JP6698196B2 - 空気調和機 - Google Patents

Description

本発明は、高効率な熱交換器を備えた空気調和機に関する。

空気調和機の熱交換器においては、伝熱管内の冷媒流速を最適化することで、冷媒側の圧力損失と熱伝達率のバランスを適正化させ、熱交換器の性能を高めている。つまり、熱交換器性能の発揮のために、伝熱管の流路内径と、冷媒流路数とを考慮した設計が行われている。

３列の伝熱管が配置された熱交換器において、最も風上側の伝熱管径Ｄ１を最も細径にするとともにＤ１＝３〜４ｍｍの範囲とすると共に、真中の伝熱管径Ｄ２、風下側伝熱関係Ｄ３との関係をＤ１＜Ｄ２＝Ｄ３であり、４ｍｍ≦Ｄ３≦１０ｍｍとし、０．６≦Ｄ１／Ｄ２＜１とすることが提案されている（例えば、特許文献１参照）。この構成により、圧力損失の増大を抑制しつつ熱交換性能を向上させている。

また、液側分配器またはガス側分配器に接続するフィンの伝熱管が１往復で、隣接するフィンの２本の伝熱管に分岐して接続し、伝熱管の１パスが２往復で構成することも提案されている（例えば、特許文献２参照）。この構成により、液側の流速を増加させることにより、伝熱管内の圧力損失が増大する一方、表面熱伝達率が向上する。

特開２０１１−１２２８１９号公報 特開２０１０−７８２８７号公報

しかし、特許文献１に記載の構成では、伝熱管径違い毎の製造装置が必要であるので、熱交換器の製造工数が増大する。更に、細径の伝熱管を配置した風上側の列においては伝熱管内側の伝熱面積が少なくなり、総合的な熱交換器の性能が低下する。

また、特許文献２に開示された熱交換器を凝縮器で作用した際には、過冷却域の温度変化に伴って、上下に隣接する伝熱管の間にフィンを通した熱伝導が影響して、内部熱交換が生じることにより、過冷却域の熱ロスを生じる。

本発明は、上述の課題に鑑みてなされたもので、その目的は、高性能な熱交換器を備える空気調和機を提供することである。

上記課題を解決すべく、本発明の一態様である空気調和機は、冷媒が流れる複数本の伝熱管を有し空気との間で熱交換を行う熱交換器を備えた空気調和機であって、前記熱交換器は、一端部と他端部とを有し、前記複数本の伝熱管は、空気が流れる方向に交差する方向に並んだ状態で前記一端部と前記他端部とを往復するように配設され、前記交差する方向に並んだ前記複数本の伝熱管の列は、前記空気が流れる方向に沿って少なくとも２列並ぶように構成され、前記２列は、前記空気が流れる方向の最上流に位置する第１列と、前記空気が流れる方向において前記第１列の隣に位置する第２列とを有し、前記複数本の伝熱管は、前記第２列において互いに隣り合う第１の伝熱管および第２の伝熱管を備え、前記第１の伝熱管および前記第２の伝熱管は、それぞれ前記第２列を前記他端部から前記一端部まで延び、前記一端部において結合して第１の結合管となり、前記第１の結合管は、前記最上列において、前記一端部と前記他端部との間を一往復するように構成され、前記複数本の伝熱管は、前記第２列において互いに隣り合う第３の伝熱管および第４の伝熱管をさらに備え、前記第３の伝熱管および前記第４の伝熱管は、前記第１の伝熱管および前記第２の伝熱管に隣接して配置され、それぞれ前記第２列を前記他端部から前記一端部まで延び、前記一端部において結合して第２の結合管となり、前記第２の結合管は、前記最上列において、前記一端部と前記他端部との間を一往復するように構成され、前記第１の結合管のうち前記他端部から前記一端部へ延びる部分と、前記第２の結合管のうち前記他端部から前記一端部へ延びる部分とは、互いに隣り合うように配置されている。

上記課題を解決すべく、本発明の一態様である空気調和機は、冷媒が流れる複数本の伝熱管を有し空気との間で熱交換を行う熱交換器を備えた空気調和機であって、前記熱交換器は、一端部と他端部とを有し、前記複数本の伝熱管は、空気が流れる方向に交差する方向に並んだ状態で前記一端部と前記他端部とを往復するように配設され、前記交差する方向に並んだ前記複数本の伝熱管の列は、前記空気が流れる方向に沿って少なくとも２列並ぶように構成され、前記２列は、前記空気が流れる方向の最上流に位置する第１列と、前記空気が流れる方向において前記第１列の隣に位置する第２列とを有し、前記複数本の伝熱管は、前記第２列において互いに隣り合う第１の伝熱管および第２の伝熱管を備え、前記第１の伝熱管および前記第２の伝熱管は、それぞれ前記第２列を前記他端部から前記一端部まで延び、前記一端部において結合して一本の伝熱管となり、前記一本の伝熱管は、前記第１列において、前記一端部と前記他端部との間を一往復するように構成され、前記冷媒は、Ｒ３２、または、Ｒ３２を７０重量％以上含む冷媒である。

本発明によれば、高性能な熱交換器を備える空気調和機を提供することができる。

本発明に係る空気調和機の冷凍サイクルを示す。 Ｒ４１０Ａを冷媒として用いたとき、および、Ｒ３２を冷媒として用いたときにおける暖房運転時の冷凍サイクルをモリエル線図上に示した図である。 冷媒循環量の伝熱管の圧力損失に対する影響を示す図である。 冷媒循環量の伝熱管の表面熱伝達率に対する影響を示す図である。 天井埋込型の室内機の横断面図である。 天井埋込型の室内機の縦断面図である。 室内熱交換器の伝熱管およびフィンの構成を示す図である。 室内熱交換器の縦断面図である。 図８のＩＸ−ＩＸ線に沿った断面図である。 従来の室内熱交換器の伝熱管およびフィンの構成を示す図である。 暖房運転時の室内熱交換器の過冷却度とＣＯＰとの関係を示す図である。 冷媒にＲ３２を使用した空気調和機において暖房運転時の過冷却度のＣＯＰに対する影響を示す図である。 冷媒にＲ４１０Ａを使用した空気調和機において暖房運転時の過冷却度のＣＯＰに対する影響を示す図である。 冷媒にＲ３２を使用した空気調和機において冷房運転時の冷媒循環量のＣＯＰに対する影響を示す図である。 冷媒にＲ４１０Ａを使用した空気調和機において冷房運転時の冷媒循環量のＣＯＰに対する影響を示す図である。 蒸発時の質量流束と管内熱伝達率および圧力損失との関係を示す図である。 凝縮時の質量流束と管内熱伝達率および圧力損失との関係を示す図である。 伝熱管外径による空気調和機の性能影響の説明図である。 熱交換器の伝熱管の上下ピッチによる空気調和機の性能影響の説明図である。 熱交換器の伝熱管の横ピッチによる空気調和機の性能影響の説明図である。 熱交換器のフィン板厚ｔとフィンピッチＰｆによる空気調和機の性能影響の説明図である。 室内熱交換器の伝熱管の列構成の変形例を示す図である。 三又ベントを示す外観図である。 室内熱交換器の伝熱管の列構成の他の変更例を示す図である。 室内熱交換器の伝熱管の列構成が２列の場合を示す図である。 室内熱交換器の伝熱管の列構成が４列の場合を示す図である。

以下、本発明の実施形態に係る空気調和機について、図面に基づいて説明する。図１は、本発明の実施形態に係る空気調和機１の冷凍サイクルを示す。

空気調和機１は、室外機１０と室内機２０とを備えている。室外機１０と室内機２０とは、ガス接続配管２および液接続配管３により接続される。本実施の形態では、室外機１０と室内機２０とを１対１で接続しているが、一台の室内機に対し複数台の室外機を接続しても良いし、一台の室外機に対し複数台の室内機を接続しても良い。

室外機１０は、圧縮機１１と、四方弁１２と、室外熱交換器１３と、室外ファン１４と、室外膨張弁１５と、アキュムレータ１６とを有している。また、室外熱交換器１３には、室外ガス側冷媒分配器１７と、室外液側冷媒分配器１８とが設けられている。

圧縮機１１は、冷媒を圧縮して配管に吐出する。四方弁１２を切り替えることで、冷媒の流れが変化し、冷房運転と暖房運転が切り替わる。室外熱交換器１３は、冷媒と外気の間で熱交換させる。室外ファン１４は、室外熱交換器１３に対し外気を供給する。室外膨張弁１５は、冷媒を減圧して低温にする。アキュムレータ１６は、過渡時の液戻りを貯留するために設けられており、冷媒を適度な乾き度に調整する。

室内機２０は、室内熱交換器２１と、室内ファン２２と、室内膨張弁２３とを備える。室内熱交換器２１は、冷媒と内気の間で熱交換させる。室内ファン２２は、室外熱交換器２１に対し外気を供給する。室内膨張弁２３は、その絞り量を変化させることにより室内熱交換器２１を流れる冷媒の流量を変化させることが可能である。また、室内熱交換器２１には、室内ガス側冷媒分配器２４と、室内液側冷媒分配器２５とが設けられている。

本実施形態における空気調和機１では、冷凍サイクル内に封入されて、冷房運転時および暖房運転時に熱エネルギーを運搬する作用をなす冷媒として、Ｒ３２を単独（１００重量％）、または、Ｒ３２を７０重量％以上含む混合冷媒が用いている。

次に、空気調和機１の冷凍サイクルの動作について説明する。

まず、空気調和機１における冷房運転について説明する。冷房運転において、四方弁１２は、実線で示すように、圧縮機１１の吐出側と室外熱交換器１３とを連通させ、圧縮機１１の吸入側とガス接続配管２とを連通させる。

圧縮機１１から吐出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁１２を通って、室外熱交換器１３に流入する。室外熱交換器１３へ入った高温のガス冷媒は、室外ファン１４により供給される室外空気と熱交換して凝縮され、液冷媒となる。この液冷媒は、室外膨張弁１５および液接続配管３を通過して、室内機２０に流入する。室内機２０に流入した液冷媒は、室内膨張弁２２により減圧されて、低温低圧のガス液混合冷媒となる。この低温低圧の冷媒は、室内熱交換器２１に流入して、室内ファン２２により供給される室内空気と熱交換されて蒸発し、ガス冷媒となる。この際、室内空気は、冷媒の蒸発潜熱により冷却され、冷風が室内に送られる。その後、ガス冷媒は、ガス接続配管２を通って、室外機１０に戻される。

室外機１０に戻ったガス冷媒は、四方弁１２およびアキュムレータ１６を通過し、圧縮機１１に吸入され、再度圧縮機１１で圧縮されることにより、一連の冷凍サイクルが形成される。

次に、空気調和機１における暖房運転について説明する。暖房運転において、切換え弁１２は、点線で示すように、圧縮機１１の吐出側とガス接続配管２とを連通させ、圧縮機１１の吸入側と室外熱交換器１３とを連通させる。

圧縮機１１から吐出される高温高圧のガス冷媒は、四方弁１２を通って、ガス接続配管２へ送られ、室内機２０の室内熱交換器２１に流入する。室内熱交換器２１に流入した高温高圧のガス冷媒は、室内ファン２３により供給される室内空気と熱交換して凝縮し、高圧の液冷媒となる。この際、室内空気は、冷媒によって加熱され、温風が室内に送られる。その後、液化した冷媒は、室内膨張弁２２、および液接続配管３を通過して、室内機１０へと戻される。

室外機１０へ戻った液冷媒は、室外膨張弁１５により減圧されて、低温低圧のガス液混合冷媒となる。減圧された冷媒は、室外熱交換器１３に流入して、室外ファン１４により供給される外気と熱交換し、蒸発され、低圧のガス冷媒となる。室外熱交換器１３から流出したガス冷媒は、およびアキュムレータ１６を通過し、圧縮機１１に吸入され、再度圧縮機１１で圧縮されることにより、一連の冷凍サイクルが形成される。

次に、本実施形態の空気調和機１で使用するＲ３２の特性について説明する。具体的には、Ｒ３２とＲ４１０Ａとの冷媒物性の違いにより、これらの冷媒を使用した時の違いについて説明する。図２は、Ｒ４１０Ａ（破線）を冷媒として用いたとき、および、Ｒ３２（実線）を冷媒として用いたときにおける暖房運転時の冷凍サイクルをモリエル線図上に示した図である。なお、Ｒ４１０Ａは、従来より用いられる冷媒であり、Ｒ３２と比較してＧＷＰ（地球温暖化係数）が高い冷媒である。

Ｒ３２は、Ｒ４１０Ａに比べて蒸発潜熱が大きい特性があるので、Ｒ３２のΔｈｅ＿Ｒ３２、Δｈｃ＿Ｒ３２で示される蒸発器あるいは凝縮器における比エンタルピ差は、Ｒ４１０ＡのΔｈｅ＿Ｒ４１０Ａ、Δｈｃ＿Ｒ４１０Ａよりも大きくなる。よって、Ｒ３２は、同一能力発生に必要な冷媒循環量をＲ４１０Ａより少なくすることができる。

ここで、Δｈｅは蒸発器での比エンタルピ差、Δｈｃは凝縮器での比エンタルピ差を示しており、添え字の＿Ｒ４１０Ａ、＿Ｒ３２はそれぞれ、冷媒Ｒ４１０Ａ、Ｒ３２での状態を示している。

Ｒ３２を冷媒として用いたときは冷媒循環量を少なくすることができるので、熱交換器１３、２１の流路を冷媒が通過する際の圧力損失は減少して高圧と低圧の差圧が小さくなる。よって、圧縮機１１における必要な圧縮動力を減少させることができ、空気調和機１のＣＯＰ（Ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ ｏｆ Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ：成績係数）向上効果がある。この一方で、熱交換器１３、２１の伝熱管内における冷媒流速の減少により、冷媒側の表面熱伝達率の低下が生じて熱交換器１３、２１の効率低下が生じる場合がある。

図３は、冷媒循環量の伝熱管の圧力損失に対する影響を示す図であり、図４は、冷媒循環量の伝熱管の表面熱伝達率に対する影響を示す図である。

図３と図４に示すように、Ｒ３２を蒸発器よりも凝縮器で使用したときの方が、相対的に圧力損失が小さくなり、表面熱伝達率が小さくなる。このため、冷房と暖房を切り替えて使用する空気調和機１においては、熱交換器１３、２１の一流路（一本の伝熱管２６（図７））あたりの冷媒循環量を冷房と暖房の双方でバランスが良い流量に設定する必要がある。

熱交換器１３、２１の一流路あたりの冷媒循環量を調整するために、例えば、室内熱交換器２１の冷媒入口において室内ガス側冷媒分配器２４および室内液側冷媒分配器２５（図７）が使用されている。当該分配器２４、２５から、複数の流路（複数の伝熱管２６）に分岐されて冷媒が室内熱交換器２１内を流通するように構成されている。

次に、本実施形態における天井埋込型４方向吹出の室内機２０の構成について詳細に説明する。図５は、空気調和機１の室内機２０の横断面、図６は、室内機２０の縦断面を示している。

図５、６に示すように、室内機２０の筐体２８内に室内熱交換器２１および室内ファン２２が収容され、室内ファン２２の周りを囲むように室内熱交換器２１が配置されている。このように本実施形態における室内機２０は、天井埋込型４方向吹出の室内機である。

図５に示すように、室内熱交換器２１は、室内ファン２２の周りを略一周して取り囲む形（略ロ字状）であり、一端部２１Ａと他端部２１Ｂとを有する。よって、室内熱交換器２１の長さが長くなるので、室内熱交換器２１を複数の流路に分ける際には、室内熱交換器２１の両端においてのみ分岐、集合が可能であるため、流路分割には制約が多い形態である。また、室内熱交換器２１の一端部２１Ａには、室内ガス側冷媒分配器２４および室内液側冷媒分配器２５が接続されている。

また、図６に示すように、室内ファン２２により室内から導入された空気が室内熱交換機２１において熱交換を行い、吹出し口より室内に送られるように構成されている。

図７は、本実施形態における室内熱交換器２１の伝熱管２６およびフィン２７の構成を示している。図７における矢印は暖房運転時に伝熱管２６を流れる冷媒の流れを示している。図７に示すように、複数本の伝熱管２６は、金属製の板状の複数のフィン２７に挿通されている。複数本の伝熱管２６は、室内ファン２２による室内空気の気流方向Ｆに交差する方向に複数本が並んで形成される列を気流方向Ｆに沿って３列含む列構成を有している。

３列で構成していることにより、凝縮器として作用する際に、空気の流れに対して対向する方向に冷媒通路を構成した場合に、吸込空気との温度差を比較的均等に保つことが出来、空気流に対して１列目、２列目、３列目でほぼ過冷却域、飽和域、過熱域と冷媒温度レベルが異なる毎に熱交換器のフィンが分断でき、伝熱性能で優位である。更に通風抵抗や搭載スペース面でも優位である。

当該列構成は、気流方向Ｆの最上流に位置する最上列（第１列）Ｌ１と、気流方向Ｆの最下流に位置する最下列（第３列）Ｌ３と、最上列Ｌ１と最下列Ｌ３との間に位置する中間列（第２列）Ｌ２とからなる。ここで、最下列Ｌ３を構成する伝熱管を伝熱管２６ａとし、中間列Ｌ２を構成する伝熱管を伝熱管２６ｂとし、最上列Ｌ１を構成する伝熱管を伝熱管２６ｃとする。なお、各列Ｌ１〜Ｌ３において、伝熱管２６は上下方向において一列に並んでいる。

最上列Ｌ１を構成する伝熱管２６ｃは、室内液側冷媒分配器２５と接続され、最下列Ｌ３を構成する伝熱管２６ａは、室内ガス側冷媒分配器２４と接続されている。そして、最下列Ｌ３の伝熱管２６ａは、室内熱交換器２１の一端部２１Ａから他端部２１Ｂまで延び、他端部２１ＢにおいてＵターンして、中間列Ｌ２において、室内熱交換器２１の一端部２１Ａまで戻ってくる。そして、室内熱交換器２１の一端部２１Ａにおいて、中間列Ｌ２において互いに隣り合う２本の伝熱管２６ｂが結合し、結合して１本となった伝熱管２６ｃが、最上列Ｌ１において、一端部２１Ａと他端部２１Ｂとの間を一往復するように延び、一端部２１Ａまで戻ってきた伝熱管２６ｃは、室内液側冷媒分配器２５に接続される。

換言すると、伝熱管２６（第１の伝熱管）は、最下列（第３列）Ｌ３において室内熱交換器２１の一端部２１Ａから他端部２１Ｂへ延び、中間列（第２列）Ｌ２において、室内熱交換器２１の他端部２１Ｂから一端部２１Ａへ延び、一端部２１Ａにおいて上下で互いに隣り合う他の伝熱管２６（第２の伝熱管）と結合して、結合した一本の伝熱管２６が、最上列（第１列）Ｌ１において室内熱交換器２１の一端部２１Ａと他端部２１Ｂとを一往復するように構成されている。また、中間列Ｌ２の２本の伝熱管２６ｂと、最上列Ｌ１の伝熱管２６ｃとを連結する三又ベンド２８は、２本の伝熱管２６ｂの上下方向の略中間において伝熱管２６ｃが連結される形状をなしている。すなわち、気流方向Ｆから見たときに、三又ベント２８に接続された伝熱管２６ｃは、２本の伝熱管２６ｂの間に位置している。

室内熱交換器２１の伝熱管２６は、上記のような構成なので、暖房運転時に凝縮器として機能する場合には、Ｒ３２である冷媒は、図７の矢印で示すように、室内ガス側冷媒分配器２４から複数の伝熱管２６に流入し、最下列Ｌ３および中間列Ｌ２を通って合流し、合流した冷媒が、最上列Ｌ１において一往復して室内液側冷媒分配器２５に排出される。

図８は、室内熱交換器２１の縦断面図を示している。図８に示すように、伝熱管２６の径Ｄは、４≦Ｄ≦６ｍｍであり、上下において隣り合う伝熱管２６の上下ピッチＰｔ（伝熱管２６の中心間の距離）は、１１≦Ｐｔ≦１７ｍｍであり、伝熱管２６の横ピッチＰＬ（各列を構成する伝熱管２６の中心を通る直線間の距離）は、７≦ＰＬ≦１１ｍｍである。

図９は、図８のＩＸ−ＩＸ線に沿った断面図である。図８に示すように、フィン２７には、スリット２７Ａ、２７Ｂが設けられている。フィン２７の板厚ｔ［ｍｍ］と、隣り合うフィン２７のピッチＰｆ［ｍｍ］とは、０．０６≦ｔ／Ｐｆ≦０．１２に構成されている。また、スリット切起し幅Ｈｓ１、Ｈｓ２［ｍｍ］は、伝熱性能および通風抵抗を考慮し、例えば、それぞれＰｆ／３に対して若干の差を設けた１．２≦Ｈｓ１／Ｈｓ２≦１．６ に構成されている。

上記のように、伝熱管２６は、最下列Ｌ３において室内熱交換器２１の一端部２１Ａから他端部２１Ｂへ延び、中間列Ｌ２において、室内熱交換器２１の他端部２１Ｂから一端部２１Ａへ延び、一端部２１Ａにおいて上下で互いに隣り合う他の伝熱管２６と結合して、結合した一本の伝熱管２６が、最上列Ｌ１において室内熱交換器２１の一端部２１Ａと他端部２１Ｂとを一往復するように構成されている。

よって、２本の伝熱管２６を流れる冷媒を合流させて１本の伝熱管２６に流すようにすることにより、冷媒の流速を増加させることができ、表面熱伝達率を高くすることができる。

また、本実施の形態では、冷媒にＲ３２を用いているので、使用する冷媒循環量を減少させることができる。よって、上記のように冷媒の流速を合流させたとしても、冷媒流速は比較的小さい為、圧力損失を抑えることができる。

一方、図１０に示す従来の熱交換器１２１の構成では、室内ガス側冷媒分配器２４に接続された伝熱管１２６は、列Ｌ１〜Ｌ３を合計１．５往復して、室内液側冷媒分配器２５に接続されるように構成されている。この場合には、熱交換器１２１を凝縮器として使用する際に、室内ガス側冷媒分配器２４から流出する冷媒流路数と、室内液側冷媒分配器２５に流入する冷媒流路数が同一となる。

よって、冷媒流路数を減少させるには、熱交換器１２１の伝熱管１２６の本数を減少させる必要があり、伝熱管１２６の本数を減少させると、管内伝熱面積の減少してしまう。これでは、熱交換器１２１の性能向上につながらない。

また、凝縮過程の進行に伴って最下列Ｌ３から中間列Ｌ２、最上列Ｌ１と進むにしたがって、冷媒の密度が上昇し、伝熱管１２６内の冷媒流速が減少することにより、伝熱管１２６内の表面熱伝達率は悪化していくため、熱交換器１２１の効率を最大限に高めることができない。

次に、Ｒ３２を用いた空気調和機１における、暖房運転時に凝縮器として機能する室内熱交換器２１の過冷却度とＣＯＰとの関係について図１１に基づき説明する。Ｒ３２の比較として、空気調和機１の冷媒にＲ４１０Ａを使用した場合における室内熱交換器２１の過冷却度とＣＯＰとの関係も示している。Ｒ４１０ＡとＲ３２を使用したいずれの場合においても、過冷却度に対してＣＯＰが、最大となるピークが存在することが分かる。そして、Ｒ４１０ＡのＣＯＰのピークＰ１よりも、Ｒ３２の方が過冷却度の小さいときにＣＯＰがピークＰ２を示す。

この理由には、図２のモリエル線図上の冷凍サイクルで示したように、Ｒ３２の方が比エンタルピ差が大きくなることが関係している。

凝縮器の出口の過冷却度の能力に対する寄与は、図２のΔｈｓｃ＿Ｒ４１０ＡとΔｈｓｃ＿Ｒ３２で示した比エンタルピ差の増分である。Ｒ３２は元々の凝縮器での比エンタルピ差Δｈｃ＿Ｒ３２が大きいため、過冷却分Δｈｓｃ＿Ｒ３２による能力増加率はＲ４１０Ａのそれと比べて小さくなる傾向がある。

また、過冷却度増加による能力増加に対して、凝縮圧力の増加により圧縮動力を増加させる必要があるので、ＣＯＰ低下が上回る点が存在する。よって、Ｒ３２の方が過冷却度の小さい点で暖房時のＣＯＰが最大となる。

このことは、図７に示した本実施形態の室内熱交換器２１の構成において、Ｒ３２を使用したことにより、特別な効果を発揮することができる。つまり、凝縮器の出口の過冷却度を小さくすることにより、室内熱交換器２１において液冷媒が流れる最上列Ｌ１において隣り合う伝熱管２６での温度差を小さくすることができる。つまり、隣接した伝熱管２６同士の熱ロスを抑えることが可能となり、表面熱伝達率を向上させることができ、室内熱交換器２１の性能を向上させることができる。

また、図１１に示すように、Ｒ４１０Ａを使用した時よりも、Ｒ３２を使用したときの方が、より大きいＣＯＰを得ることができる。

図１２および図１３は上記の効果を検証した結果であり、図１２には冷媒にＲ３２を、図１３には冷媒にＲ４１０Ａを使用した空気調和機において暖房運転時の過冷却度のＣＯＰに対する影響を示したものである。図１２および図１３におけるＣ１、Ｃ３は、図７に示した本実施形態の室内熱交換器２１を備える空気調和機１にＲ３２、Ｒ４１０Ａを使用した場合における過冷却度のＣＯＰに対する影響を示し、Ｃ２、Ｃ４は、図１０に示した室内熱交換器１２１を備える空気調和機にＲ３２、Ｒ４１０Ａを使用した場合における過冷却度のＣＯＰに対する影響を示している。

図１２に示すように、Ｃ１のＣＯＰが高くなるのは上記の効果のためである。一方、図１３に示すようにＲ４１０Ａを本実施形態の空気調和機１に冷媒として用いた場合では、Ｃ３に示すように性能（ＣＯＰ）が低下する。

図１４および図１５は、冷媒にＲ３２またはＲ４１０Ａを使用した空気調和機において冷房運転時の冷媒循環量のＣＯＰに対する影響を示したものである。図１４および図１５におけるＣ５、Ｃ７は、図７に示した本実施形態の室内熱交換器２１を備える空気調和機１にＲ３２、Ｒ４１０Ａを使用した場合における冷媒循環量のＣＯＰに対する影響を示し、Ｃ６、Ｃ８は、図１０に示した室内熱交換器１２１を備える空気調和機にＲ３２、Ｒ４１０Ａを使用した場合における冷媒循環量のＣＯＰに対する影響を示している。

冷房運転時には過冷却域の熱ロス影響は無いため、冷媒流速による影響が支配的である。よって、Ｒ４１０ＡとＲ３２の物性違いによって、本実施形態の室内熱交換器２１を備える空気調和機１にＲ３２、Ｒ４１０Ａを使用したＣ５、Ｃ７のほうが特に冷房中間能力域でＣＯＰが高くなることが分かる。

これを詳細に説明する為に、蒸発時の質量流束と管内熱伝達率および圧力損失との関係を図１６に示している。なお、質量流束ならびに管内熱伝達率、圧力損失はそれぞれ、全長における平均値で示している。

図１６には、冷房中間能力時における運転状態を示しており、蒸発時の質量流束による管内熱伝達率および圧力損失をＲ３２とＲ４１０Ａの比較で示している。具体的には、Ｒ３２とＲ４１０Ａの双方において、図１０で示した従来の熱交換器１２１における伝熱管１２６の配列（以下、従来配列とする）と、図７に示した本実施形態の熱交換器２１における伝熱管２６の配列（以下、本願配列とする）での運転状態をそれぞれ点で示している。

Ｒ４１０Ａで従来配列から本願配列に変更した場合には，圧力損失の増加が大きい割に熱伝達率の増加率が少ないが、Ｒ３２では同一能力発生時の圧力損失が小さいため、本願配列へ変更した場合においても圧力損失の増加率が少なく、熱伝達率増加率が大きくなる。したがって、Ｒ３２の冷房時の性能向上にはより有効であると言える。

なお，図１７には凝縮時の質量流束による管内熱伝達率および圧力損失をＲ３２とＲ４１０Ａの比較で示している。凝縮時においても質量流束の変化による影響度は、絶対値が異なるが、蒸発時と同様であり、つまり、本願配列をＲ３２に用いることは暖房時の性能向上により効果的であるといえる。

また、上記のように、伝熱管２６の外径Ｄは、４≦Ｄ≦６ｍｍであるので、図１８に示されるように、通風抵抗の増加を抑えて伝熱管ピッチ（Ｐｔ，ＰＬ）を小さくできるため、空気調和機１の効率（ＡＰＦ：Ａｎｎｕａｌ Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ Ｆａｃｔｏｒ 通年エネルギー効率）を向上することができる。つまり、ＡＰＦのピークからの低下を３％以内に抑えることができる。

また、上下において隣り合う伝熱管２６の上下ピッチＰｔは、１１≦Ｐｔ≦１７ｍｍである。この範囲であれば、図１９に示すようにフィンの熱伝導による上下伝熱管の熱ロス影響を減縮させつつ、空気調和機１の効率を向上させることができる。

つまり、上下ピッチＰｔが小さいほどフィンの熱伝導によるロスが大きくなる。図１９には、上下ピッチがＡＰＦに及ぼす影響を示しており、上下ピッチが１１ｍｍ以下ではフィンを通した熱伝導影響が大きくなるためＡＰＦが低下し、逆に上下ピッチが１７ｍｍ以上では、伝熱管２６の搭載本数の減少により管内伝熱面積およびフィン効率が減少し、ＡＰＦの低下が生じる。したがって、ＡＰＦのピークから３％以内の低下率を確保できる上下ピッチＰｔの範囲として１１ｍｍ≦Ｐｔ≦１７ｍｍとすることが望ましい。

また、伝熱管２６の横ピッチＰＬは、７≦ＰＬ≦１１ｍｍであるので、図２０に示すように伝熱面積と通風抵抗のバランスを最適化して、空気調和機１の効率を向上させることができる。つまり、ＡＰＦのピークからの低下を３％以内に抑えることができる。

また、フィン２７の板厚ｔ［ｍｍ］、フィンピッチＰｆ［ｍｍ］の関係は０．０６≦ｔ／Ｐｆ≦０．１２であるので、図２１に示すように過冷却領域における熱ロスの低減効果を得つつ、空調調和機１のＡＰＦを高くすることができる。つまり、フィン２７の板厚が厚く、フィン枚数が多いほど、フィン２７を通した熱伝導影響による隣接した伝熱管２６への熱ロスの影響が出やすくなるが、Ｒ３２を使用した場合はその熱ロス影響が緩和される。この影響を考慮した場合に、フィンピッチＰｆが一定のときにｔ／Ｐｆが小さいと、フィン効率の低下による性能低下し、ｔ／Ｐｆが大きいと熱ロスの影響が大きくなる。よって、空調調和機１のＡＰＦがピークから３％以内の性能にある範囲として０．０６≦ｔ／Ｐｆ≦０．１２に設定することが望ましい。

また、フィン２７にはスリット２７Ａ、２７Ｂを設けているので、表面熱伝達率が高くなり、フィン効率が比較的低くなることから、隣接した伝熱管２６への熱伝導影響を抑えることができる。

なお、本発明は、上述した実施例に限定されない。当業者であれば、本発明の範囲内で、種々の追加や変更等を行うことができる。

例えば、室内熱交換器２１の伝熱管２６のパスによる効果は、暖房での過冷却域影響が大きいことおよび、伝熱管２６の配列の自由度の関係から、天井埋込型室内機２０で特に大きい。つまり、天上埋込型室内機においては、図５、６に示されるように送風機（室内ファン２２）の回りに室内熱交換器２１が略一周取り囲む形で配置されており、室内熱交換器２１の奥行き、高さに制限がある。したがって、伝熱管２６の高密度配置による室内熱交換器２１の性能の向上が有効であり、冷媒分配器２４、２５の搭載スペース小さくすることが出来る本実施形態の冷媒通路に加えて、伝熱管径、上下ピッチ、横ピッチを前記範囲とすることにより、Ｒ３２の特性を最大限に生かした高性能な空気調和機１を実現することが出来る。

ただし、他の室内形態や、室外機１０に用いられた際にも効果が発揮でき、形態を制限するものではない。よって、伝熱管２６のパスの構成は、他の室内形態や、室外機１０の室外熱交換器１３に用いても良い。

また、フィン２７にスリット２７Ａ、２７Ｂを設けたが、ルーバーを設けても良い。また、上記の実施形態では、冷媒にＲ３２を単独で使用した場合について説明したが、Ｒ３２を７０重量％以上を含む混合冷媒を使用しても同様の効果を得ることができる。

また、室内熱交換器の伝熱管の列構成は、図２２に示した伝熱管２６の列構成であっても良い。すなわち、図２２に示すように、中間列Ｌ２の２本の伝熱管２６ｂ１、２６ｂ２と、伝熱管２６ｂ１よりも上側に位置する最上列Ｌ１の伝熱管２６ｃ１とを接続するように構成しても良い。そして、２本の伝熱管２６ｂ１、２６ｂ２に隣接する２本の伝熱管２６ｂ３、２６ｂ４と、最上列Ｌ１の伝熱管２６ｃ３とは、上記の実施形態と同様に接続されている。ここで、２本の伝熱管２６ｂ１、２６ｂ２と伝熱管２６ｃ１とを接続する三又ベント１２８は、図２３に示すように、最上列Ｌ１の伝熱管２６ｃ１と接続される位置を、中間列Ｌ２の２本の伝熱管２６ｂと接続される位置よりも上側になるように構成されている。また、三又ベント１２８は、冷房運手時には分岐する部分で冷媒が衝突して分岐し、気液二相流がほぼ等分配になるように構成されている。

そして、２本の伝熱管２６ｂ１、２６ｂ２が結合した伝熱管（第一の結合管）２６ｃ１、２６ｃ２は、伝熱管２６ｃ１が一端部２１Ａ（図５）から他端部２１Ｂ（図５）まで延び、伝熱管２６ｃ１の下側を伝熱管２６ｃ２が他端部２１Ｂから一端部２１Ａまで延びるように配置されている。また、２本の伝熱管２６ｂ３、２６ｂ４が結合した伝熱管（第２の結合管）２６ｃ３、２６ｃ４は、伝熱管２６ｃ３が一端部２１Ａから他端部２１Ｂまで延び、伝熱管２６ｃ３の上側を伝熱管２６ｃ４が他端部２１Ｂから一端部２１Ａまで延びるように配置されている。よって、他端部２１Ｂから一端部２１Ａへ延びる伝熱管２６ｂ２および伝熱管２６ｂ４は、互いに隣り合うように配置されている。

従って、図２２に示した伝熱管２６の列構成では、他端部２１Ｂから一端部２１Ａへ延びる伝熱管２６ｂ２および伝熱管２６ｂ４は、互いに隣り合うように配置されているので、過冷却された冷媒が上下に連続することから近い温度同士では、熱ロスが生じにくくなる。これにより、熱ロスを更に半減する効果があり、空気調和機１のＡＰＦをよりいっそう高めることができる。

また、室内熱交換器の伝熱管の列構成は、図２４に示した伝熱管２６の列構成であっても良い。図２４に示すように、中間列Ｌ２の複数組の２本の伝熱管２６ｂがそれぞれ結合した伝熱管２６ｃ５、２６ｃ６において、一端部２１Ａ（図５）から他端部２１Ｂ（図５）まで延びる伝熱管２６ｃ５を上側に集めて配置し、他端部２１Ｂから一端部２１Ａまで延びる伝熱管２６ｃ６を下側に集めて配置している。換言すれば、一端部２１Ａから他端部２１Ｂまで延びる伝熱管２６ｃ５を互いに隣り合うように配置し、他端部２１Ｂから一端部２１Ａまで延びる伝熱管２６ｃ６を互いに隣り合うように配置している。

本構成によれば、図２２で示した伝熱管２６の列構成に対して更に、凝縮器として作用する際の過冷却域での上下方向に隣の伝熱管２６同士の熱ロスを減少することが可能であり、更に高効率な室内熱交換器２１を提供することができ、空気調和機１のＡＰＦを高めることが可能となる。

上記の実施形態では、室内熱交換器の伝熱管の列構成を、３列で構成した場合について、説明を行なってきたが、図２５に示すように、気流方向Ｆの最上列（第１列）Ｌ１と中間列（第２列）Ｌ２の伝熱管２６ｂ、２６ｃのみからなる２列の構成であっても、凝縮器として作用する場合の過冷却域熱ロス影響低減および、液側での流速増加による熱伝達率向上という、本実施形態の効果を発揮することができる。すなわち、最下列Ｌ３をなくして、最上列Ｌ１および中間列Ｌ２のみの列構成であっても良い。この場合、室内ガス側冷媒分配器２４は、室内熱交換器２１の他端側２１Ａに設けられることとなる。また、２列では比較的能力の小さい空気調和機で、性能とコストのバランスを最適化することができる。

更に、図２６に示すように、室内熱交換器の伝熱管の列構成を４列で構成しても良い。すなわち、最下列Ｌ３よりも気流方向Ｆの下流側に追加列Ｌ４を設けても良い。そして、追加列Ｌ４を構成する伝熱管２６ｄは、それぞれ室内液側冷媒分配器２５と接続され、追加列Ｌ４を室内熱交換器２１の他端部２１Ｂから一端部２１Ａまで延び、一端部２１Ａにおいて、最下列Ｌ３を構成する伝熱管２６ａに接続されている。かかる構成によっても、凝縮器として作用する場合の過冷却域熱ロス影響低減および、液側での流速増加による熱伝達率向上という、本実施形態の効果を発揮することができる。なお、伝熱管２６が４列以上の構成においては、伝熱面積を増加できることから、更なる性能向上を実現することができる。

１：空気調和機、 ２０：室内機、 ２１：室内熱交換器、 ２１Ａ：一端部、 ２１Ｂ：他端部、 ２６：伝熱管、 ２７：フィン、 ２７Ａ、２７Ｂ：スリット、 Ｌ１：最上列、 Ｌ２：中間列、 Ｌ３：最下列

Claims (4)

1. 風路に交差する方向に伝熱管が並んで配設されてなる第１列と、該第１列よりも前記風路の下流側において、前記風路に交差する方向に伝熱管が並んで配設されてなる第２列と、を有し、前記伝熱管を接続して形成される流路に冷媒を流すことで、前記冷媒と空気と熱交換させる熱交換器を備え、
   前記第２列において互いに隣り合う第１の伝熱管および第２の伝熱管は、一端部において前記第１列の一本の伝熱管に接続し、前記一本の伝熱管に流入した冷媒が、前記第１列において、前記一端部と他端部との間を一往復するように構成されており、
   前記冷媒は、Ｒ３２であり、
   前記熱交換器は、凝縮器として作用する場合、冷媒にＲ４１０Ａを用いた場合の過冷却度とＣＯＰ（Ｃｏｅｆｆｉｃｉｅｎｔ ｏｆ Ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ）との関係においてＣＯＰがピークを示す時の過冷却度よりも小さい過冷却度で運転される空気調和機。
2. 天井埋込カセット型の室内機を有し、
   前記熱交換器は、前記室内機において使用される請求項１に記載の空気調和機。
3. 各列において前記交差する方向において隣り合う前記伝熱管の中心間の距離は、１１ｍｍ以上かつ１７ｍｍ以下である請求項１または請求項２に記載の空気調和機。
4. 各列を構成する前記伝熱管の中心を通る直線間の距離は、７ｍｍ以上かつ１１ｍｍ以下である請求項１から請求項３のいずれか一項に記載の空気調和機。

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