JP6230769B1

JP6230769B1 - 熱交換器

Info

Publication number: JP6230769B1
Application number: JP2017544791A
Authority: JP
Inventors: 繁佳松井; 教将上村; 発明孫; 洋次尾中
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2017-02-22
Filing date: 2017-02-22
Publication date: 2017-11-15
Anticipated expiration: 2037-02-22
Also published as: WO2018154650A1; JPWO2018154650A1

Abstract

熱交換器は、側面部が対向するように間隔をあけて並列に配置され、管内に冷媒が流れる複数の伝熱管と、複数の伝熱管が挿入され、当該伝熱管と連通するヘッダ集合管と、を備え、ヘッダ集合管は、複数の伝熱管の端部が挿入される平板状の挿入側平面部と、挿入側平面部と対向する円弧状の湾曲部と、挿入側平面部と湾曲部とを接続し、対向する平板状の二つの接続面部と、を有するものである。

Description

本発明は、パッケージエアコン、ビル用マルチエアコンなどの空調調和機に用いられる扁平管熱交換器に関するものである。

熱交換器に用いられる扁平管の伝熱管は、円管の伝熱管と比べて細径であり、冷媒の分岐数が増大する。熱交換器の性能を効率よく使用するためには、扁平管の管内を流れる気液二相冷媒を、各伝熱管に均等に分配する必要がある。そのため、蒸発器の入口には、形状に工夫が施されたヘッダ集合管が接続される。例えば、ヘッダ集合管の周壁部の内側全周面が、扁平管側に湾曲して扁平管が挿通される挿通面と、挿通面に対向する対向面とによって構成される熱交換器がある（特許文献１参照）。この熱交換器は、ヘッダ集合管の軸直角断面において、挿通面と対向面との間の２つの接続点を結ぶ線分Ｘを基準とすると、線分Ｘから対向面までの間の最大長さが線分Ｘから挿通面までの間の最大長さよりも短いことを特徴とする。

特許文献１の熱交換器は、扁平管の開口端から対向面までの間に形成される冷媒の流路断面積が小さくなり、冷媒の流速が大きくすることにより、ヘッダ集合管を流れる冷媒の流量が比較的小さい場合でも、冷媒流速が十分に確保できる。これにより、ヘッダ集合管内では、液冷媒を自重に抗して上方まで送ることができるため、上下に配列される各扁平管における冷媒の偏流が抑制される。

ところで、従来の伝熱管に扁平管を用いた熱交換器は、特許文献１に示されるように、液単相冷媒あるいは気液二相冷媒が流れ、蒸発器入口に接続される第１ヘッダ集合管と、蒸発器出口に接続され、冷媒回路のガスラインと接続される第２ヘッダ集合管と、第１ヘッダ集合管及び第２ヘッダ集合管の内周に突出するように挿入された扁平管とで構成される。そして、これらの熱交換器は、冷媒回路のガスラインと接続される第２ヘッダ集合管の軸直角断面形状が正円形状である。

特開２０１２-１６３３１０号公報

ヘッダ集合管の軸直角断面形状が正円形状であると、ヘッダ集合管の内部の管路の断面において、伝熱管が挿入されている部分の管路に占める伝熱管の断面積が大きくなる場合がある。そのため、ヘッダ集合管は、伝熱管が挿入されている部分の管路と伝熱管が挿入されていない部分の管路において、冷媒が流れる流路の断面積の拡大、縮小の幅が大きくなり、冷媒の縮流、拡大が生じ、ヘッダ集合管の管路を流れる冷媒の圧力損失が増大する。

本発明は、上記のような課題を解決するためになされたものであり、上記円筒形状に使用する伝熱管と同じ外径を有する伝熱管を用いても、伝熱管が挿入されている部分のヘッダ集合管の管路と伝熱管が挿入されていない部分のヘッダ集合管の管路とにおいて、冷媒が流れる流路の断面積の拡大、縮小の幅が小さい熱交換器を提供するものである。

本発明に係る熱交換器は、側面部が対向するように間隔をあけて並列に配置され、管内に冷媒が流れる複数の伝熱管と、複数の伝熱管が挿入され、当該伝熱管と連通するヘッダ集合管と、を備えた熱交換器であって、ヘッダ集合管は、熱交換器が蒸発器として作用する場合の複数の伝熱管の出口に接続されており、複数の伝熱管の端部が挿入される平板状の挿入側平面部と、挿入側平面部と対向する円弧状の湾曲部と、挿入側平面部と湾曲部とを接続し、対向する平板状の二つの接続面部と、挿入側平面部と接続面部との接続領域に位置する角部と、を有し、角部は、曲率半径が３ｍｍ以下の鋭端面に形成されており、対向する接続面部の間の距離Ｄ０は、接続面部と対向する伝熱管の側壁面部同士の間の距離Ｌｔよりも大きく、接続面部の伝熱管の挿入方向の長さである距離Ｌ１が、挿入側平面部と挿入された伝熱管の端部との間の距離Ｌ２と同じ大きさのものである。

本発明に係る熱交換器は、ヘッダ集合管は、複数の伝熱管の端部が挿入される平板状の挿入側平面部と、挿入側平面部と対向する円弧状の湾曲部と、挿入側平面部と湾曲部とを接続し、対向する平板状の二つの接続面部と、を有するものである。そのため、熱交換器は、ヘッダ集合管の内部に挿入されている伝熱管の面積を、円形状のヘッダ集合管の内部に挿入されている伝熱管の面積よりも小さくすることができる。その結果、熱交換器は、同じ外径の伝熱管を使用した場合、円形状のヘッダ集合管を有する熱交換器と比べて、ヘッダ集合管の内部では、冷媒が流れる流路の断面積の拡大、縮小を抑制することができ、冷媒の圧力損失の主要因となる流れの縮流、拡大を抑制することができる。

本発明の実施の形態１に係る熱交換器の一部分を拡大した斜視図である。図１の熱交換器の平面図である。本発明の実施の形態１に係る熱交換器の第１ヘッダ集合管と、第１ヘッダ集合管内における伝熱管の先端部とを示す図である。本発明の実施の形態１に係る熱交換器が蒸発器として作用する場合において、蒸発機の出口に接続される第１ヘッダ集合管を示す概略図である。本発明の実施の形態１に係る熱交換器を適用した冷凍サイクルの回路図である。本発明の実施の形態１に係る熱交換器の第１ヘッダ集合管に伝熱管を挿入した場合と、円形のヘッダ集合管に伝熱管を挿入した場合との断面を比較した図である。第１ヘッダ集合管と円形状のヘッダ集合管とについて、伝熱管の差込み距離Ｌ２と、対向する接続面部２３同士の間の距離Ｄ０との関係と、ヘッダ集合管の内部の冷媒圧力損失の関係とを示した図である。第１ヘッダ集合管の接続面部の伝熱管の挿入方向の長さである距離Ｌ１と、第１ヘッダ集合管の内部で上昇するのに必要となる油上昇の限界ガス速度ｖとの関係とを示した図である。本発明の実施の形態２に係る熱交換器の一部を拡大した斜視図である。本発明の実施の形態３に係る熱交換器の一部を拡大した斜視図である。本発明の実施の形態３に係る熱交換器が蒸発器として作用する場合において、蒸発機の出口に接続される第１ヘッダ集合管を示す概略図である。

以下、図面に基づいて本発明の実施の形態について説明する。なお、各図において、同一の符号を付したものは、同一のまたはこれに相当するものであり、これは明細書の全文において共通している。さらに、明細書全文に示されている構成要素の形態は、あくまで例示であってこれらの記載に限定されるものではない。

実施の形態１．
＜熱交換器の構成＞
図１は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器の一部分を拡大した斜視図である。図１に示すように、熱交換器１１は、側面部１２ａが対向するように間隔をあけて配置され、管内に冷媒が流れる複数の伝熱管１２と、複数の伝熱管１２が挿入され当該伝熱管１２と連通する第１ヘッダ集合管１４と、を備える。また、熱交換器１１は、側面部１２ａが対向するように間隔をあけて配置され、管内に冷媒が流れる複数の伝熱管１２と、複数の伝熱管１２が挿入され当該伝熱管１２と連通する第２ヘッダ集合管１６と、を備える。

伝熱管１２は、例えば、複数の流路が形成された扁平管のような細径管である。なお、図１では、第１ヘッダ集合管１４に接続される伝熱管１２が扁平管である場合について示しているが、これに限定するものではない。例えば伝熱管１２の断面形状が楕円形状に形成された伝熱管であってもよい。熱交換器１１は、伝熱管１２の対向する側面部１２ａの間をファンによって発生した風が流れる。伝熱管１２には、複数のフィン１３が並列して接合されている。フィン１３は、空気と冷媒の熱交換効率を向上させるためのものである。フィン１３は、例えばプレートフィンや、コルゲートフィンが用いられるが、伝熱管１２の表面でも空気との熱交換は行われるため、熱交換器１１は、フィン１３を備えなくてもよい。

図２は、図１の熱交換器の平面図である。第１ヘッダ集合管１４に挿入される伝熱管１２と伝熱管１２に接合されたフィン１３とは、第１熱交換部１１ａを構成する。第２ヘッダ集合管１６に挿入される伝熱管１２と伝熱管１２に接合されたフィン１３とは、第２熱交換部１１ｂを構成する。第１熱交換部１１ａと、第２熱交換部１１ｂとは、伝熱管１２の管路が平行となるように、並べて配置される。図２に示す配列ピッチＬｐは、第１熱交換部１１ａと、第２熱交換部１１ｂとの間の距離であり、第１ヘッダ集合管１４に挿入された伝熱管１２に接合しているフィン１３と、第２ヘッダ集合管１６に挿入された伝熱管１２に接合しているフィン１３との間の距離である。

熱交換器１１は、図１に示すように、第１ヘッダ集合管１４の管路と、第２ヘッダ集合管１６の管路とが平行するように、第１ヘッダ集合管１４と、第２ヘッダ集合管１６とが並べて配置される。第１ヘッダ集合管１４は、管路が鉛直方向に延びるように構成される。第１ヘッダ集合管１４は、熱交換器１１が蒸発器として作用する場合の出口に設けられ、ガス冷媒が流れるガスヘッダとして用いられる。第２ヘッダ集合管１６は、管路が鉛直方向に延びるように構成される。第２ヘッダ集合管１６は、熱交換器１１が蒸発器として作用する場合の入口に設けられ、液冷媒が流れる液ヘッダとして用いられる。第１ヘッダ集合管１４及び第２ヘッダ集合管には、冷凍サイクルに接続される冷媒配管１５が接合されている。なお、図１では、第１ヘッダ集合管１４及び第２ヘッダ集合管１６の管路が鉛直方向に構成された熱交換器を示しているが、例えば、第１ヘッダ集合管１４及び第２ヘッダ集合管１６の管路が水平方向に構成された熱交換器であってもよい。なお、第１ヘッダ集合管１４が、本発明の「ヘッダ集合管」に相当し、第２ヘッダ集合管１６が、本発明の「第２のヘッダ集合管」に相当する。

熱交換器１１は、伝熱管１２、フィン１３、第１ヘッダ集合管１４、冷媒配管１５、第２ヘッダ集合管１６はいずれもアルミニウム製であって、ロウ付けによってそれぞれ接合されている。

＜ガスヘッダの構成＞
図３は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器の第１ヘッダ集合管と、第１ヘッダ集合管内における伝熱管の先端部とを示す図である。図３に示すように、第１ヘッダ集合管１４は、複数の伝熱管の端部が挿入される平板状の挿入側平面部２１と、挿入側平面部２１と対向する円弧状の湾曲部２２と、挿入側平面部２１と湾曲部２２とを接続し、対向する二つの接続面部２３と、を有する。図３に示す接続部２０ａは、第１ヘッダ集合管１４の内壁面部２０において、円弧状の湾曲部２２と平板状の接続面部２３とが接続する部分である。接続部２０ａは、円弧状の湾曲部２２の両端部に位置する。また、第１ヘッダ集合管１４は、挿入側平面部２１と、接続面部２３との接続領域に角部２４を有している。挿入側平面部２１は、第１ヘッダ集合管１４の流路方向に垂直な断面において、挿入側平面部２１と、挿入される伝熱管１２の端部２５とが平行である。

第１ヘッダ集合管１４は、第１ヘッダ集合管１４の内壁面部２０において、伝熱管１２の挿入方向における挿入側平面部２１と湾曲部２２との間の最大距離Ｌ_ｍａｘが、対向する二つの接続面部２３間の距離を直径とする円の半径Ｒと、挿入側平面部と挿入された伝熱管の端部２５との間の距離Ｌ２との和以上の長さとなるように構成されている。

図３に示す距離Ｌ１は、第１ヘッダ集合管１４の管内において、接続部２０ａ同士を結ぶ仮想線Ｌａと、挿入側平面部２１との間の距離であり、第１ヘッダ集合管１４第１ヘッダ集合管１４の内壁面部２０において、接続面部２３の伝熱管１２の挿入方向の長さとなる。図３に示す距離Ｌ２は、挿入側平面部２１と挿入された伝熱管１２の端部２５との間の距離であり、第１ヘッダ集合管１４の管内に挿入された伝熱管１２の挿入方向の差し込み距離である。ロウ付け時にロウ材が伝熱管１２の冷媒流路へ侵入することを防ぐため、距離Ｌ２が３ｍｍ程度となるように伝熱管１２が第１ヘッダ集合管１４の挿入側平面部２１に挿入される。第１ヘッダ集合管１４と、伝熱管１２とは、距離Ｌ１が距離Ｌ２以上よりも大きくなるように構成されている。挿入側平面部２１は、伝熱管１２が挿入されてロウ付けにより接合されるため、第１ヘッダ集合管１４はクラッド鋼で構成される。また、挿入側平面部２１には例えばバーリング加工が施される。

図３に示す、距離Ｌｔは、接続面部２３と対向する伝熱管１２の側壁面部１２ｂ同士の間の距離である。第１ヘッダ集合管１４は、第２ヘッダ集合管１６との緩衝を避けるため、対向する接続面部２３の外壁同士の距離Ｌ０が、図１に示す配列ピッチＬｐ以下の大きさに形成され、かつ、図３に示す距離Ｌｔ以上の大きさに形成される。

図４は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器が蒸発器として作用する場合において、蒸発機の出口に接続される第１ヘッダ集合管を示す概略図である。図４に示すように、複数の伝熱管１２が、第１ヘッダ集合管１４に挿入され、第１ヘッダ集合管１４の管路に沿って間隔をあけて配置されている。第１ヘッダ集合管１４は、伝熱管１２が挿入されていない非挿入部３１と、伝熱管１２が挿入された挿入部３２とを有する。非挿入部３１は、図４に示す、冷媒流れ方向に垂直な流路断面積Ａ１を構成する。挿入部３２は、冷媒流れ方向に垂直な流路が縮小された流路断面積Ａ２を構成する。流路断面積Ａ１と、流路断面積Ａ２との関係は、Ａ２／Ａ１が１に近いほど、冷媒が流れる流路の断面積の拡大縮小による圧力損失の増加が抑制される。

＜空気調和機の構成＞
図５は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器を適用した冷凍サイクルの回路図である。本発明の実施の形態１に係る熱交換器１１は、空気調和機４０の室外熱交換器４７として構成されている。空気調和機４０は、圧縮機４１と、流路切替装置４２と、室内熱交換器４３と、膨張弁４５と、室外熱交換器４７と、が配管で接続された冷媒回路を有する。室内熱交換器４３および室外熱交換器４７は、それぞれ室内ファン４４および室外ファン４６によって発生する風によって伝熱管１２の管内を流れる冷媒と空気が熱交換される。

空気調和機４０を流れる冷媒は、例えば、Ｒ３２冷媒、低ＧＷＰ冷媒であるＲ２９０冷媒、前記Ｒ３２冷媒を主成分とする混合冷媒、Ｒ２９０冷媒を主成分とする混合冷媒等が用いられる。

＜冷凍サイクルの動作＞
次に、本実施の形態１に係る冷凍サイクルの動作について説明する。暖房運転の場合、圧縮機４１により圧縮され、高温高圧ガスとなった冷媒は、例えば四方弁等の流路切替装置４２を介して室内熱交換器４３に流入する。室内熱交換器４３に流入した冷媒は室内ファン４４によって発生される風によって放熱して凝縮し、液化する。液化した冷媒は膨張弁４５によって減圧され、低温低圧の気液ニ相状態となって室外熱交換器４７に流入する。室外熱交換器４７に流入した冷媒は室外ファン４６によって発生される風と熱交換して蒸発し、ガスとなり、本発明に係る第１ヘッダ集合管１４を介して流出する。第１ヘッダ集合管１４を介して流出した冷媒は、再び圧縮機４１に吸入され、冷凍サイクルを循環する。また、冷凍サイクル内には冷媒の他に、圧縮機４１の駆動に必要な冷凍機油も循環する。冷房運転の場合は、冷媒および冷凍機油が逆流する。なお、ここでは本発明に係る熱交換器１１が室外熱交換器４７として用いられる場合について示したが、室内熱交換器４３に用いられてもよく、あるいは室外熱交換器４７と室内熱交換器４３との両方の熱交換器に用いられてもよい。

＜熱交換器の動作＞
本発明の実施の形態１に係る熱交換器１１の動作について説明する。空気調和機４０が、暖房運転の場合、熱交換器１１は蒸発器として作用する。冷凍サイクルにおいて、熱交換器１１の入口から流入した気液二相冷媒は第２ヘッダ集合管１６を介して伝熱管１２に流入し、伝熱管１２において室外ファン４６によって発生した風と熱交換して蒸発する。伝熱管１２内で蒸発した冷媒は、第１ヘッダ集合管１４に流入して合流する。第１ヘッダ集合管１４に流入したガス冷媒は、伝熱管１２が挿入されていない非挿入部３１と、伝熱管１２が挿入され流路が縮小された挿入部３２とを交互に通過する。第１ヘッダ集合管１４内を通るガス冷媒は、図４に示すように、挿入部３２を通過する際に、第１ヘッダ集合管１４に挿入されている伝熱管１２の端部２５から流出するガス冷媒と順次合流し、冷媒配管１５を介して熱交換器１１から冷凍サイクルへ流出する。

空気調和機４０が、冷房運転の場合、すなわち熱交換器１１が凝縮器として作用する場合は、前述の蒸発器の場合の流れと逆方向に冷媒が流れる。冷媒配管１５を介して流入したガス冷媒は、第１ヘッダ集合管１４内で各伝熱管１２に分配される。熱交換器１１に流入した冷媒は、室外ファン４６によって発生した風と熱交換することにより凝縮し、第２ヘッダ集合管１６を介して流出する。本発明の実施の形態１に係る熱交換器は、空気と冷媒が熱交換する構成について示したが、熱交換器は、空気と冷媒が熱交換する構成に限定されるものではない。熱交換器は、冷媒が使用される構成であればよく、例えば、水と冷媒が熱交換する熱交換器であってもよい。

図６は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器の第１ヘッダ集合管に伝熱管を挿入した場合と、円形のヘッダ集合管に伝熱管を挿入した場合との断面を比較した図である。図６に示す面積Ｓ１は、第１ヘッダ集合管１４の冷媒流れ方向に垂直な断面における伝熱管１２の占める面積である。図６に示す面積Ｓ２は、円形のヘッダ集合管５４の冷媒流れ方向に垂直な断面における伝熱管５２の占める面積である。熱交換器１１は、伝熱管１２が第１ヘッダ集合管１４に直接挿入されている。前述のように、第１ヘッダ集合管１４を流れる冷媒は、伝熱管１２が挿入されていない非挿入部３１と、伝熱管１２が挿入され流路が縮小された挿入部３２を交互に通過し、流速が増加していく。一般的に、伝熱管１２が挿入されていない非挿入部３１の流路断面積と、伝熱管１２が挿入され冷媒流れ方向の流路が縮小された挿入部３２の流路断面積とにより、冷媒が流れる流路の断面積の拡大、縮小が生じる。そのため、第１ヘッダ集合管１４の内部の圧力損失が増大する。図６に示すように、熱交換器１１は、第１ヘッダ集合管１４の内周面に伝熱管１２が挿入される平板形状の挿入側平面部２１を有している。そして、図３に示すように、伝熱管１２の挿入方向における挿入側平面部２１と湾曲部２２との間の最大距離Ｌ_ｍａｘが、対向する二つの接続面部２３の間の距離を直径とする円の半径Ｒと、挿入側平面部２１と挿入された伝熱管１２の端部２５との間の距離Ｌ２との和以上の長さとなるように構成されている。そのため、熱交換器１１は、第１ヘッダ集合管１４の内部に挿入されている伝熱管１２の面積Ｓ１を、円形状のヘッダ集合管５４の内部に挿入されている伝熱管５２の面積Ｓ２よりも小さくすることができる。その結果、熱交換器１１は、円形状のヘッダ集合管５４を有する熱交換器と比べて、第１ヘッダ集合管１４の内部では、冷媒が流れる流路の断面積の拡大、縮小が抑制され、冷媒の圧力損失の増大を抑制することができる。

図７は、第１ヘッダ集合管と円形状のヘッダ集合管とについて、伝熱管の差込み距離Ｌ２と、対向する接続面部２３同士の間の距離Ｄ０との関係と、ヘッダ集合管の内部の冷媒圧力損失の関係とを示した図である。図７の縦軸は、冷媒が流れる流路の断面積の拡大、縮小に起因する冷媒圧力損失ΔＰを表し、図７の横軸は、対向する接続面部２３同士の間の距離Ｄ０を表す。図７は、伝熱管１２が第１ヘッダ集合管１４に直挿し可能であり、かつ並列して配置される第２ヘッダ集合管１６との干渉を避けるため、距離Ｄ０の距離を、距離Ｌｔ＜距離Ｄ０＜配列ピッチＬｐ−２ｔとする場合について示している。なお、「t」は接続面部２３の管の肉厚である。図７において、「円形状」であらわされる点線は、円形状のヘッダ集合管５４の距離Ｄ０（円管の直径）と、冷媒圧力損失ΔＰとの関係について示す。図７において、「Ｄ形状（Ｌ１＝３ｍｍ＝Ｌ２）」であらわされる点線は、距離Ｌ１が３ｍｍの場合の第１ヘッダ集合管１４の距離Ｄ０と、冷媒圧力損失ΔＰとの関係について示す。図７において、「Ｄ形状（Ｌ１＝５ｍｍ）」であらわされる点線は、距離Ｌ１が５ｍｍの場合の第１ヘッダ集合管１４の距離Ｄ０と、冷媒圧力損失ΔＰとの関係について示す。

第１ヘッダ集合管１４と円形状のヘッダ集合管５４とについて、第１ヘッダ集合管１４の内部における伝熱管１２の差込み距離Ｌ２と、対向する接続面部２３同士の間の距離Ｄ０との関係と、ヘッダ集合管の内部の冷媒の圧力損失との関係について図３、図６及び図７を用いて説明する。なお、距離Ｄ０は、図３に示すように、対向する接続面部２３同士の間の距離である。図７では、基準となる距離Ｌ１を３ｍｍと仮定する。なお、この「３ｍｍ」は、図７の内容を説明するために基準となる距離Ｌ１の距離を仮定として設定したものであり、「３ｍｍ」自体に実質的な意味を有するものではない。図７に示すように、接続面部２３における伝熱管の挿入方向の距離Ｌ１を拡大し、３ｍｍ＜距離Ｌ１とし、伝熱管の差込み距離Ｌ２を距離Ｌ２＜Ｌ１とすると（Ｌ１＝５ｍｍの点線）、基準とした距離Ｌ１＝３ｍｍの点線と比較して、冷媒圧力損失ΔＰが抑制される。また、第１ヘッダ集合管１４は、従来の円形状のヘッダ集合管５４と比較して冷媒圧力損失ΔＰの低減効果を得ることができる。第１ヘッダ集合管１４は、蒸発器の出口に接続されているため、空気調和機４０の冷凍サイクルに用いられる圧縮機４１の冷媒吸入圧力低下を抑制でき、冷凍サイクルの効率が向上する効果が得られる。

伝熱管１２が直接挿入される第１ヘッダ集合管１４の内部の流路は、伝熱管１２の幅より大きくなるため、第１ヘッダ集合管１４の流路の断面積が大きくなる傾向にある。また、冷媒の分岐数が増大する扁平管熱交換器の場合は、第１ヘッダ集合管１４の最下部に流れる冷媒流量も小さく、第１ヘッダ集合管１４の下部における冷凍機油の滞留を防ぐ必要がある。本発明の実施の形態１に係る熱交換器１１は、第１ヘッダ集合管１４は、複数の伝熱管の端部が挿入される平板状の挿入側平面部２１と、挿入側平面部２１と対向する円弧状の湾曲部２２と、挿入側平面部２１と湾曲部２２とを接続し、対向する二つの接続面部２３と、を有する。また、第１ヘッダ集合管１４は、内壁面部２０において、挿入側平面部２１と、接続面部２３との接続領域に角部２４を有している。ヘッダ内を上昇するのに必要な冷媒ガスの限界流速は、以下の式（１）で表されることが一般的に知られている。式（１）において、ｖはゼロペネ速度[ｍ／ｓ]を表し、Ｃはフラッディング乗数を表し、ｇは重力加速度[ｍ／ｓ^２]を表し、Ｄは代表直径を表し、ρ_ｏｉｌは冷凍機油密度を表し、ρ_ｇは冷媒ガス密度を表す。

第１ヘッダ集合管１４の内部の角部２４では液の表面張力が作用しやすく保持されやすいため、液体である冷凍機油が重力によって落下しにくい。そのため、式（１）の実験定数であるフラッディング乗数ｃが小さくなる。すなわち、冷媒ガスと冷凍機油とが第１ヘッダ集合管１４の内部を上昇流で流れる場合において、第１ヘッダ集合管１４の内部で上昇するのに必要となる冷媒ガスの必要限界速度（ゼロペネ速度ｖ）を下げることができる。角部２４は、表面張力により液膜を保持させるため、曲率半径が３ｍｍ以下の鋭端面となるように形成されている。

図８は、第１ヘッダ集合管の接続面部の伝熱管の挿入方向の長さである距離Ｌ１と、第１ヘッダ集合管の内部で上昇するのに必要となる油上昇の限界ガス速度ｖとの関係とを示した図である。図８では、第１ヘッダ集合管１４の内部における伝熱管１２の差込み距離Ｌ２を例えば３ｍｍに固定し、第１ヘッダ集合管１４の対向する接続面部２３の外壁同士の距離Ｌ０が、距離Ｌｔ＋２ｔ＜距離Ｌ０＜配列ピッチＬｐである場合について示している。第１ヘッダ集合管１４の接続面部２３の伝熱管１２の挿入方向の長さである距離Ｌ１が、第１ヘッダ集合管１４の内部における伝熱管１２の差込み距離Ｌ２以下となる場合には、伝熱管１２の非挿入部３１の流路断面積と、伝熱管１２の挿入部３２の流路断面積とによる冷媒流路の断面積の拡大、縮小することにより、挿入部３２側に位置する角部２４が流れの死水域となり、冷凍機油のガスヘッダ下部の滞留を抑制できる効果が小さくなる。そのため第１ヘッダ集合管１４は、距離Ｌ１の長さが、距離Ｌ２以上の長さとなるように形成される。第１ヘッダ集合管１４の接続面部２３の伝熱管１２の挿入方向の長さである距離Ｌ１を、第１ヘッダ集合管１４の内部における伝熱管１２の差込み距離Ｌ２以上とすることにより、冷媒ガスの必要限界流速が低下し、冷凍機油のガスヘッダ下部の滞留を抑制できる効果がある。

距離Ｌ１を大きくすると代表直径Ｄが大きくなり、式（１）に示すようにゼロペネ速度ｖは代表直径Ｄに比例して大きくなる。一方、前述のように距離Ｌ１が距離Ｌ２以上の範囲では、角部２４の液膜の表面張力の効果が作用しやすくなるため、フラッディング乗数ｃが小さくなる。そのため、式（１）に示すように、フラッディング乗数ｃが小さくなると、ゼロペネ速度ｖを低減することができるため、距離Ｌ１とゼロペネ速度ｖとの関係は図８の実線（Ｄ形状）のようになる。距離Ｌ１とゼロペネ速度ｖとの関係を示す実線（Ｄ形状）は、距離Ｌ１＝距離Ｌ２でゼロペネ速度ｖの極小値をとる。

以上のように、熱交換器１１は、第１ヘッダ集合管１４が、複数の伝熱管１２の端部が挿入される平板状の挿入側平面部２１と、挿入側平面部２１と対向する円弧状の湾曲部２２と、挿入側平面部２１と湾曲部２２とを接続し、対向する平板状の二つの接続面部２３と、を有するものである。そのため、熱交換器１１は、第１ヘッダ集合管１４の内部に挿入されている伝熱管１２の面積Ｓ１を、円形状のヘッダ集合管５４の内部に挿入されている伝熱管５２の面積Ｓ２よりも小さくすることができる。その結果、熱交換器１１は、同じ外径の伝熱管を使用した場合、円形状のヘッダ集合管５４を有する熱交換器と比べて、第１ヘッダ集合管１４の内部では、冷媒が流れる流路の断面積の拡大、縮小を抑制することができる。その結果、冷媒の圧力損失の主要因となる流れの縮流、拡大を抑制することができる。また、圧力損失を低減できるため、空調機の冷凍サイクルに用いられる圧縮機の冷媒吸入圧力低下を抑制でき、冷凍サイクルの効率が向上する効果が得られる。

また、熱交換器１１は、伝熱管１２の挿入方向における挿入側平面部２１と湾曲部２２との間の最大距離Ｌｍａｘが、対向する二つの接続面部２３の間の距離を直径とする円の半径Ｒと、挿入側平面部２１と挿入された伝熱管１２の端部２５との間の距離Ｌ２との和以上の長さとなるように構成されている。そのため、第１ヘッダ集合管１４は、軸方向の断面において、伝熱管１２の面積Ｓ１が占める割合が相対的に小さくすることができ、第１ヘッダ集合管１４の内部では、冷媒が流れる流路の断面積の拡大、縮小を更に抑制することができる。その結果、冷媒の圧力損失の主要因となる流れの縮流、拡大を抑制することができる。すなわち圧力損失を低減できるため、空調機の冷凍サイクルに用いられる圧縮機の冷媒吸入圧力低下を抑制でき、冷凍サイクルの効率が向上する効果が得られる。

また、空調調和機に用いられる冷凍サイクルには、冷媒とともに冷凍機油が循環している。扁平管内の圧力損失を低減するため、伝熱管に例えば扁平管のような細径管が用いられる熱交換器は、従来の円管が用いられる熱交換器と比べて冷媒の分岐数が増大する。したがって、ヘッダ集合管の最下部に流れる冷媒流量が従来よりも小さくなる。そのため、ヘッダ径が大きくなる従来の正円形状のヘッダを用いた場合に、特にガスヘッダ下部において冷媒の流速が低下することで冷凍機油が滞留し、ガスヘッダの上部に上昇しない場合がある。熱交換器１１は、第１ヘッダ集合管１４の内壁面部２０において、挿入側平面部２１と、接続面部２３との接続領域に角部２４を有している。また、第１ヘッダ集合管は、第１ヘッダ集合管１４の接続面部２３の伝熱管の挿入方向の長さである距離Ｌ１を、第１ヘッダ集合管１４の内部における伝熱管１２の差込み距離Ｌ２以上となるように構成されている。角部２４では液の表面張力が作用しやすく保持されやすいため、液体である冷凍機油が重力によって落下しにくい。そして、距離Ｌ１が距離Ｌ２以上の範囲では、角部２４の液膜の表面張力の効果が作用しやすくなるため、フラッディング乗数ｃが小さくなる。式（１）に示すように、フラッディング乗数ｃが小さくなると、ゼロペネ速度ｖを低減することができる。すなわち、冷媒ガスと冷凍機油とが第１ヘッダ集合管１４の内部を上昇流で流れる場合において、第１ヘッダ集合管１４の内部で上昇するのに必要となる冷媒ガスの必要限界速度（ゼロペネ速度ｖ）を下げることができる。その結果、ガスヘッダの軸方向が鉛直方向であって、冷媒ガスと冷凍機油がガスヘッダ内を上昇流で流れる場合において、冷凍機油のガスヘッダ下部の滞留を抑制することができる。

また、熱交換器１１は、接続面部２３の伝熱管１２の挿入方向の長さである距離Ｌ１が、挿入側平面部２１と挿入された伝熱管１２の端部２５との間の距離Ｌ２と同じ大きさであるように構成されている。距離Ｌ１と距離Ｌ２とが等しいと、図８に示すようにゼロペネ速度ｖの極小値をとる。その結果、ガスヘッダの軸方向が鉛直方向であって、冷媒ガスと冷凍機油がガスヘッダ内を上昇流で流れる場合において、冷凍機油のガスヘッダ下部の滞留を抑制することができる。

また、熱交換器１１を流れる冷媒は、Ｒ３２冷媒、低ＧＷＰ冷媒であるＲ２９０冷媒、前記Ｒ３２冷媒を主成分とする混合冷媒、Ｒ２９０冷媒を主成分とする混合冷媒が用いられる。第１ヘッダ集合管１４は、冷凍サイクルを循環する冷媒循環量が小さくなるため、ヘッダ下部の必要冷媒流速が確保しにくい場合に特に効果が高い。空気調和機４０に多く用いられるＲ３２冷媒、低ＧＷＰ冷媒であるＲ２９０冷媒、前記Ｒ３２冷媒を主成分とする混合冷媒、Ｒ２９０冷媒を主成分とする混合冷媒は、ＨＦＯ系冷媒（ＨＦＯ−１２３４ｙｆ、ＨＦＯ−１２３４ｚｅ）と比べて冷媒の冷凍効果が大きく冷媒循環量が小さいため、特に第１ヘッダ集合管１４に適用することは有効である。

また、熱交換器１１は、第１ヘッダ集合管１４と並べて配置される第２ヘッダ集合管１６を更に有し、対向する接続面部２３の外壁同士の距離Ｌ０が、第１ヘッダ集合管１４と第２ヘッダ集合管１６との間の距離である配列ピッチＬｐ以下の大きさに形成され、かつ、接続面部２３と対向する伝熱管の側壁面部１２ｂ同士の間の距離Ｌｔ以上の大きさに形成されている。そのため、第１ヘッダ集合管１４は、第２ヘッダ集合管１６との緩衝を避けることができる。

また、熱交換器１１は、内周面に伝熱管１２が挿入される挿入側平面部２１と対向する円弧状の湾曲部２２を有する。これにより、第１ヘッダ集合管１４の耐圧強度を向上させ、薄肉化することができるため、第１ヘッダ集合管１４を小型化することができる。

また、熱交換器１１は、第１ヘッダ集合管１４がクラッド鋼で構成されている。そのため、耐摩耗性、耐化学腐食性に優れた熱交換器１１を構成することができる。

実施の形態２．
図９は、本発明の実施の形態２に係る熱交換器の一部を拡大した斜視図である。図１〜図８の熱交換器と同一の構成を有する部位には同一の符号を付してその説明を省略する。図中の矢印は、前記熱交換器が蒸発器として動作する場合の冷媒の流れ方向を示すものである。本発明の実施の形態２に係る熱交換器では、本発明の実施の形態１に係る熱交換器の第１ヘッダ集合管１４が軸方向で分割された構成である。本発明の実施の形態２に係る熱交換器で特に記述しない項目については、本発明の実施の形態１に係る熱交換器と同様とし、同一の機能や構成については同一の符号を用いて述べることとする。

＜熱交換器の構成＞
次に、本発明の実施の形態２に係る熱交換器１１の構成について説明する。本発明の実施の形態２に係る熱交換器１１は、側面部１２ａが対向するように間隔をあけて配置され、管内に冷媒が流れる複数の伝熱管１２と、複数の伝熱管１２が挿入され当該伝熱管１２と連通する第１ヘッダ集合管１４と、を備える。また、熱交換器１１は、側面部１２ａが対向するように間隔をあけて配置され、管内に冷媒が流れる複数の伝熱管１２と、複数の伝熱管１２が挿入され当該伝熱管１２と連通する第２ヘッダ集合管１６と、を備える。

伝熱管１２には、複数のフィン１３が並列して接合されている。フィン１３は、空気と冷媒の熱交換効率を向上させるためのものである。フィン１３は、例えばプレートフィンや、コルゲートフィンが用いられるが、伝熱管１２の表面でも空気との熱交換は行われるため、熱交換器１１は、フィン１３を備えなくてもよい。

熱交換器１１は、図９に示すように、第１ヘッダ集合管１４の管路と、第２ヘッダ集合管１６の管路とが平行するように、第１ヘッダ集合管１４と、第２ヘッダ集合管１６とが並べて配置される。第１ヘッダ集合管１４は軸方向に複数分割される。図９では、第１ヘッダ集合管１４は、第１ヘッダ集合管１４ａと、第１ヘッダ集合管１４ｂとの２つに分割されている。しかし、第１ヘッダ集合管１４の分割数は２つに限定されるものではなく、２以上の複数に分割されていてもよい。分割された第１ヘッダ集合管１４のそれぞれに冷媒配管１５が接続されている。

＜熱交換器の動作＞
本発明の実施の形態２に係る熱交換器１１の動作について説明する。暖房運転の場合、熱交換器１１は蒸発器として作用し、第１ヘッダ集合管１４は蒸発器の出口に接続される。冷凍サイクルから熱交換器１１に流入した気液二相冷媒は第２ヘッダ集合管１６を介して伝熱管１２に流入し、室外ファン４６によって発生した風と熱交換して蒸発する。伝熱管１２内で蒸発した冷媒は分割された第１ヘッダ集合管１４に流入して合流する。第１ヘッダ集合管１４に流入したガス冷媒は、図４に示したように伝熱管１２が挿入されていない非挿入部３１と、伝熱管１２が挿入され流路が縮小された挿入部３２とを交互に通過する。第１ヘッダ集合管１４内を通るガス冷媒は、挿入部３２を通過する際に、第１ヘッダ集合管１４に挿入されている伝熱管１２の端部２５から流出するガス冷媒と順次合流し、冷媒配管１５を介して熱交換器１１から冷凍サイクルへ流出する。空気調和機４０が、冷房運転の場合、すなわち熱交換器１１が凝縮器として作用する場合は、前述の蒸発器の場合の流れと逆方向に冷媒が流れる。

以上のように、熱交換器１１は、第１ヘッダ集合管１４が、軸方向に複数に分割されている。分割された第１ヘッダ集合管１４のそれぞれには出口である冷媒配管１５が複数接続されている。そのため、熱交換器１１は、複数の冷媒配管１５に流入する直前の流速が低減し、圧力損失を抑制できる効果がある。冷媒配管１５に流入する直前の流速がより低減するため、第１ヘッダ集合管１４は管路の中央Ｍに対して対称に分割されていることが望ましい。

実施の形態３．
図１０は、本発明の実施の形態３に係る熱交換器の一部を拡大した斜視図である。図１１は、本発明の実施の形態３に係る熱交換器が蒸発器として作用する場合において、蒸発機の出口に接続される第１ヘッダ集合管を示す概略図である。図中の矢印は、前記熱交換器が蒸発器として動作する場合の冷媒の流れ方向を示す。図１〜図９の熱交換器と同一の構成を有する部位には同一の符号を付してその説明を省略する。本発明の実施の形態３に係る熱交換器は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器おいて、第１ヘッダ集合管１４に複数の冷媒配管１５が接続された構成である。本発明の実施の形態３に係る熱交換器で特に記述しない項目については、本発明の実施の形態１に係る熱交換器と同様とし、同一の機能や構成については同一の符号を用いて述べることとする。

＜熱交換器の構成＞
次に、本発明の実施の形態３に係る熱交換器１１の構成について説明する。本発明の実施の形態３に係る熱交換器１１は、側面部１２ａが対向するように間隔をあけて配置され、管内に冷媒が流れる複数の伝熱管１２と、複数の伝熱管１２が挿入され当該伝熱管１２と連通する第１ヘッダ集合管１４と、を備える。また、熱交換器１１は、側面部１２ａが対向するように間隔をあけて配置され、管内に冷媒が流れる複数の伝熱管１２と、複数の伝熱管１２が挿入され当該伝熱管１２と連通する第２ヘッダ集合管１６と、を備える。

熱交換器１１は、図１０に示すように、第１ヘッダ集合管１４の管路と、第２ヘッダ集合管１６の管路とが平行するように、第１ヘッダ集合管１４と、第２ヘッダ集合管１６とが並べて配置される。図１１に示すように、第１ヘッダ集合管１４に複数の冷媒配管１５が接続され、第１ヘッダ集合管１４の内部に管路を分割する仕切り部材１７が設けられている。第１ヘッダ集合管１４の管路の内部は、軸方向と垂直に仕切り部材１７が設けられており、管路は内部で複数に分割されている。

以上のように、熱交換器１１は、第１ヘッダ集合管１４の内部が、軸方向と垂直に設けられた仕切り部材１７により複数に分割されている。分割された第１ヘッダ集合管１４のそれぞれには出口である冷媒配管１５が複数接続されている。そのため、熱交換器１１は、複数の冷媒配管１５に流入する直前の流速が低減し、圧力損失を抑制できる効果がある。冷媒配管１５に流入する直前の流速がより低減するため、複数の冷媒配管１５は第１ヘッダ集合管１４の軸方向の中央Ｍに対して対称な位置に接続されていることが望ましい。

また、冷媒の分岐数が増大する扁平管熱交換器の場合には、第１ヘッダ集合管１４の最下部に流れる冷媒流量も小さく、第１ヘッダ集合管１４の下部における冷凍機油の滞留が課題となる。しかし、第１ヘッダ集合管１４は、分割されないため、冷凍機油の滞留は最下部のみであり、本発明の実施の形態２に係る熱交換器１１と比べて返油性が向上する。

また、熱交換器１１は、仕切り部材１７を管路内に設けることにより、第１ヘッダ集合管１４の耐圧強度が向上する。なお、仕切り部材１７は、設置しなくてもよい。仕切り部材１７がない場合でも冷媒の流れは上記と同じであり、同様の効果が得られる。また、熱交換器１１は、本発明の実施の形態２に係る熱交換器１１と比較して第１ヘッダ集合管１４が分割されていないため、本発明の実施の形態２に係る熱交換器１１と比べて安価に製造することができる。

１１熱交換器、１１ａ第１熱交換部、１１ｂ第２熱交換部、１２伝熱管、１２ａ側面部、１２ｂ側壁面部、１３フィン、１４第１ヘッダ集合管、１４ａ第１ヘッダ集合管、１４ｂ第１ヘッダ集合管、１５冷媒配管、１６第２ヘッダ集合管、１７仕切り部材、２０内壁面部、２０ａ接続部、２１挿入側平面部、２２湾曲部、２３接続面部、２４角部、２５端部、３１非挿入部、３２挿入部、４０空気調和機、４１圧縮機、４２流路切替装置、４３室内熱交換器、４４室内ファン、４５膨張弁、４６室外ファン、４７室外熱交換器、５２伝熱管、５４ヘッダ集合管。

Claims

側面部が対向するように間隔をあけて並列に配置され、管内に冷媒が流れる複数の伝熱管と、
前記複数の伝熱管が挿入され、当該伝熱管と連通するヘッダ集合管と、
を備えた熱交換器であって、
前記ヘッダ集合管は、
前記熱交換器が蒸発器として作用する場合の前記複数の伝熱管の出口に接続されており、
前記複数の伝熱管の端部が挿入される平板状の挿入側平面部と、
前記挿入側平面部と対向する円弧状の湾曲部と、
前記挿入側平面部と前記湾曲部とを接続し、対向する平板状の二つの接続面部と、
前記挿入側平面部と前記接続面部との接続領域に位置する角部と、
を有し、
前記角部は、曲率半径が３ｍｍ以下の鋭端面に形成されており、
前記対向する接続面部の間の距離Ｄ０は、前記接続面部と対向する前記伝熱管の側壁面部同士の間の距離Ｌｔよりも大きく、
前記接続面部の前記伝熱管の挿入方向の長さである距離Ｌ１が、前記挿入側平面部と挿入された前記伝熱管の端部との間の距離Ｌ２と同じ大きさである熱交換器。
前記ヘッダ集合管は、内壁面部において、
前記複数の伝熱管の挿入方向における前記挿入側平面部と前記湾曲部との間の最大距離Ｌ_ｍａｘが、対向する二つの前記接続面部間の距離を直径とする円の半径Ｒと、前記距離Ｌ２との和以上の長さとなるように構成された請求項１に記載の熱交換器。
前記複数の伝熱管は、扁平管である請求項１又は２に記載の熱交換器。
前記複数の伝熱管に並列して接合されている複数のフィンと、
前記ヘッダ集合管と並べて配置される第２のヘッダ集合管と、
を更に有し、
対向する前記接続面部の外壁同士の距離Ｌ０が、
前記ヘッダ集合管に挿入された前記伝熱管に接合しているフィンと、前記第２のヘッダ集合管に挿入された前記伝熱管に接合しているフィンとの間の距離である配列ピッチＬｐ以下の大きさに形成され、かつ、前記接続面部と対向する前記伝熱管の側壁面部同士の間の距離Ｌｔ以上の大きさに形成されている請求項１〜３のいずれか１項に記載の熱交換器。
前記ヘッダ集合管が、軸方向に分割されている請求項１〜４のいずれか１項に記載の熱交換器。
前記ヘッダ集合管は、軸方向の中央に対して対称に分割されている請求項５に記載の熱交換器。
前記ヘッダ集合管に複数の冷媒配管が接続され、前記ヘッダ集合管の内部に管路を分割する仕切り部材が設けられている請求項１〜４のいずれか１項に記載の熱交換器。
前記複数の冷媒配管は、前記ヘッダ集合管の軸方向の中央に対して対称な位置に配置されている請求項７に記載の熱交換器。
前記ヘッダ集合管は、クラッド鋼で構成されている請求項１〜８のいずれか１項に記載の熱交換器。
Ｒ３２冷媒、または、Ｒ３２冷媒を主成分とする混合冷媒を用いる請求項１〜９のいずれか１項に記載の熱交換器。
Ｒ２９０冷媒、または、Ｒ２９０冷媒を主成分とする混合冷媒を用いる請求項１〜１０のいずれか１項に記載の熱交換器。