５の長手方向に沿って配列される。
【０００３】
熱交換器１は、伝熱管２間の中心にあって空気流れ方向に平行な水平中心線１０と、伝熱管２の配列軸である垂直中心線１１に対してそれぞれ対称である。フィン５の表面には、空気流れ８に対向して所定の高さの開口部を持つように切り起こされたスリット６が設けられている。スリット６は１７個形成され、水平中心線１０の上方に位置するものは上流側から順にスリット６１１から６１８の８個、水平中心線１０の下方に位置するものは上流側から順に６２１から６２８の８個、また水平中心線１０と交差するものはスリット６０の１個である。スリット６１１から６１８のスリット群と、スリット６２１から６２８のスリット群とは、それぞれ水平中心線１０に対して対称に配置される。スリット６１１から６１４のスリット群と、スリット６１５から６１８のスリット群とは、垂直中心線１１に対して対称に配置される。スリット６２１から６２４のスリット群と、スリット６２５から６２８のスリット群は、垂直中心線１１に対して対称に配置される。スリット６０は、垂直中心線１１上にありフィン長手方向に沿って形成される。
【０００４】
フィン前縁側のスリット６１１及び６２１は、水平中心線１０となす角度が所定の角度θ１となるように形成されている。フィン後縁側のスリット６１８及び６２８は、水平中心線１０となす角度が所定の角度θ２となるように形成されている。ここでθ１＝θ２である。
熱交換器１のＡ−Ａ断面を、図１５に示す。スリット６は、空気流れ方向に沿って隣接するスリット同士は、例えばスリット６１１、６１２、６１３、６１４、６０、６１５、６１６、６１７（図１４参照）、６１８（図１４参照）は、互いにフィン５の逆方向に切り起こされている。スリット６の切り起し高さｈは各スリットで異なり、スリット６０の切り起し高さｈ５が最も高い。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
上記従来の熱交換器１を蒸発器として使用する場合、伝熱管２を流れる作動流体の温度が低いと空気中の水蒸気が昇華してフィン面に着霜する。着霜状態を図１６に示す。一般にスリット６がある場合、フィン前縁とスリット６の熱伝達率が高いため、フィン前縁に着霜しやすい。まず伝熱管２付近のフィン前縁に、霜１３ａが生じる。これは熱の流れ１４がこの個所を伝わりやすく、霜１３ａ付近のフィン表面温度が下がるためである。次に霜１３ａが成長し終わると、スリット６に向かって風量が増加し、スリット６で着霜していく。スリット６で霜１３ｂが生じると、風路断面積が急激に縮小して通風抵抗が増大する。
【０００６】
特に風速が最大となるスリット６０で着霜すると、風路断面積の縮小の影響が大きい。さらに、スリット６０の切り起し高さｈ５が最も高いため、風路断面積の縮小が促進され、着霜による通風抵抗の増大が著しい。
また、垂直中心線１１付近で風速が最大となり、その下流で高風速から低風速へと減速していく。熱交換器１は、垂直中心線１１に対して対称でありθ１＝θ２である。そのため図１７に示すように、垂直中心線１１下流の高風速領域で死水域１２が生じて、空気流れ８の曲がり損失や拡大損失が増大する。特に着霜する場合、より高風速となるために通風抵抗の増大が著しい。
【０００７】
従来の熱交換器１を用いた空気調和機では、上記の理由から着霜時の通風抵抗が増大するため風量などの運転条件が制限され、省エネ化が図れないということに対し、配慮されていなかった。
【０００８】
本発明の目的は、伝熱性能すなわち熱伝達率を維持しつつ、特に着霜時の通風抵抗を低減する熱交換器を提供することにある。
また本発明の目的は、上記熱交換器を備えることによって着霜を少なくして高風量で運転でき、省エネ化を図れる空気調和機を提供することにある。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
上記の目的を達成するために、本発明の熱交換器の構成は、所定の間隔で配置されたフィンと、このフィンを貫通して複数列に配列された伝熱管と、空気流れに対向して開口し前記フィンの面上に切り起こされた複数列のスリットとを備え、このスリットを前記各伝熱管のそれぞれの間に複数段有する熱交換器において、前記フィンの空気流れ方向の前縁と後縁との間の複数の前記スリットを有し、前記伝熱管の垂直中心線を含むフィン前縁側に偏心した位置に前記スリットが形成されないリブまたは平面部を形成し、このリブまたは平面部よりフィン前縁側にスリットを備え、前記スリットの段と段との間に、前記フィンの前縁と後縁とをつなぎ前記リブに接続された風路を形成するものである。
【００１０】
好ましくは、次の構成とするものである。
（１）前記リブまたは平面部下流の前記スリットの列数は、前記リブまたは平面部上流の前記スリットの列数よりも多いこと。
（２）フィン前縁側のスリットの端面と水平中心線のなす角度をθ１、フィン後端側の前記スリットの端面と水平中心線のなす角度をθ２とし、θ１＞θ２であること。
（３）前記リブまたは平面部下流の前記スリットの切り起し高さは、前記リブまたは平面部上流の前記スリットの切り起し高さよりも低いこと。
（４）前記フィンは２段に分割され、段と段との間の幅をＬ、前記リブまたは平面部の幅をΔＬとするとき、ＬとΔＬの比Ｌ／ΔＬを、０．５≧Ｌ／ΔＬ≧０．２とすること。
（５）前記フィンは前記伝熱管に挿入されて伝熱管に内接するフィンカラと、このフィンカラの周辺にあって段状の円環部とを有し、前記リブまたは平面部の幅をΔＬ、前記フィンカラの外径をｄｃとするとき、ΔＬとｄｃとの比ΔＬ／ｄｃを、１≧ΔＬ／ｄｃ≧１／３とすること。
【００１１】
上記の目的を達成するために、本発明の熱交換器を備えた空気調和機の構成は、圧縮機と、室外機の内部に配置される熱交換器と、作動流体を膨張する膨張弁と、室内機の内部に配置される熱交換器とを備える空気調和機において、前記室外機もしくは室内機の内部に配置される熱交換器のいずれかに、請求項１乃至６のいずれに記載の熱交換器を備えたものである。
【００１２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面を参照して説明する。
図１は、本発明の実施例に係る熱交換器の正面図、図２は、図１のＡ−Ａ線に沿う断面図、図３は、図１のＢ−Ｂ線に沿う断面図、図４は、図１のＣ−Ｃ線に沿う断面図である。
熱交換器１は、所定の間隔Ｐｆで配置されたフィン５と、フィン５を貫通し列を成して配列される伝熱管２とを備えている。作動流体である冷媒は伝熱管２の内側を流れ、空気は矢印８方向にフィン５相互の隙間を通過する。伝熱管２の軸方向は空気流れ方向及び重力方向のそれぞれに直交し、伝熱管２はフィン５の長手方向に沿って配列される。フィン５は、伝熱管２に内接するフィンカラ３を備えている。熱交換器１は、作動流体と空気流れ８の間で熱交換を行うものである。本実施例ではフィンピッチＰｆを１．５ｍｍから２．０ｍｍとした。
【００１３】
伝熱管２は、銅やアルミニウムの金属材を引き抜き成形したもので、フィン５は銅やアルミニウムの金属部材をプレス加工したものである。フィン５と伝熱管２とは、伝熱管２を機械拡管もしくは液圧拡管してフィンカラ３で接合される。実施例では、図１に示したフィンカラ径ｄｃを７．６ｍｍとした。
【００１４】
フィン５は、空気流れ８と対向して所定の高さｈ（ｈ１からｈ３）で開口するように、それぞれフィン面上に切り起こされたスリット６（６１１から６２５）を備えている。フィン５は、フィンカラ３の周辺に段押しして成形された円環部４と、伝熱管２の配列方向に沿って円環部４間を連通するフィン中央リブ７（以下、単にリブ７と称す）とを備えている。円環部４はフィン５に集中する応力を緩和し、これによる応力腐蝕割れを低減し、またフィン５の電触による割れなどを低減する作用を有している。
リブ７は、空気流れ８に対してフィン５の前縁と後縁との間にあってスリット６が形成されない平坦な表面に形成され、所定の幅ΔＬで形成される。リブ７の断面形状は、円環部４と同方向に頂点を有する凸型である。
【００１５】
図３に示すように、リブ７の凸型断面の頂点は円環部４と同じ高さであり、凸型断面の底部はフィン５と同一面にある。したがってリブ７は、円環部４の外周面と連続して形成されており、このため応力は円環部４からリブ７へ分散されるようになっている。本実施例では幅ΔＬは６ｍｍであり、フィンカラ３の外径ｄｃの約４／５である。リブ７の高さΔｈは０．３ｍｍであり、スリット６の切り起し高さｈに対してΔｈ＜ｈである。
【００１６】
図１に戻って、スリット６は、伝熱管２間にあって空気流れ８方向に平行な水平中心線１０に対して対称となるように２段に分割されて形成されている。スリット６は１０個設けられ、水平中心線１０の上側にあるものは上流側から順にスリット６１１から６１５の４個、水平中心線１０の下側にあるものは上流側から順にスリット６２１から６２５の４個である。スリット６は、リブ７の上流側にスリット６１１と６２１の２個、その下流側にはスリット６１２から６１５、６２２から６２５の８個設けられる。すなわちリブ７の上流側に１列、その下流側に４列のスリット６を配置してある。またリブ７は、フィン前縁側に偏心するよう形成される。したがって熱交換器１は、水平方向について非対称である。
【００１７】
フィン長手方向に分割されたスリット６の段間には、所定の間隔Ｌとなるように平坦な風路９がそれぞれ形成される。この風路９は、スリット６とリブ７とを接続し、リブ７と十字形となるように配置されている。したがって熱交換器１は、フィン前縁からフィン後縁まで風路９、リブ７、風路９で構成された切り込みや切り起しのない風路９が形成される。本実施例の風路９は、間隔Ｌが１．５ｍｍすなわちＬ／ΔＬが０．２５となるように形成されている。
【００１８】
図２に示すように、スリット６は、それぞれ空気流れ８方向に隣接するスリット同士がフィン５を基準にして図示上下に逆方向に切り起こされている。ただしリブ７に隣接するスリット６１１、６１２、６２１、６２２はそれぞれ同じ下方向に切り起こされ、リブ７の凸型断面の頂点と同じ方向に切り起こされている。リブ７に隣接し最も上流側にあるスリット６１１、６２１の切り起こし高さをｈ１、スリット６１２、６１５、６２２、６２５の切り起こし高さをｈ２、スリット６１３、６１４、６２３、６２４の切り起こし高さをｈ３とすると、本実施例ではｈ１＞ｈ２＞ｈ３となっている。スリット６の空気流れ８方向の幅Ｈは、フィン前縁側のスリット６１１、６２１が最も広い。スリット６１１と６２１との幅Ｈ１は、他のスリットの幅Ｈ２に対してＨ１＞Ｈ２である。
【００１９】
図４に示すように、上流側から見たスリット６の形状は、略台形である。スリット６は、伝熱管２に近い側から端面６ａ、上面６ｂ、端面６ｃの３平面からなる。フィン前縁側のスリット６１１及び６２１の端面６ａは、水平中心線１０とのなす角度が所定の角度θ１となるよう傾斜している。フィン後縁側のスリット６１４、６１５、６２４、６２５の端面６ａは、水平中心線１０とのなす角度が所定の角度θ２となるよう傾斜している（図１参照）。本実施例ではθ１は３５°、θ２は２０°であり、θ１＞θ２である。
【００２０】
図５は、本実施例の熱交換器を蒸発器として用いる場合の、フィンの熱の流れを示すものである。
熱の流れを実線矢印１４で示す。本実施例の熱交換器１は、リブ７の幅ΔＬをΔＬ／ｄｃ＝４／５と広くしたため、伝熱管２からリブ７方向への熱の流れ１４ａが大きくなる。さらに、スリット６間に風路９を設けたことにより、熱はリブ７と風路９とを伝導してフィン面に均一に伝わる。特にフィン前縁では、フィン表面温度が均一化するため、フィン前縁の着霜量も抑制される。したがって、スリット６へ向かう風量の増大やスリット６での着霜量を低減し、通風抵抗の増大を抑制することができる。
【００２１】
着霜状態が進行してスリット６に着霜した場合でも、風路９及びリブ７に構成された風路では、フィン前縁からフィン後縁に渡って切り込みや切り起しなどの障害がないため霜による風路の閉塞が少ない。スリット６のすべてが霜に覆われても、風路９とリブ７とで構成された風路を空気が流れるため十分に風量を確保できる。また、風路９とリブ７とが十字状に構成されているため、空気の曲がり損失が無く、より通風抵抗を低減する。
【００２２】
リブ７付近で風速が最大となりその下流も高速域となるため、下流側の通風抵抗が重要である。本実施例では、幅ΔＬを広くしたリブ７で構成された風路９があるため、スリット６１１や６２１で縮流・増速した空気がいったん減速する。したがってリブ７下流での着霜状態に応じて、少ない損失で空気が流れることができる。特に、リブ７下流のスリット６の切り起し高さｈ２、ｈ３を低く設定しているので、ここでの着霜による風路９の閉塞と通風抵抗の増大を抑制できる。逆に、風速が比較的低いフィン前縁側のスリット６１１、６２１では、切り起し高さｈ１を高くして熱伝導率の向上を図っている。
【００２３】
同様に、リブ７上流側の比較的低風速のスリット６１１、６２１の幅Ｈ１を大きくして、全体の通風抵抗に影響しにくい個所で着霜量を増やしている。すなわち、相対的にリブ７下流の高風速域での着霜量を抑制して通風抵抗の増大を抑制している。
【００２４】
フィン前縁側は比較的低風速なので、θ１が大きくても通風抵抗は増大しにくく伝熱性能は向上しやすい。フィン後縁側は高風速なので、θ２が大きいとスリット６で死水域が生じ通風抵抗が大幅に増大する。本実施例ではθ１＞θ２としたため、従来のようなスリットで生じる死水域を低減できる。θ１の３５°に対しては、θ２は１５°から３０°が通風抵抗の低減に適している。これはθ２が１５°よりも小さいと、今度は伝熱管２下流の死水域が増大するためである。少なくともθ１＞θ２として、流入した空気をフィン前縁側以上に滑らかに減速してフィン後縁から排出する構造が望ましい。
【００２５】
またリブ７をフィン前縁側に偏心させたため、リブ７下流のスリット６の列数をより多く、θ２の角度をより小さく形成できる。本実施例ではリブ７上流側に比べて、リブ７下流側の端面６ｃの面積が大きくθ２が小さい。スリット６の端面６ａがディフューザ側面のごとく高風速の空気流れを滑らかに拡大・減速するため、通風抵抗を低減する効果がある。
【００２６】
図６は、本実施例の熱交換器の通風抵抗（実線）と従来の熱交換器（破線）の通風抵抗とを比較して示すもので、横軸に運転時間をとり、縦軸に通風抵抗（Ｐａ）をとって示したものである。
【００２７】
図から明らかなように、本実施例の熱交換器では、着霜時の通風抵抗の増大が抑制されているため、同一運転時間、同一能力での通風抵抗を低減することができる。
リブ７の幅ΔＬと風路９の幅Ｌの寸法は、ともに大きいほど着霜時の通風抵抗が低下すると考えられる。しかしそれに伴い熱伝達率も低下するから、適正値に設定する必要がある。
【００２８】
図７は、リブ７の幅ΔＬと風路９の幅Ｌの寸法比（Ｌ／ΔＬ）と、熱伝達率／通風抵抗（Ｗ／（ｍ^２ＫＰａ））との関係を示す図である。
ここで通風抵抗は、非着霜時のものである。同図より熱伝達率を維持したまま通風抵抗を低減する範囲、すなわち熱伝達率／通風抵抗を最大にする範囲は、０．５≧Ｌ／ΔＬ≧０．２の範囲であることがわかる。したがって、着霜時の通風抵抗を低減しつつ、非着霜時の伝熱性能を向上するには、上記の範囲が望ましい。
【００２９】
また図８は、（ΔＬ／ｄｃ）と熱伝達率／通風抵抗との関係を示す図である。同様にここで通風抵抗は、非着霜時のものである。熱伝達率を維持したまま、通風抵抗を低減する範囲、すなわち熱伝達率／通風抵抗を最大にする範囲は、１≧ΔＬ／ｄｃ≧１／３である。したがって着霜時の通風抵抗を低減しつつ、非着霜時の伝熱性能を向上するには、上記の範囲が望ましい。
【００３０】
本実施例ではリブ７を凸型断面としたため、除霜運転の際に排水しやすい。その理由は水の表面張力を利用し、水をリブ７に引き込むためである。またリブ７は、強度部材としての役割も果たしている。強度部材としても幅ΔＬが広いため、従来よりも有利である。リブ７の高さΔｈを低く、幅ΔＬを広くしたため、空気が滑らかに流れて通風抵抗の低減に適している。
以上説明したように、本実施例の熱交換器によれば、伝熱性能すなわち熱伝達率を維持しつつ、特に着霜時の通風抵抗を低減する。
【００３１】
図９は、本発明の変形例に係る熱交換器の正面図である。
上記実施例では、リブ７をフィン前縁側に偏心させて配置したが、本変形例ではリブ７を垂直中心線１１上に配置したものである。このように、リブ７を垂直中心線１１上に配置しても、上記実施例に比較して耐着霜作用において若干劣るものの耐着霜の効果を得ることができる。
【００３２】
なお、上記実施例及び変形例ではリブ７を凸型断面となるよう成形したが、単純な平板状でも耐着霜の効果を得ることができる。また上記実施例では風路９を略長方形としたが、図１０の変形例のごとく、台形等でも耐着霜の効果を得ることができる。さらに上記実施例では、スリット６の個数を１０個としたが、これに限るものではない。
【００３３】
次に図１１ないし図１３によって、上記熱交換器を備えた空気調和機の実施例について説明する。
図１１は、空気調和機の構成図である。空気調和機は、基本的には、作動流体を流す配管２１と、作動流体を圧縮する圧縮機１５と、室外機１７（鎖線で示す）の内部に配置される熱交換器１と、作動流体を膨張させるための膨張弁１８と、室内機１９（鎖線で示す）の内部に配置される熱交換器１とから構成されている。
【００３４】
詳細には空気流れ８は、直流電動機２２で駆動される送風機２０によって吸引されて熱交換器１を矢印方向に通過する。ここで熱交換器１は、上記実施例の熱交換器である。作動流体は冷媒で、冷房時は配管２１内を実線方向流れ、暖房時は破線方向に流れる。冷媒の流れ方向は、四方弁１６で切り替えられる。
【００３５】
以下に、暖房運転する場合の空気調和機の、室外機１７の特徴について説明する。
図１２は、室外機１７の水平断面図である。室外機１７は、筐体２３の内部に熱交換器１、送風機２０、直流電動機２２、圧縮機１５を備えている。空気流れ８と圧縮機１５とは、仕切り板２４で分け隔てられている。
【００３６】
上記の構成より送風機２０の主な負荷は、熱交換器１の通風抵抗により生じる。
【００３７】
空気調和機を暖房機として用いる場合、室外機１７の熱交換器１は蒸発器として作用する。一般に、空気流れ８の温度及び作動流体の温度が低い場合、熱交換器１で着霜するから空気調和機の運転時間とともに通風抵抗が上昇する。
【００３８】
図１３に、空気調和機の運転時間の経過にともなう暖房能力（Ｗ）の変化を示す。同図の破線は従来の空気調和機、実線は本実施例の空気調和機の暖房能力である。従来の空気調和機は、本実施例の構成と比較し、熱交換器が従来構造のものであること、電動機が交流電動機であることで異なるが、その他の構成は同じである。
【００３９】
従来の空気調和機では、上記したように着霜による熱交換器の通風抵抗が大きい。一般に交流電動機は、通風抵抗の増大による風量の低下が直流電動機に比較して大きい。したがって、空気調和機の風量も大きく低下し、暖房能力の低下も著しい。しかし上記本実施例の熱交換器１を使用することで、通風抵抗が低減されて風量の低下が抑制される。また、直流電動機２２を使用していることによって、通風抵抗の増加に対して風量の低下が小さい。したがって本実施例に係る空気調和機は、従来の空気調和機と比較して暖房運転時間Ｔ２が長くなり、暖房能力を増大する効果がある。すなわち従来の空気調和機の暖房運転時間Ｔ１に対して、Ｔ２＞Ｔ１となる。
【００４０】
以上説明したように本実施例の空気調和機によれば、従来の空気調和機と比較して、着霜が少なく通風抵抗の低減された熱交換器を備えたことによって暖房運転時間が長くなって暖房能力を増大し、また、入力電力を低減して省エネルギ化を図れる、という効果がある。
【００４１】
【発明の効果】
以上説明したよう本発明によれば、熱交換器の熱伝達率を維持しつつ特に着霜時の通風抵抗を低減する。
また本発明によれば、熱交換器のスリットに着霜しても通風抵抗の増大を抑制する。
さらに本発明によれば、特に暖房運転での熱交換器の通風抵抗を低減し、空気調和機の暖房能力の増加と省エネ化を実現する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施例に係る熱交換器の正面図である。
【図２】図１のＡ−Ａ線に沿う断面図である。
【図３】図１のＢ−Ｂ線に沿う断面図である。
【図４】図１のＣ−Ｃ線に沿う断面図である。
【図５】本発明の実施例に係る熱交換器の熱の流れを示す図である。
【図６】本発明の実施例に係る熱交換器の運転時間と通風抵抗との関係を示す図である。
【図７】熱交換器の、リブの幅ΔＬと平坦部の幅Ｌの寸法比と熱伝達率／通風抵抗との関係図である。
【図８】熱交換器の、リブの幅ΔＬとフィンカラの直径ｄｃとの寸法比と熱伝達率／通風抵抗との関係図である。
【図９】本発明の変形例に係る熱交換器の正面図である。
【図１０】本発明の他の変形例に係る熱交換器の正面図である。
【図１１】本発明の実施例に係わる空気調和機の構成図である。
【図１２】本発明の実施例に係わる室外機の水平断面図である。
【図１３】本発明の実施例に係わる空気調和機の運転時間と暖房能力との変化を示す図である。
【図１４】従来の熱交換器の平面図である。
【図１５】図１４のＡ−Ａ線に沿う断面図である。
【図１６】従来の熱交換器の着霜状態を示す平面図である。
【図１７】従来の熱交換器の通風状態を示す平面図である。
【符号の説明】
１…熱交換器、２…伝熱管、３…フィンカラ、４…円環部、５…フィン、６…スリット、７…フィン中央リブ、８…空気、９…風路、１０…垂直中心線、１１…水平中心線、１２…死水域、１３…霜、１４…熱の流れ、１５…圧縮機、１６…四方弁、１７…室外機、１８…膨張弁、１９…室内機、２０…送風機、２１…配管、２２…直流電動機、２４…仕切り板。[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a heat exchanger having fins and an air conditioner including the same.
[0002]
[Prior art]
A conventional fin-tube heat exchanger is provided with a slit or a louver to improve the heat transfer performance on the air side, as described in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 10-206085. For example, as shown in FIG. 14, the heat exchanger 1 includes flat fins 5 arranged at predetermined intervals and a plurality of heat transfer tubes 2 penetrating the fins 5 and arranged in rows. I have. The air flow 8 passes through the gap between the fins 5, and the working fluid flows inside the heat transfer tube 2. The heat transfer tubes 2 are arranged along the longitudinal direction of the fins 5 so that the axial direction is orthogonal to the air flow direction and the gravity direction.
[0003]
The heat exchanger 1 is symmetrical with respect to a horizontal center line 10 located at the center between the heat transfer tubes 2 and parallel to the air flow direction, and a vertical center line 11 which is an arrangement axis of the heat transfer tubes 2. The surface of the fin 5 is provided with a slit 6 cut and raised so as to have an opening of a predetermined height facing the air flow 8. 17 slits 6 are formed. Eight slits 611 to 618 located above the horizontal center line 10 are arranged from the upstream side, and 621 to 628 are arranged sequentially from the upstream side below the horizontal center line 10 from the upstream side. Eight and one that intersects with the horizontal center line 10 is one of the slits 60. The slit group of the slits 611 to 618 and the slit group of the slits 621 to 628 are arranged symmetrically with respect to the horizontal center line 10, respectively. The slit group of the slits 611 to 614 and the slit group of the slits 615 to 618 are arranged symmetrically with respect to the vertical center line 11. The slit group of the slits 621 to 624 and the slit group of the slits 625 to 628 are arranged symmetrically with respect to the vertical center line 11. The slit 60 is on the vertical center line 11 and is formed along the longitudinal direction of the fin.
[0004]
The slits 611 and 621 on the fin leading edge side are formed such that the angle formed with the horizontal center line 10 is a predetermined angle θ1. The slits 618 and 628 on the fin trailing edge side are formed such that the angle formed with the horizontal center line 10 is a predetermined angle θ2. Here, θ1 = θ2.
FIG. 15 shows an AA cross section of the heat exchanger 1. The slits 6 adjacent to each other along the air flow direction are, for example, slits 611, 612, 613, 614, 60, 615, 616, 617 (see FIG. 14), and 618 (see FIG. In the opposite direction. The cut and raised height h of the slit 6 differs for each slit, and the cut and raised height h5 of the slit 60 is the highest.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
When the above-described conventional heat exchanger 1 is used as an evaporator, if the temperature of the working fluid flowing through the heat transfer tube 2 is low, the water vapor in the air sublimates and forms frost on the fin surface. FIG. 16 shows the frosted state. Generally, when the slit 6 is provided, the heat transfer coefficient between the leading edge of the fin and the slit 6 is high, so that the leading edge of the fin is easily frosted. First, frost 13a is formed on the fin front edge near the heat transfer tube 2. This is because the heat flow 14 is easily transmitted through this location, and the fin surface temperature near the frost 13a drops. Next, when the frost 13a has finished growing, the air volume increases toward the slit 6, and frost is formed on the slit 6. When the frost 13b is generated in the slit 6, the cross-sectional area of the air passage sharply decreases, and the ventilation resistance increases.
[0006]
In particular, when frost is formed at the slit 60 at which the wind speed is maximum, the influence of the reduction of the cross-sectional area of the air passage is great. Furthermore, since the cut-and-raised height h5 of the slit 60 is the highest, the reduction of the cross-sectional area of the air passage is promoted, and the ventilation resistance due to frost formation is significantly increased.
Further, the wind speed becomes maximum near the vertical center line 11, and the wind speed decreases from a high wind speed to a low wind speed downstream thereof. The heat exchanger 1 is symmetrical about the vertical center line 11 and θ1 = θ2. Therefore, as shown in FIG. 17, a dead water region 12 is generated in a high wind speed region downstream of the vertical center line 11, and the bending loss and the expansion loss of the air flow 8 increase. In particular, in the case of frost formation, since the wind speed becomes higher, the ventilation resistance is significantly increased.
[0007]
In the air conditioner using the conventional heat exchanger 1, due to the above-mentioned reasons, the ventilation resistance at the time of frost increases, so that operating conditions such as the air volume are limited, and energy saving cannot be achieved. Did not.
[0008]
An object of the present invention is to provide a heat exchanger that maintains the heat transfer performance, that is, the heat transfer coefficient, and particularly reduces the ventilation resistance during frost formation.
Another object of the present invention is to provide an air conditioner that can operate at a high air flow rate with less frost by providing the heat exchanger, and can save energy.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, the configuration of the heat exchanger of the present invention includes fins arranged at predetermined intervals, heat transfer tubes penetrating the fins and arranged in a plurality of rows, and facing the air flow. A plurality of rows of slits opened and cut and raised on the surface of the fin, and the heat exchanger having a plurality of slits between each of the heat transfer tubes. and has a plurality of the slits between the trailing edge, said slit forms an incoming blanking or planar portion such formed at a position eccentric to the fin leading edge side including a vertical center line of the heat transfer tube, the ribs Alternatively, a slit is provided on the front edge side of the fin from the plane portion, and an air path connected to the rib is formed between the steps of the slit by connecting the front edge and the rear edge of the fin.
[0010]
Preferably, it has the following configuration.
(1) The number of rows of the slits on the downstream side of the rib or the flat portion is larger than the number of rows of the slits on the upstream side of the rib or the flat portion.
(2) The angle between the end face of the slit on the fin leading edge side and the horizontal center line is θ1, and the angle between the end face of the slit on the fin rear end side and the horizontal center line is θ2, and θ1> θ2.
(3) The raised height of the slit on the downstream side of the rib or the flat portion is lower than the raised height of the slit on the upstream side of the rib or the flat portion.
(4) The fin is divided into two stages, and when the width between the stages is L and the width of the rib or the flat portion is ΔL, the ratio L / ΔL of L / ΔL is 0.5 ≧ L / ΔL ≧ 0.2.
(5) The fin has a fin collar inserted into the heat transfer tube and inscribed in the heat transfer tube, and a stepped annular portion around the fin collar, wherein the width of the rib or the flat portion is ΔL, Assuming that the outer diameter of the fin collar is dc, the ratio ΔL / dc between ΔL and dc is 1 ≧ ΔL / dc ≧≧.
[0011]
In order to achieve the above object, the configuration of an air conditioner including the heat exchanger of the present invention includes a compressor, a heat exchanger disposed inside an outdoor unit, and an expansion valve that expands a working fluid. 7. An air conditioner comprising: a heat exchanger disposed inside an indoor unit; and the heat exchanger disposed inside the outdoor unit or the indoor unit, the heat exchanger according to any one of claims 1 to 6. It is equipped with a heat exchanger.
[0012]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
1 is a front view of a heat exchanger according to an embodiment of the present invention, FIG. 2 is a cross-sectional view taken along line AA of FIG. 1, FIG. 3 is a cross-sectional view taken along line BB of FIG. FIG. 4 is a sectional view taken along the line CC of FIG.
The heat exchanger 1 includes fins 5 arranged at a predetermined interval Pf, and heat transfer tubes 2 penetrating the fins 5 and arranged in rows. The refrigerant as the working fluid flows inside the heat transfer tube 2, and the air passes through the gap between the fins 5 in the direction of arrow 8. The axial direction of the heat transfer tubes 2 is orthogonal to the air flow direction and the gravity direction, and the heat transfer tubes 2 are arranged along the longitudinal direction of the fins 5. The fin 5 includes a fin collar 3 inscribed in the heat transfer tube 2. The heat exchanger 1 exchanges heat between the working fluid and the air flow 8. In this embodiment, the fin pitch Pf is set to 1.5 mm to 2.0 mm.
[0013]
The heat transfer tube 2 is formed by drawing a metal material of copper or aluminum, and the fin 5 is formed by pressing a metal member of copper or aluminum. The fins 5 and the heat transfer tubes 2 are joined by a fin collar 3 by mechanically or hydraulically expanding the heat transfer tubes 2. In the example, the diameter of the fin collar dc shown in FIG. 1 was 7.6 mm.
[0014]
Each of the fins 5 has a slit 6 (611 to 625) cut and raised on the fin surface so as to open at a predetermined height h (h1 to h3) opposite to the air flow 8. The fin 5 is formed by pressing the annular portion 4 around the fin collar 3 in a stepped manner and a fin central rib 7 (hereinafter simply referred to as a rib 7) communicating between the annular portions 4 along the arrangement direction of the heat transfer tubes 2. ). The annular portion 4 has an effect of relaxing stress concentrated on the fins 5, reducing stress corrosion cracking due to the stress, and reducing cracks of the fins 5 caused by electric contact.
The rib 7 is formed on a flat surface between the leading edge and the trailing edge of the fin 5 where the slit 6 is not formed with respect to the air flow 8 and has a predetermined width ΔL. The cross-sectional shape of the rib 7 is a convex shape having a vertex in the same direction as the annular portion 4.
[0015]
As shown in FIG. 3, the top of the convex section of the rib 7 is at the same height as the annular portion 4, and the bottom of the convex section is on the same plane as the fin 5. Therefore, the rib 7 is formed continuously with the outer peripheral surface of the annular portion 4, so that stress is dispersed from the annular portion 4 to the rib 7. In this embodiment, the width ΔL is 6 mm, which is about ／ of the outer diameter dc of the fin collar 3. The height Δh of the rib 7 is 0.3 mm, and the height h of the slit 6 is Δh <h.
[0016]
Returning to FIG. 1, the slit 6 is divided into two stages so as to be symmetrical with respect to a horizontal center line 10 between the heat transfer tubes 2 and parallel to the direction of the air flow 8. Ten slits 6 are provided, and those above the horizontal center line 10 are four slits 611 to 615 in order from the upstream side, and those below the horizontal center line 10 are slits 621 to 625 in order from the upstream side. There are four. The slit 6 is provided with two slits 611 and 621 on the upstream side of the rib 7 and eight slits 612 to 615 and 622 to 625 on the downstream side. That is, one row is arranged upstream of the rib 7 and four rows of slits 6 are arranged downstream thereof. The rib 7 is formed so as to be eccentric to the fin leading edge side. Therefore, the heat exchanger 1 is asymmetric in the horizontal direction.
[0017]
Flat air paths 9 are formed between the steps of the slits 6 divided in the longitudinal direction of the fin so as to have a predetermined interval L. The air passage 9 connects the slit 6 and the rib 7 and is arranged so as to form a cross with the rib 7. Accordingly, in the heat exchanger 1, an air path 9 composed of the air path 9, the ribs 7, and the air path 9 from the leading edge of the fin to the trailing edge of the fin and having no cut or cut is formed. The air passage 9 of this embodiment is formed such that the interval L is 1.5 mm, that is, L / ΔL is 0.25.
[0018]
As shown in FIG. 2, the slits 6 are formed such that the slits adjacent to each other in the direction of the air flow 8 are cut up and down in the vertical direction with respect to the fin 5. However, the slits 611, 612, 621, and 622 adjacent to the rib 7 are cut and raised in the same downward direction, and are cut and raised in the same direction as the apex of the convex cross section of the rib 7. The cut-and-raised height of the slits 611 and 621, which is adjacent to the rib 7 and located on the most upstream side, is h1, the cut-and-raised height of the slits 612, 615, 622, and 625 is h2, and the cut-and-raised height of the slits 613, 614, 623, and 624. Assuming that h3, h1>h2> h3 in this embodiment. The width H of the slit 6 in the direction of the air flow 8 is largest at the slits 611 and 621 on the front edge side of the fin. The width H1 of the slits 611 and 621 is H1> H2 with respect to the width H2 of the other slits.
[0019]
As shown in FIG. 4, the shape of the slit 6 viewed from the upstream side is substantially trapezoidal. The slit 6 has three planes of an end surface 6a, an upper surface 6b, and an end surface 6c from the side close to the heat transfer tube 2. The end surfaces 6a of the slits 611 and 621 on the fin leading edge side are inclined so that the angle formed with the horizontal center line 10 becomes a predetermined angle θ1. The end surfaces 6a of the slits 614, 615, 624, 625 on the trailing edge side of the fin are inclined so that the angle between the slits 614, 615, 624, and 625 and the horizontal center line 10 becomes a predetermined angle θ2 (see FIG. 1). In this embodiment, θ1 is 35 °, θ2 is 20 °, and θ1> θ2.
[0020]
FIG. 5 shows the heat flow of the fins when the heat exchanger of this embodiment is used as an evaporator.
The heat flow is indicated by solid arrows 14. In the heat exchanger 1 of the present embodiment, the width ΔL of the rib 7 is increased to ΔL / dc = 4/5, so that the heat flow 14a from the heat transfer tube 2 toward the rib 7 increases. Further, since the air path 9 is provided between the slits 6, heat is transmitted through the rib 7 and the air path 9 to be uniformly transmitted to the fin surface. In particular, at the fin leading edge, the fin surface temperature becomes uniform, so that the amount of frost on the fin leading edge is also suppressed. Therefore, it is possible to reduce the increase in the amount of air flowing toward the slit 6 and the amount of frost formed in the slit 6, thereby suppressing the increase in ventilation resistance.
[0021]
Even when the frosting state progresses and frost forms on the slit 6, there is no obstruction such as notching or cutting and raising from the front edge of the fin to the rear edge of the fin in the air path formed by the air path 9 and the rib 7. Therefore, there is little airway blockage due to frost. Even if all of the slits 6 are covered with frost, the air flows through the air path formed by the air path 9 and the ribs 7, so that a sufficient amount of air can be secured. Further, since the air passage 9 and the ribs 7 are formed in a cross shape, there is no air bending loss, and the ventilation resistance is further reduced.
[0022]
Since the wind speed becomes maximum near the rib 7 and the downstream region also becomes a high-speed region, the ventilation resistance on the downstream side is important. In the present embodiment, since there is the air path 9 composed of the ribs 7 having a large width ΔL, the air contracted and accelerated by the slits 611 and 621 temporarily decelerates. Therefore, air can flow with a small loss according to the frost formation state downstream of the rib 7. In particular, since the cut and raised heights h2 and h3 of the slit 6 downstream of the rib 7 are set low, it is possible to suppress blockage of the air passage 9 and increase in ventilation resistance due to frost formation here. Conversely, in the slits 611 and 621 on the fin leading edge side where the wind speed is relatively low, the cut and raised height h1 is increased to improve the thermal conductivity.
[0023]
Similarly, the width H1 of the relatively low wind speed slits 611 and 621 on the upstream side of the rib 7 is increased to increase the amount of frost at locations where the overall ventilation resistance is hardly affected. In other words, the amount of frost in the high wind speed region relatively downstream of the rib 7 is suppressed, and the increase in ventilation resistance is suppressed.
[0024]
Since the fin leading edge side has a relatively low wind speed, even if θ1 is large, the ventilation resistance does not easily increase and the heat transfer performance is easily improved. Since the fin trailing edge side has a high wind speed, if θ2 is large, a dead water area is formed in the slit 6 and the ventilation resistance is greatly increased. In this embodiment, since θ1> θ2, the dead water area generated by the slit as in the related art can be reduced. For θ1 of 35 °, 15 to 30 ° of θ2 is suitable for reducing the ventilation resistance. This is because if θ2 is smaller than 15 °, the dead water area downstream of the heat transfer tube 2 will increase. At least θ1> θ2, it is desirable to have a structure in which the inflowing air is smoothly decelerated to the fin leading edge side or more and discharged from the fin trailing edge.
[0025]
Further, since the rib 7 is eccentric to the fin leading edge side, the number of rows of the slits 6 downstream of the rib 7 can be increased, and the angle θ2 can be reduced. In this embodiment, the area of the end face 6c on the downstream side of the rib 7 is larger than that on the upstream side of the rib 7, and θ2 is smaller. Since the end face 6a of the slit 6 smoothly expands / decelerates the high-speed air flow like the diffuser side surface, there is an effect of reducing the ventilation resistance.
[0026]
FIG. 6 shows a comparison between the ventilation resistance (solid line) of the heat exchanger of the present embodiment and the ventilation resistance of the conventional heat exchanger (dashed line). The resistance (Pa) is shown.
[0027]
As is clear from the figure, in the heat exchanger of the present embodiment, since the increase of the ventilation resistance at the time of frost formation is suppressed, the ventilation resistance at the same operation time and the same capacity can be reduced.
It is considered that the larger the size of the width ΔL of the rib 7 and the width L of the air passage 9, the lower the ventilation resistance during frost formation. However, the heat transfer coefficient also decreases with this, so it is necessary to set it to an appropriate value.
[0028]
FIG. 7 is a view showing the relationship between the dimensional ratio (L / ΔL) of the width ΔL of the rib 7 and the width L of the air passage 9 and the heat transfer coefficient / ventilation resistance (W / (m ² KPa)).
Here, the ventilation resistance is the value at the time of non-frost formation. It can be seen from the figure that the range in which the ventilation resistance is reduced while maintaining the heat transfer coefficient, that is, the range in which the heat transfer coefficient / ventilation resistance is maximized, is in the range of 0.5 ≧ L / ΔL ≧ 0.2. Therefore, in order to reduce the ventilation resistance at the time of frosting and to improve the heat transfer performance at the time of non-frosting, the above range is desirable.
[0029]
FIG. 8 is a diagram showing the relationship between (ΔL / dc) and the heat transfer coefficient / ventilation resistance. Similarly, the ventilation resistance here is that when no frost is formed. The range in which the ventilation resistance is reduced while maintaining the heat transfer coefficient, that is, the range in which the heat transfer coefficient / ventilation resistance is maximized, is 1 ≧ ΔL / dc ≧ １ ／. Therefore, in order to reduce the ventilation resistance at the time of frosting and to improve the heat transfer performance at the time of non-frosting, the above range is desirable.
[0030]
In this embodiment, since the rib 7 has a convex cross section, it is easy to drain water during the defrosting operation. The reason is that water is drawn into the ribs 7 by utilizing the surface tension of water. The rib 7 also plays a role as a strength member. Since the width ΔL is wide as a strength member, it is more advantageous than in the past. Since the height Δh of the rib 7 is low and the width ΔL is wide, the air flows smoothly and is suitable for reducing the ventilation resistance.
As described above, according to the heat exchanger of this embodiment, the ventilation resistance during frost formation is reduced while maintaining the heat transfer performance, that is, the heat transfer coefficient.
[0031]
FIG. 9 is a front view of a heat exchanger according to a modification of the present invention.
In the above embodiment, the ribs 7 are arranged eccentrically to the fin leading edge side. However, in this modification, the ribs 7 are arranged on the vertical center line 11. As described above, even when the ribs 7 are arranged on the vertical center line 11, the effect of frost formation can be obtained although the frost formation function is slightly inferior to that of the above embodiment.
[0032]
Although the ribs 7 are formed so as to have a convex cross section in the above-described embodiment and the modified example, the effect of frost resistance can be obtained even with a simple flat plate shape. In the above embodiment, the air passage 9 is substantially rectangular. However, as in the modification of FIG. 10, a frost-proof effect can be obtained even with a trapezoid or the like. Further, in the above-described embodiment, the number of the slits 6 is set to ten, but the number is not limited thereto.
[0033]
Next, an embodiment of an air conditioner including the heat exchanger will be described with reference to FIGS.
FIG. 11 is a configuration diagram of the air conditioner. The air conditioner basically includes a pipe 21 for flowing a working fluid, a compressor 15 for compressing the working fluid, a heat exchanger 1 disposed inside an outdoor unit 17 (shown by a chain line), And an heat exchanger 1 disposed inside an indoor unit 19 (shown by a dashed line).
[0034]
Specifically, the air flow 8 is sucked by the blower 20 driven by the DC motor 22 and passes through the heat exchanger 1 in the direction of the arrow. Here, the heat exchanger 1 is the heat exchanger of the above embodiment. The working fluid is a refrigerant, which flows in the pipe 21 in the direction of a solid line during cooling, and flows in the direction of a broken line during heating. The flow direction of the refrigerant is switched by the four-way valve 16.
[0035]
The features of the outdoor unit 17 of the air conditioner in the heating operation will be described below.
FIG. 12 is a horizontal sectional view of the outdoor unit 17. The outdoor unit 17 includes a heat exchanger 1, a blower 20, a DC motor 22, and a compressor 15 inside a housing 23. The air flow 8 and the compressor 15 are separated by a partition plate 24.
[0036]
With the above configuration, the main load of the blower 20 is caused by the ventilation resistance of the heat exchanger 1.
[0037]
When using an air conditioner as a heater, the heat exchanger 1 of the outdoor unit 17 acts as an evaporator. Generally, when the temperature of the air flow 8 and the temperature of the working fluid are low, frost is formed in the heat exchanger 1, and the ventilation resistance increases with the operation time of the air conditioner.
[0038]
FIG. 13 shows a change in the heating capacity (W) with the elapse of the operation time of the air conditioner. The broken line in the figure indicates the heating capacity of the conventional air conditioner, and the solid line indicates the heating capacity of the air conditioner of the present embodiment. The conventional air conditioner differs from the configuration of the present embodiment in that the heat exchanger has a conventional structure and that the electric motor is an AC motor, but the other configurations are the same.
[0039]
In the conventional air conditioner, the ventilation resistance of the heat exchanger due to frost formation is large as described above. In general, an AC motor has a larger decrease in airflow due to an increase in ventilation resistance than a DC motor. Therefore, the air volume of the air conditioner is also significantly reduced, and the heating capacity is significantly reduced. However, by using the heat exchanger 1 of the present embodiment, the ventilation resistance is reduced, and the reduction of the air volume is suppressed. Further, since the DC motor 22 is used, a decrease in the air volume is small with respect to an increase in the ventilation resistance. Therefore, the air conditioner according to the present embodiment has an effect of increasing the heating operation time T2 and increasing the heating capacity as compared with the conventional air conditioner. That is, T2> T1 with respect to the heating operation time T1 of the conventional air conditioner.
[0040]
As described above, according to the air conditioner of the present embodiment, as compared with the conventional air conditioner, the heating operation time becomes longer due to the provision of the heat exchanger with reduced frost formation and reduced ventilation resistance. Thus, there is an effect that the heating capacity can be increased and the input power can be reduced to save energy.
[0041]
【The invention's effect】
According to the present invention as described above, the ventilation resistance during frost formation is reduced while maintaining the heat transfer coefficient of the heat exchanger.
Further, according to the present invention, even if frost is formed on the slit of the heat exchanger, an increase in ventilation resistance is suppressed.
Further, according to the present invention, particularly, the ventilation resistance of the heat exchanger in the heating operation is reduced, and the heating capacity of the air conditioner is increased and energy saving is realized.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a front view of a heat exchanger according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a sectional view taken along line AA of FIG.
FIG. 3 is a sectional view taken along line BB of FIG. 1;
FIG. 4 is a sectional view taken along line CC of FIG. 1;
FIG. 5 is a diagram showing a heat flow of the heat exchanger according to the embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a diagram illustrating a relationship between an operation time and a ventilation resistance of the heat exchanger according to the embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a diagram showing a relationship between a dimensional ratio of a width ΔL of a rib and a width L of a flat portion and a heat transfer coefficient / ventilation resistance of the heat exchanger.
FIG. 8 is a graph showing a relationship between a dimensional ratio of a width ΔL of a rib and a diameter dc of a fin collar and a heat transfer coefficient / ventilation resistance of the heat exchanger.
FIG. 9 is a front view of a heat exchanger according to a modification of the present invention.
FIG. 10 is a front view of a heat exchanger according to another modification of the present invention.
FIG. 11 is a configuration diagram of an air conditioner according to an embodiment of the present invention.
FIG. 12 is a horizontal sectional view of the outdoor unit according to the embodiment of the present invention.
FIG. 13 is a diagram showing changes in the operation time and the heating capacity of the air conditioner according to the embodiment of the present invention.
FIG. 14 is a plan view of a conventional heat exchanger.
FIG. 15 is a sectional view taken along line AA of FIG. 14;
FIG. 16 is a plan view showing a frosted state of a conventional heat exchanger.
FIG. 17 is a plan view showing a ventilation state of a conventional heat exchanger.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Heat exchanger, 2 ... Heat transfer tube, 3 ... Fin collar, 4 ... Annular part, 5 ... Fin, 6 ... Slit, 7 ... Fin central rib, 8 ... Air, 9 ... Air path, 10 ... Vertical center line, 11 ... horizontal center line, 12 ... dead water area, 13 ... frost, 14 ... heat flow, 15 ... compressor, 16 ... four-way valve, 17 ... outdoor unit, 18 ... expansion valve, 19 ... indoor unit, 20 ... blower, 21 ... piping, 22 ... DC motor, 24 ... partition plate.

Claims (7)

所定の間隔で配置されたフィンと、このフィンを貫通して複数列に配列された伝熱管と、空気流れに対向して開口し前記フィンの面上に切り起こされた複数列のスリットとを備え、このスリットを前記各伝熱管のそれぞれの間に複数段有する熱交換器において、
前記フィンの空気流れ方向の前縁と後縁との間の複数の前記スリットを有し、前記伝熱管の垂直中心線を含むフィン前縁側に偏心した位置に前記スリットが形成されないリブまたは平面部を形成し、このリブまたは平面部よりフィン前縁側にスリットを備え、
前記スリットの段と段との間に、前記フィンの前縁と後縁とをつなぎ前記リブまたは平面部に接続された風路を形成することを特徴とする熱交換器。Fins arranged at predetermined intervals, heat transfer tubes arranged in a plurality of rows penetrating the fins, and a plurality of rows of slits opened and cut and raised on the surface of the fins facing the air flow. A heat exchanger having a plurality of slits between each of the heat transfer tubes.
It has a plurality of the slits between the air flow direction of the leading and trailing edges of the fins, the slits formed such Ili blanking at a position eccentric to the fin leading edge side including a vertical center line of the heat transfer tube Or form a flat part, with a slit on the fin front edge side than this rib or flat part,
A heat exchanger, wherein a front end and a rear end of the fin are connected between the steps of the slit to form an air path connected to the rib or the flat portion. 前記リブまたは平面部下流の前記スリットの列数は、前記リブまたは平面部上流の前記スリットの列数よりも多いことを特徴とする請求項1記載の熱交換器。2. The heat exchanger according to claim 1, wherein the number of rows of the slits downstream of the rib or the flat portion is larger than the number of rows of the slits upstream of the rib or the flat portion . フィン前縁側のスリットの端面と水平中心線のなす角度をθ１、フィン後端側の前記スリットの端面と水平中心線のなす角度をθ２とし、
θ１＞θ２であることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の熱交換器。The angle between the end face of the slit on the fin leading edge side and the horizontal center line is θ1, the angle between the end face of the slit on the fin rear end side and the horizontal center line is θ2,
3. The heat exchanger according to claim 1, wherein θ1> θ2. 前記リブまたは平面部下流の前記スリットの切り起し高さは、前記リブまたは平面部上流の前記スリットの切り起し高さよりも低いことを特徴とする請求項１乃至３のいずれかに記載の熱交換器。4. The cut-and-raised height of the slit downstream of the rib or the flat portion is lower than the cut-and-raised height of the slit upstream of the rib or the flat portion. 5. Heat exchanger. 前記フィンは２段に分割され、段と段との間の幅をＬ、前記リブまたは平面部の幅をΔＬとするとき、ＬとΔＬの比Ｌ／ΔＬを、
０．５≧Ｌ／ΔＬ≧０．２
とすることを特徴とする請求項１乃至４のいずれかに記載の熱交換器。The fin is divided into two steps, and when the width between the steps is L, and the width of the rib or the flat portion is ΔL, the ratio L / ΔL of L and ΔL is given by:
0.5 ≧ L / ΔL ≧ 0.2
The heat exchanger according to any one of claims 1 to 4, wherein 前記フィンは前記伝熱管に挿入されて伝熱管に内接するフィンカラと、このフィンカラの周辺にあって段状の円環部とを有し、
前記リブまたは平面部の幅をΔＬ、前記フィンカラの外径をｄｃとするとき、ΔＬとｄｃとの比ΔＬ／ｄｃを、
１≧ΔＬ／ｄｃ≧１／３
とすることを特徴とする請求項１乃至５いずれかに記載の熱交換器。 The fin has a fin collar inserted into the heat transfer tube and inscribed in the heat transfer tube, and a stepped annular portion around the fin collar,
When the width of the rib or the flat portion is ΔL and the outer diameter of the fin collar is dc, the ratio ΔL / dc between ΔL and dc is:
1 ≧ ΔL / dc ≧ 1/3
The heat exchanger according to any one of claims 1 to 5, wherein 圧縮機と、室外機の内部に配置される熱交換器と、作動流体を膨張する膨張弁と、室内機の内部に配置される熱交換器とを備える空気調和機において、
前記室外機もしくは室内機の内部に配置される熱交換器のいずれかに、
請求項１乃至６のいずれに記載の熱交換器を備えたことを特徴とする空気調和機。In a compressor, a heat exchanger disposed inside the outdoor unit, an expansion valve that expands the working fluid, and an air conditioner including a heat exchanger disposed inside the indoor unit,
In any one of the heat exchanger arranged inside the outdoor unit or the indoor unit,
An air conditioner comprising the heat exchanger according to claim 1 .

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