WO2021245788A1 - 熱交換器及びヒートポンプ装置 - Google Patents

熱交換器及びヒートポンプ装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2021245788A1
WO2021245788A1 PCT/JP2020/021767 JP2020021767W WO2021245788A1 WO 2021245788 A1 WO2021245788 A1 WO 2021245788A1 JP 2020021767 W JP2020021767 W JP 2020021767W WO 2021245788 A1 WO2021245788 A1 WO 2021245788A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
low
flow path
pressure refrigerant
pressure
heat exchanger
Prior art date
Application number
PCT/JP2020/021767
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
洋次 尾中
崇 松本
理人 足立
Original Assignee
三菱電機株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 三菱電機株式会社 filed Critical 三菱電機株式会社
Priority to PCT/JP2020/021767 priority Critical patent/WO2021245788A1/ja
Priority to JP2022529175A priority patent/JP7281059B2/ja
Publication of WO2021245788A1 publication Critical patent/WO2021245788A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F9/00—Casings; Header boxes; Auxiliary supports for elements; Auxiliary members within casings
    • F28F9/02—Header boxes; End plates

Definitions

  • the present disclosure relates to a heat exchanger and a heat pump device using the heat exchanger as an evaporator.
  • the above-mentioned conventional heat exchanger does not have an internal heat exchange portion in the upper header provided with an outlet for the low-pressure refrigerant, when the distribution of the refrigerant to a plurality of heat transfer tubes becomes uneven. There is a concern that the low-pressure refrigerant in the liquid phase that has not been evaporated in some heat transfer tubes will flow into the upper header, and the low-pressure refrigerant will flow out to the outside of the heat exchanger while containing the liquid phase.
  • the present disclosure has been made to solve the above-mentioned problems, and even if the low-pressure refrigerant that has passed through the heat transfer tube flows into the header with the liquid phase contained, heat exchange between the refrigerants in the header is made.
  • the purpose is to obtain a heat exchanger in which the low-pressure refrigerant can be evaporated before it flows out to the outside of the heat exchanger and the heat exchange efficiency is improved.
  • the heat exchanger according to the present disclosure is provided at intervals in the first direction, and is formed in a tubular shape by a plurality of heat transfer tubes long in the second direction perpendicular to the first direction and an outer wall long in the first direction. , A first header to which one end of a plurality of heat transfer tubes is connected, a second header formed in a tubular shape long in the first direction and to which the other ends of the plurality of heat transfer tubes are connected, and to one end side of the first header.
  • the first header is a heat exchanger, and the first header communicates with the outside through a low-pressure refrigerant inflow pipe and the outside through a low-pressure refrigerant outflow pipe, and is inside the heat transfer pipe and the second header.
  • the liquid phase low pressure refrigerant is exchanged with the refrigerant passing through the heat transfer tube. Even if it is contained, it can be evaporated and has the effect of improving the heat exchange efficiency.
  • FIG. It is a circuit diagram which shows the heat pump apparatus of Embodiment 1.
  • FIG. It is sectional drawing which shows the heat exchanger of Embodiment 1.
  • FIG. It is sectional drawing of the main part which shows the heat exchanger of Embodiment 1.
  • FIG. It is 1st schematic diagram for demonstrating the flow of a low pressure refrigerant in a conventional heat exchanger.
  • It is a 2nd schematic diagram for demonstrating the flow of a low pressure refrigerant in a conventional heat exchanger.
  • It is a schematic diagram for demonstrating the flow of the low pressure refrigerant in the heat exchanger of Embodiment 1.
  • FIG. It is sectional drawing which shows the 1st modification of the heat exchanger of Embodiment 1.
  • FIG. 1 It is sectional drawing which shows the 2nd modification of the heat exchanger of Embodiment 1.
  • FIG. It is sectional drawing of the main part which shows the 2nd modification of the heat exchanger of Embodiment 1.
  • FIG. 2 is sectional drawing of the main part which shows the 3rd modification of the heat exchanger of Embodiment 1.
  • FIG. It is sectional drawing which shows the heat exchanger of Embodiment 2.
  • FIG. It is sectional drawing of the main part which shows the heat exchanger of Embodiment 2.
  • FIG. It is sectional drawing of the main part which shows the modification of the heat exchanger of Embodiment 3.
  • FIG. It is sectional drawing of the main part which shows the heat exchanger of Embodiment 4. It is sectional drawing which shows the heat exchanger of Embodiment 5. It is sectional drawing of the main part which shows the heat exchanger of Embodiment 5.
  • Embodiment 1 The heat exchanger of the first embodiment and the heat pump device using the heat exchanger as an evaporator will be described with reference to FIGS. 1 to 6.
  • FIG. 1 is a circuit diagram showing a heat pump device 1000 according to the present embodiment.
  • the high-pressure refrigerant circuit is shown by a single line
  • the low-pressure refrigerant circuit is shown by a double line
  • the bypass circuit 5 of the high-pressure refrigerant circuit is shown by a single line thinner than the main circuit 4.
  • the black arrow (denoted as H in FIG. 1) schematically indicates the direction in which the high-pressure refrigerant flows
  • the white-painted arrow (denoted as L in FIG. 1) schematically indicates the direction in which the low-pressure refrigerant flows. It shall be shown as a target.
  • the size of the arrow may differ regardless of the flow rate of the refrigerant or the like.
  • the heat pump device 1000 condenses in the main circuit 4 connected by a plurality of pipes so that the refrigerant circulates in the order of the compressor 1, the condenser 2, the expansion valve 3, and the heat exchanger 100 as the evaporator, and the main circuit 4. It is a refrigeration cycle device that has a bypass circuit 5 connected between the vessel 2 and the expansion valve 3 and branched from the main circuit 4, and transfers heat by utilizing the latent heat of evaporation and condensation of the refrigerant.
  • the condenser 2 is installed indoors and the heat exchanger 100 as an evaporator is installed outdoors to heat the room, or the condenser 2 heats water to make hot water. Used for hot water supply systems, etc.
  • the main circuit 4 dissipates heat from the compressor 1 that compresses the low-pressure refrigerant in the gas phase to make it a high-pressure refrigerant in the gas phase, and dissipates the high-pressure refrigerant in the gas phase compressed by the compressor 1 and condenses it into the high-pressure refrigerant in the liquid phase. It is included in the condenser 2, the expansion valve 3 that decompresses the high-pressure refrigerant of the liquid phase condensed by the condenser 2 into a low-pressure refrigerant of the liquid phase or the gas-liquid two-phase, and the low-pressure refrigerant decompressed by the expansion valve 3.
  • This is a circulation path formed by connecting a heat exchanger 100 as an evaporator that evaporates a low-pressure refrigerant in a liquid phase to a low-pressure refrigerant in a gas phase with a plurality of pipes so that the refrigerant circulates.
  • the compressor 1 compresses the low-pressure refrigerant in the gas phase that flows in through the heat exchanger 100 as an evaporator to make it a high-pressure refrigerant in the gas phase. Further, the compressor 1 can change the amount of the refrigerant flowing in the circulation path by adjusting the rotation speed, whereby the amount of heat carried by the heat pump in the entire heat pump device 1000 can be changed.
  • the condenser 2 is a heat exchanger in which heat exchange is performed between the refrigerant passing through the inside and the outside air, and the high pressure refrigerant in the gas phase is condensed into the high pressure refrigerant in the liquid phase.
  • the condenser 2 has two headers and a plurality of heat transfer tubes connected between the headers.
  • the expansion valve 3 decompresses the high-pressure refrigerant in the liquid phase to make it a low-pressure refrigerant in the liquid phase or the gas-liquid two-phase. Further, the expansion valve 3 can continuously change the opening degree through which the refrigerant passes, whereby the pressure of the refrigerant flowing in the circulation path can be adjusted.
  • the expansion valve 3 is provided as a means for reducing the pressure of the high-pressure refrigerant into the low-pressure refrigerant will be described, but the present invention is not limited to this, and any one that functions as a pressure reducing device may be used.
  • the heat exchanger 100 is used as an evaporator, and heat exchange is performed between the liquid phase or gas-liquid two-phase low-pressure refrigerant flowing through the expansion valve 3 and the outside air to evaporate the liquid-phase low-pressure refrigerant. Use a low-pressure refrigerant in the gas phase.
  • the heat exchanger 100 includes a first header 10, and the first header 10 is provided with a low pressure flow path 13 through which the low pressure refrigerant flows in the main circuit 4 and a high pressure flow path 14 through which the high pressure refrigerant flows in the bypass circuit 5. ..
  • the first header 10 of the heat exchanger 100 functions as an internal heat exchange unit in which the low-pressure refrigerant and the high-pressure refrigerant exchange heat in the circulation path of the heat pump device 1000.
  • the detailed configuration of the heat exchanger 100 will be described later.
  • the bypass circuit 5 branches from the piping of the main circuit 4 connecting between the condenser 2 and the expansion valve 3 at the branch point A, passes through the check valve 6 and the fixed fluid resistance 7, and passes through the heat exchanger 100. It is a branch path of the main circuit 4 that rejoins the main circuit 4 at the confluence B between the branch point A and the expansion valve 3 after passing through the header 10. That is, the circulation path of the refrigerant in the heat pump device 1000 is composed of the main circuit 4 and the bypass circuit 5, and among the refrigerants circulating in the main circuit 4, the high-pressure refrigerant flowing out of the condenser 2 is bypassed with the main circuit 4 at the branch point A. It will be divided into the circuit 5.
  • the resistance of the flow path is made larger than that of the main circuit 4 by the fixed fluid resistance 7.
  • the check valve 6 and the fixed fluid resistance 7 may be interchanged and arranged.
  • the fixed fluid resistance 7 can be composed of, for example, a thin tube, an orifice, a bent tube, or the like.
  • the bypass circuit 5 provided with the check valve 6 and the fixed fluid resistance 7 is described as an example, but as a substitute for the check valve 6 and the fixed fluid resistance 7, for example, a flow control valve is described.
  • a bypass circuit may be provided in which the fluid resistance can be adjusted arbitrarily.
  • the high-pressure refrigerant passing through the high-pressure flow path 14 formed in the first header 10 of the heat exchanger 100 exchanges heat with the low-pressure refrigerant passing through the low-pressure flow path 13 formed in the first header 10. By doing so, heat is dissipated, and the outflow occurs in a state where the enthalpy is reduced as compared with that before passing through the high-pressure flow path 14. After that, the dissipated high-pressure refrigerant joins the main circuit 4 at the confluence point B.
  • the combined high-pressure refrigerant is depressurized through the expansion valve 3, and the liquid-phase or gas-liquid two-phase low-pressure refrigerant flows into the low-pressure flow path 13 formed in the first header of the heat exchanger 100.
  • the low pressure flow is measured by measuring the temperature difference between the inlet and the outlet in the low pressure flow path 13 of the heat exchanger 100. Overheating of the refrigerant flowing out of the road 13 can be detected. Therefore, by controlling the frequency of the compressor 1, the expansion valve 3, the check valve 6, and the like to adjust the flow rate based on the detection result of overheating, the low-pressure refrigerant flowing into the heat exchanger 100 as the evaporator can be used. All of the low-pressure refrigerant in the liquid phase contained therein can be vaporized by the time it flows out of the heat exchanger 100.
  • the frequency of the compressor 1 is used in the bypass circuit 5.
  • the refrigerant flow rate can be estimated.
  • the fluid resistance of the bypass circuit is set to a constant value, and the frequency of the compressor, the expansion valve, etc. are controlled to exchange heat as an evaporator.
  • the low-pressure refrigerant in the liquid phase contained in the low-pressure refrigerant flowing into the vessel can be completely evaporated before flowing out of the heat exchanger. By doing so, it becomes possible to control the amount of the refrigerant more easily.
  • the flow control valve is adjusted.
  • the low-pressure refrigerant in the liquid phase contained in the low-pressure refrigerant flowing into the heat exchanger as an evaporator can be completely vaporized before flowing out of the heat exchanger. By doing so, it is possible to adjust the amount of the refrigerant under a wider range of operating conditions, and it is possible to improve the engine efficiency of the entire heat pump device.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of the heat exchanger 100 of the present embodiment as viewed from a third direction
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of a main part of the heat exchanger 100 as viewed from the first direction.
  • the first direction, the second direction, and the third direction shown in each of the following figures shall indicate three directions orthogonal to each other.
  • the heat exchanger 100 is provided with a plurality of heat exchangers 101 spaced apart from each other in the first direction, and the corrugated fins 102 inserted between the plurality of heat transfer tubes 101 and the plurality of heat transfer tubes 101.
  • One end 101a of the plurality of heat transfer tubes 101 is connected to have a first header 10 long in the first direction, and the other end 101b of the plurality of heat transfer tubes 101 is connected to have a second header 103 long in the first direction.
  • a low-pressure refrigerant inflow pipe 104 and a high-pressure refrigerant outflow pipe 107 are provided at one end 10a of the first header 10, and a low-pressure refrigerant outflow pipe 105 and a high-pressure refrigerant inflow pipe 106 are provided at the other end 10b.
  • the low-pressure refrigerant inflow pipe 104 and the low-pressure refrigerant outflow pipe 105 are connected to the pipes constituting the main circuit 4 of the heat pump device 1000, and the high-pressure refrigerant inflow pipe 106 and the high-pressure refrigerant outflow pipe 107 form the bypass circuit 5. Connected to.
  • the low pressure flow path 13 and the high pressure flow path 14 formed in the first header 10 are countercurrent flows.
  • the high-pressure refrigerant flowing through the high-pressure flow path 14 has a higher temperature and higher pressure than the low-pressure refrigerant flowing through the low-pressure flow path 13, and the low-pressure refrigerant and the high-pressure refrigerant exchange heat in the first header 10 via the inner wall 12.
  • the heat transfer tube 101 has a flat shape that is longitudinal in the second direction and wider in the third direction than the first direction, and the internal flow path is porously divided. Further, a plurality of heat transfer tubes 101 are provided at intervals in the first direction, and one end 101a is connected to the first header 10 and the other end 101b is connected to the second header 103.
  • the heat exchanger 100 is used as an evaporator, and the heat transfer tube 101 exchanges heat with the outside air for a low-pressure refrigerant having a liquid phase or a gas-liquid two-phase passing through the inside, and the low-pressure refrigerant in the liquid phase evaporates.
  • the corrugated fin 102 is provided between adjacent heat transfer tubes 101.
  • the corrugated fin 102 is provided will be described, but the present invention is not limited to this, and for example, plate fins may be provided.
  • the first header 10 and the second header 103 are formed in a tubular shape long in the first direction, and both ends thereof are closed by caps. Further, the first header 10 and the second header 103 have an insertion hole for inserting the heat transfer tube 101, one end 101a of the heat transfer tube 101 is inserted in the first header 10, and the heat transfer tube 101 is transferred to the second header 103. The other end 101b of the heat tube 101 is connected to each other.
  • the first header 10 has an outer wall 11 which is long in the first direction and is exposed to the outside, and an inner wall 12 which is long in the first direction and is provided inside the outer wall 11.
  • a low-pressure flow path 13 formed in the outer wall 11 from one end 10a to the other end 10b of the first header 10, and a high-pressure flow separated from the low-pressure flow path 13 by the inner wall 12 from one end 10a to the other end 10b of the first header 10. It has a road 14.
  • the outer wall 11 is brazed with a flat plate member 11a long in the first direction and a U-shaped curved member 11b long in the first direction and viewed in cross section from the first direction. It is formed integrally by being brazed.
  • the flat plate member 11a can be easily formed with an insertion hole for inserting the heat transfer tube 101 at low cost by press molding. Further, it is desirable that the outer wall 11 is made of a heat-conducting material.
  • the outer wall 11 is not limited to the one composed of the flat plate member 11a and the curved member 11b, and may be integrally formed by brazing by combining parts having any shape, or may be integrally formed in a tubular shape. ..
  • the inner wall 12 is provided in the area surrounded by the outer wall 11, and the space formed in the outer wall 11 that is long in the first direction is divided into two spaces in the second direction.
  • the inner wall 12 is longitudinal in the first direction as shown in FIG. 2, and is formed in an arc shape in a cross-sectional view as seen from the first direction as shown in FIG. Further, the inner wall 12 is provided so as to be separated from the heat transfer tube 101 in the second direction, and both ends thereof are brazed so as to be in contact with the inner surface of the outer wall 11. Since the low-pressure refrigerant flowing through the low-pressure flow path 13 and the high-pressure refrigerant flowing through the high-pressure flow path 14 exchange heat through the inner wall 12, the inner wall 12 is formed of a heat-conducting material.
  • the outer wall 11 and the inner wall 12 are not limited to those formed separately and brazed, and the whole may be integrally molded.
  • the flow path leading to both ends of the first header can be easily formed by molding by extrusion molding.
  • the low-pressure flow path 13 is partitioned by the low-pressure flow path partition 13c, and the low-pressure refrigerant distribution path 13a communicating with the outside of the first header 10 via the low-pressure refrigerant inflow pipe 104, and the low-pressure refrigerant. It is composed of a low-pressure refrigerant junction channel 13b that communicates with the outside of the first header 10 via the outflow pipe 105 and joins the low-pressure refrigerant that has passed through the inside of the heat transfer tube 101 and the inside of the second header 103.
  • one end 10a side partitioned by the low-pressure flow path partition 13c is the low-pressure refrigerant distribution path 13a, and the other end 10b side is the low-pressure refrigerant combined flow path 13b. Further, one end 101a of the plurality of heat transfer tubes 101 is connected to the low pressure flow path 13.
  • the low-pressure refrigerant flowing from the low-pressure refrigerant inflow pipe 104 provided at one end 10a of the first header 10 flows, and the low-pressure refrigerant is distributed to the plurality of heat transfer tubes 101 connected to the low-pressure refrigerant distribution path 13a. It is a flow path to be used.
  • the low-pressure refrigerant junction 13b is distributed from the low-pressure refrigerant distribution passage 13a to a plurality of heat transfer tubes 101, and further, after passing through the second header 103, the low-pressure refrigerant that has passed through the heat transfer tube 101 on the low-pressure refrigerant junction 13b merges. It is a flow path to be used.
  • a low-pressure refrigerant outflow pipe 105 is provided outside the first direction and on the other end 10b side of the first header 10 with respect to the plurality of heat transfer tubes 101, and the low-pressure refrigerant outflow pipe 105 is provided on the downstream side of the low-pressure refrigerant communication flow path 13b. It communicates with the outside of the first header 10 via.
  • the heat transfer tube 101 is inserted halfway through the low pressure flow path 13 from the insertion hole formed in the first header 10. At this time, it is desirable that the distance A 2 between one end 101 a of the heat transfer tube 101 and the inner wall 12 is larger than the length A 1 in which the heat transfer tube 101 is inserted into the low pressure flow path 13. By doing so, it is possible to reduce the unevenness in the low pressure flow path 13 and reduce the pressure loss of the low pressure refrigerant.
  • the high-pressure flow path 14 is formed in a region surrounded by a part of the curved member 11b of the outer wall 11 on the side separated from the heat transfer tube 101 in the second direction and the inner wall 12. Further, the high pressure flow path 14 is formed in a circular shape in a cross-sectional view seen from the first direction.
  • the high-pressure flow path 14 is not limited to a circular shape in a cross-sectional view, but by forming the high-pressure flow path 14 so that the circular shape or the outer circumference is curved in a cross-sectional view, stress concentration is less likely to occur, so that the pressure resistance performance is improved. It can be improved and the wall thickness of the high pressure refrigerant flow path can be reduced.
  • the inner wall 12 is a high pressure flow path in a cross-sectional view seen from the first direction. It occupies more than half of the entire outer circumference of 14. This promotes heat exchange between the high-pressure refrigerant and the low-pressure refrigerant via the inner wall 12.
  • the wall thickness of the pipe wall including a part of the curved member 11b of the outer wall 11 forming the high-pressure flow path 14 and the inner wall 12 is such that the wall thickness of the curved member 11b of the outer wall 11 is ⁇ 1.
  • the wall thickness of the inner wall 12 is defined as ⁇ 2, ⁇ 1> ⁇ 2, and the wall thickness of the outer wall 11 is larger. This is because the pressure difference between the low pressure flow path 13 and the high pressure flow path 14 is smaller than the pressure difference between the high pressure flow path 14 and the outside air.
  • the cross-sectional area of the low-pressure flow path 13 is larger than the cross-sectional area of the high-pressure flow path 14. This is because the low-pressure refrigerant has a lower density than the high-pressure refrigerant and has a large pressure loss, so that the flow path needs to be widened, and the high-pressure refrigerant flowing into the high-pressure flow path 14 passes through the bypass circuit 5 shown in FIG. This is because the flow rate is smaller than that of the low-pressure refrigerant flowing into the low-pressure flow path 13 because it is a part of the refrigerant.
  • the liquid-phase or gas-liquid two-phase low-pressure refrigerant that has passed through the expansion valve 3 in the main circuit 4 of the heat pump device 1000 flows from the low-pressure refrigerant inflow pipe 104 into the low-pressure refrigerant distribution path 13a formed in the first header 10. It flows in the first direction, which is the longitudinal direction of the first header 10. Then, the low-pressure refrigerant flowing in the low-pressure refrigerant distribution path 13a is distributed into a part of the heat transfer tubes 101 connected in the low-pressure refrigerant distribution path 13a in the process.
  • the low-pressure refrigerant exchanges heat with the outside air via the heat transfer tube 101 and the corrugated fin 102 in the process of flowing through the heat transfer tube 101.
  • the low-pressure refrigerant in the liquid phase evaporates in the heat transfer tube 101, flows in a gas-liquid two-phase state while increasing the dryness, and then flows into the second header 103.
  • the low pressure refrigerant is one end 101a of the heat transfer tube 101. Flows from to the other end 101b.
  • the low-pressure refrigerant flowing out from a part of the heat transfer tubes 101 arranged on the one end 10a side of the first header 10 merges in the second header 103 in the longitudinal direction of the second header 103 as shown by the arrow shown in FIG. It flows in the first direction. Then, the low-pressure refrigerant flowing in the second header 103 is distributed into the remaining heat transfer tube 101 arranged on the other end 10b side of the low-pressure flow path partition 13c.
  • the low pressure refrigerant flows from the other end 101b of 101 to one end 101a. Then, the liquid-phase low-pressure refrigerant contained in the low-pressure refrigerant flowing in the heat transfer tube 101 exchanges heat with the outside air and evaporates, and flows into the low-pressure refrigerant combined flow path 13b while increasing the dryness in the gas-liquid two-phase state. do.
  • the high-pressure refrigerant flowing into the bypass circuit 5 of the heat pump device 1000 flows from the high-pressure refrigerant inflow pipe 106 into the high-pressure flow path 14 formed in the first header 10, and from the other end 10b side of the first header 10. One end flows to the 10a side.
  • the high-pressure refrigerant that has flowed to one end 10a of the first header 10 is discharged from the high-pressure refrigerant outflow pipe 107.
  • the low-pressure flow path 13 faces the high-pressure flow path 14 via the inner wall 12, the low-pressure refrigerant flowing through the low-pressure flow path 13 and the high-pressure refrigerant flowing through the high-pressure flow path 14 are inside the first header 10. Heat exchange with. Of these, the low-pressure refrigerant flowing through the low-pressure refrigerant combined flow path 13b absorbs heat by exchanging heat with the high-pressure refrigerant, and when the low-pressure refrigerant in the liquid phase is contained, it evaporates until the dryness becomes 1, and the low-pressure refrigerant outflow pipe 105 It flows out to.
  • the low-pressure refrigerant outflow pipe 105 what flows out from the low-pressure refrigerant outflow pipe 105 is the low-pressure refrigerant in the gas phase having a dryness of 1, and is overheated by heat exchange with the high-pressure refrigerant.
  • the high-pressure refrigerant flowing through the high-pressure flow path 14 dissipates heat, reduces the enthalpy, and flows out to the high-pressure refrigerant outflow pipe 107.
  • FIGS. 4 and 5 are schematic views for explaining the flow of the low pressure refrigerant in the conventional heat exchanger 900.
  • FIG. 6 is a schematic diagram for explaining the flow of the low-pressure refrigerant in the heat exchanger 100 of the present embodiment.
  • the colored portions schematically show the liquid phase refrigerant, and the other white portions schematically show the gas phase refrigerant.
  • the flow rate and dryness of the low-pressure refrigerant distributed to the plurality of heat transfer tubes 101 vary, so that the low-pressure refrigerant combined flow path from the heat transfer tube 101 to the first header 90 In the vicinity of the refrigerant flowing into 13b, there may be a refrigerant having a gas phase and a refrigerant having a gas-liquid two-phase.
  • a part of the low-pressure refrigerant that has passed through the plurality of heat transfer tubes 101 flows from one of the heat transfer tubes 101 into the low-pressure refrigerant combined flow path 13b in a wet state with a dryness of less than 1.
  • a state is likely to occur in a heat exchanger in which the flow rate of the circulating refrigerant changes.
  • the pressure of the low-pressure refrigerant is further lowered to increase the temperature difference between the outside air and the refrigerant, thereby promoting the evaporation of the low-pressure refrigerant, and the heat transfer tube 101 to the first header 90.
  • a single-phase low-pressure refrigerant can be used in the vicinity of the refrigerant flowing into the low-pressure refrigerant combined flow path 13b.
  • the refrigerant in the heat transfer tube 101 evaporates at a position away from the low pressure refrigerant junction flow path 13b to become a gas phase, and the length of the heat transfer tube 101 becomes long.
  • the region (hatched portion in FIG. 5) that cannot be effectively utilized becomes large, and the heat exchange efficiency in the heat exchanger 100 decreases.
  • the dryness is less than 1 and the gas liquid Two-phase low pressure refrigerant may be present.
  • the low-pressure refrigerant containing the liquid phase flows through the low-pressure refrigerant combined flow path 13b, but evaporates by absorbing heat from the high-pressure refrigerant flowing through the high-pressure flow path 14, and after the dryness becomes 1, superheat is applied to the low-pressure refrigerant. It can flow out to the outflow pipe 105.
  • the internal heat exchange section is provided in the first header 10 so that the low-pressure refrigerant junction channel 13b where the low-pressure refrigerants that have passed through the plurality of heat transfer tubes 101 and the second header 103 merge with the high-pressure refrigerant exchanges heat with the high-pressure refrigerant.
  • the low-pressure refrigerant can be brought into a damp state with a dryness of less than 1 in the vicinity of the flow of the refrigerant from the heat pipe 101 into the low-pressure refrigerant combined flow path 13b.
  • the heat exchanger 100 can heat and evaporate the low-pressure refrigerant flowing through the low-pressure refrigerant combined flow path 13b, which is the most downstream of the low-pressure refrigerant flowing inside, with the high-pressure refrigerant. Therefore, even when the refrigerant distribution is non-uniform and the low-pressure refrigerant in the liquid phase flows out from the heat transfer tube 101, the low-pressure refrigerant can be evaporated by the internal heat exchange unit. As a result, since the entire region in the plurality of heat transfer tubes 101 can be effectively utilized, it is possible to obtain a heat exchanger with improved heat exchange efficiency.
  • the heat exchanger 100 of the present embodiment since the first header 10 is provided with an internal heat exchange section for heat exchange between the low pressure refrigerant and the high pressure refrigerant, the heat exchanger as a whole can be miniaturized and the cost can be reduced. Has the effect of reducing.
  • the heat exchanger 100 when the heat exchanger 100 is installed so that the first header 10 is on the lower side and the second header 103 is on the upper side with the second direction as the vertical direction, gravity causes the low-pressure refrigerant junction 13b in the first header 10 to be installed.
  • the low-pressure refrigerant in the liquid phase tends to collect in the lower part. Therefore, the effect that the low-pressure refrigerant of the liquid phase accumulated in the lower part of the low-pressure refrigerant combined flow path 13b stays at a position lower than the low-pressure refrigerant outflow pipe 105 further promotes heat exchange with the high-pressure refrigerant flowing through the high-pressure flow path 14. Play.
  • the heat exchanger 100 of the present embodiment is not limited to the one installed with the second direction as the vertical direction.
  • the air flow passing through the outside of the heat transfer tubes 101 is also affected.
  • Condensation water is generated around the heat transfer tube 101 through which the two-phase gas-liquid two-phase low-pressure refrigerant flows and the corrugated fin 102 located in the vicinity thereof, and the ventilation resistance increases.
  • dew condensation water does not occur around at least a part of the heat transfer tube 101 in which the single-phase low-pressure refrigerant flows and the corrugated fins 102 located in the vicinity thereof, and the ventilation resistance becomes small. That is, the distribution of air is biased due to the difference in ventilation resistance, and more air passes around the heat transfer tube 101, which has a small amount of liquid phase refrigerant to be evaporated, so that the heat exchange efficiency is lowered.
  • the dryness of the low-pressure refrigerant can be set to less than 1 up to the most downstream of the heat transfer tube 101, so that the decrease in heat exchange efficiency due to the uneven distribution of air can be suppressed. Has the effect of being able to. According to the experiments of the inventors, it was found that this effect is particularly remarkable in the corrugated fin, which has poorer drainage property in the fin than the plate fin. Therefore, the heat exchanger using the corrugated fin is particularly effective.
  • the heat exchanger 100 when the heat exchanger 100 is installed so that the first header 10 is located on the lower side of the heat exchanger 100 and the second header 103 is located on the upper side with the second direction shown in FIG. 2 as the vertical direction, the heat exchanger 100 is installed downward. Condensation water tends to collect in the vicinity of the first header 10 located in.
  • the heat exchanger 100 of the present embodiment since the high pressure flow path 14 through which the high pressure refrigerant flows is provided below the first header 10, it is possible to heat the lower part of the first header 10 where dew condensation water tends to collect. It has the effect of reducing the amount of root ice generated in the lower part of the heat exchanger 100.
  • the high-pressure refrigerant is provided in the inner wall by providing the high-pressure flow path 14 with the proportion of the inner wall 12 being more than half of the part of the outer wall 11 and the inner wall 12 which are the pipe walls of the high-pressure flow path 14. Since the area in contact with the low-pressure refrigerant increases through 12, the effect of improving the internal heat exchange efficiency is achieved. Further, since the high pressure flow path 14 is provided with a part of the outer wall 11 as a pipe wall, heat exchange with the low pressure refrigerant can be promoted by transferring heat to the outer wall 11.
  • the low pressure flow path 13 is divided into a low pressure refrigerant distribution path 13a and a low pressure refrigerant combined flow path 13b by the low pressure flow path partition 13c. Therefore, it is conceivable that the temperature of the low-pressure refrigerant is higher in the low-pressure refrigerant combined flow path 13b than in the low-pressure refrigerant distribution path 13a due to overheating. Further, when a mixed refrigerant is used, the temperature may change due to the change in the composition of the gas and liquid due to the change of state. It is possible that it will be higher.
  • the low pressure flow path 13 has a temperature gradient as described above, the temperature difference between the high pressure refrigerant and the low pressure refrigerant can be obtained by making the low pressure flow path 13 and the high pressure flow path 14 countercurrent. Therefore, the effect of further improving the heat exchange efficiency in the internal heat exchange unit is obtained.
  • the wall thickness ⁇ 2 of the inner wall 12 is smaller than the wall thickness ⁇ 1 of the outer wall 11, it is possible to promote heat exchange between the low pressure refrigerant and the high pressure refrigerant while reducing the material cost. Play.
  • the low pressure flow path 13 and the high pressure flow path 14 are formed so as to reach both ends in the first direction except for the cap, so that extrusion molding is easy. Therefore, the moldability is improved and the molding cost can be reduced.
  • the heat pump device 1000 of the present embodiment is provided with a bypass circuit 5 in addition to the main circuit 4 constituting the refrigeration cycle. Therefore, since the bypass circuit 5 can be used as a liquid reservoir and the amount of refrigerant in the main circuit 4 can be adjusted, it is possible to reduce the size of the tank (not shown) for the liquid reservoir provided in the refrigeration cycle. It has the effect that can be achieved.
  • the header 10 can be miniaturized, and the heat exchanger 100 as a whole can be miniaturized.
  • the case where one low-voltage flow path partition 13c is provided in the low-voltage flow path 13 of the first header 10 has been described, but it is also possible to provide a plurality of flow path partitions. good. Even in this case, the low-pressure refrigerant distribution path and the low-pressure refrigerant combined flow path are provided in the first header.
  • the configuration in which the heat exchanger 100 of the present embodiment is used as an evaporator has been described as an example, but the present invention is not limited to this, and the heat exchanger 100 of the present embodiment is not limited to this, but as an evaporator in the same circuit configuration.
  • the heat exchangers of the modifications and other embodiments described below may be used.
  • FIG. 7 is a cross-sectional view of the heat exchanger 110 according to the first modification of the heat exchanger 100 of the present embodiment as viewed from a third direction.
  • the heat exchanger 110 according to the first modification is the first embodiment in that the low pressure flow path 13 and the high pressure flow path 14 provided in the first header 10 are parallel flows. It is different from the heat exchanger 100 of. Hereinafter, the points different from the heat exchanger 100 will be mainly described.
  • the low-pressure flow path 13 and the high-pressure flow path 14 provided in the first header 10 of the heat exchanger 110 are both parallel flows flowing from one end 10a side to the other end 10b side of the first header 10.
  • the positions where the high-pressure refrigerant inflow pipe 106 and the high-pressure refrigerant outflow pipe 107 are provided are different from those of the heat exchanger 100 of the first embodiment.
  • the high-pressure refrigerant inflow pipe 106 is provided at one end 10a of the first header 10.
  • a high-pressure refrigerant outflow pipe 107 is provided on the other end 10b side, respectively.
  • the heat exchanger 110 configured in this way has the effect of improving the heat exchange efficiency, as in the heat exchanger 100 of the present embodiment.
  • FIG. 8 is a cross-sectional view of the heat exchanger 120 according to the second modification of the heat exchanger 100 of the present embodiment as viewed from a third direction.
  • FIG. 9 is a cross-sectional view of a main part of the heat exchanger 120 as viewed from a third direction. In FIG. 9, the corrugated fin 102 is not shown.
  • the heat exchanger 120 according to the second modification is the heat of the first embodiment in that the low pressure refrigerant inflow pipe 104 and the low pressure refrigerant outflow pipe 105 are connected so as to face the third direction. It is different from the exchanger 100.
  • the points different from the heat exchanger 100 will be mainly described.
  • the low-pressure refrigerant inflow pipe 104 is provided outside the first direction of the plurality of heat transfer tubes 101 and on the one end 10a side of the first header 10 facing the third direction, and is connected to the low-pressure refrigerant distribution path 13a. That is, the low-pressure refrigerant inflow pipe 104 is provided so that the low-pressure refrigerant flows in the third direction.
  • the low-pressure refrigerant outflow pipe 105 is provided outside the first direction and on the other end 10b side of the first header 10 with respect to the plurality of heat transfer pipes 101 so as to face the third direction, and is connected to the low-pressure refrigerant combined flow path 13b. That is, the low-pressure refrigerant outflow pipe 105 is provided so that the low-pressure refrigerant flows out in the third direction.
  • the diameter d1 of the low-pressure refrigerant inflow pipe 104 can be made larger than the distance t1 between one end 101a of the heat transfer tube 101 and the inner wall 12.
  • the diameter of the low-pressure refrigerant outflow pipe 105 can be larger than the distance between one end 101a of the heat transfer pipe 101 and the inner wall 12.
  • the low pressure refrigerant inflow pipe 104 is provided in the first direction, it interferes with the high pressure refrigerant outflow pipe 107. Therefore, a routing circuit is provided or the low pressure refrigerant inflow pipe 104 is provided. It is necessary to reduce the diameter.
  • the low pressure refrigerant inflow pipe 104 is provided in the third direction as in the heat exchanger 120 according to the second modification shown in FIG. 9, it does not interfere with the high pressure refrigerant outflow pipe 107 provided in the first direction.
  • the diameters of the low-pressure refrigerant inflow pipe 104 and the high-pressure refrigerant outflow pipe 107 can be increased, and the pressure loss can be reduced.
  • the low-pressure refrigerant outflow pipe 105 is provided in the third direction, the low-pressure refrigerant outflow pipe 105 and the high-pressure refrigerant inflow pipe 106 are increased in diameter because they do not interfere with the high-pressure refrigerant inflow pipe 106 provided in the first direction. can do.
  • FIG. 10 is a cross-sectional view of a main part of the heat exchanger 130 according to the third modification of the heat exchanger 100 of the present embodiment as viewed from the first direction.
  • the heat exchanger 130 according to the third modification is different from the heat exchanger 100 of the first embodiment in that the protrusion 15 is provided on the pipe wall forming the high pressure flow path.
  • the points different from the heat exchanger 100 will be mainly described.
  • the heat exchanger 130 is provided with protrusions 15 for promoting heat transfer so as to face the high pressure flow path 14 on the pipe wall composed of a part of the outer wall 11 forming the high pressure flow path 14 and the inner wall 12.
  • protrusions 15 for promoting heat transfer so as to face the high pressure flow path 14 on the pipe wall composed of a part of the outer wall 11 forming the high pressure flow path 14 and the inner wall 12.
  • groove processing may be performed. That is, at least one of the protrusion 15 and the groove is formed on the surface of the pipe wall forming the high pressure flow path 14 on the surface on the high pressure flow path 14 side.
  • the low-pressure refrigerant flowing from the low-pressure refrigerant inflow pipe 104 into the low-pressure flow path 13 is a liquid single phase or a liquid-rich gas-liquid two-phase, and heat is absorbed by heat exchange with the high-pressure refrigerant with heat transfer. ..
  • the high-pressure refrigerant flowing from the high-pressure refrigerant inflow pipe 106 into the high-pressure flow path 14 is a liquid single phase or a liquid-rich gas-liquid two-phase, and heat is dissipated by condensation heat transfer by heat exchange with the low-pressure refrigerant.
  • the heat exchange efficiency between the high-pressure refrigerant and the low-pressure refrigerant is improved while reducing the pressure loss of the low-pressure refrigerant in the low-pressure flow path 13. It has an effect that can be further improved.
  • FIG. 11 is a cross-sectional view of the heat exchanger 200 of the present embodiment as viewed from a third direction
  • FIG. 12 is a cross-sectional view of a main part of the heat exchanger 200 as viewed from the first direction.
  • FIG. 13 is a schematic diagram for explaining the flow of the low-pressure refrigerant in the heat exchanger 200.
  • the heat exchanger 200 of the present embodiment is further provided with a long dividing wall 21 in the first direction for dividing the low pressure refrigerant distribution path 23a into two in the second direction. It is different from the heat exchanger 100 of 1.
  • the points different from the heat exchanger 100 of the first embodiment will be mainly described.
  • the heat exchanger 200 is provided with a low pressure flow path 23 including a low pressure refrigerant distribution path 23a and a low pressure refrigerant combined flow path 23b in the first header 20. Further, in the heat exchanger 200, the low-pressure refrigerant inflow pipe 104 and the low-pressure refrigerant outflow pipe 105 have a third direction similar to the heat exchanger 120 according to the second modification of the heat exchanger 100 of the first embodiment. It is provided facing.
  • the dividing wall 21 is provided in the low-pressure refrigerant distribution path 23a of the low-pressure flow path 23, and a plurality of orifice holes 21a are formed at positions between adjacent heat transfer tubes 101.
  • the low-pressure refrigerant distribution path 23a is separated from the first low-pressure refrigerant distribution path 231 to which the heat transfer tube 101 is connected by the split wall 21 in the second direction. It is divided into a low-pressure refrigerant distribution path 232.
  • the first low-pressure refrigerant distribution path 231 and the second low-pressure refrigerant distribution path 232 communicate with each other through the orifice hole 21a.
  • the low-pressure refrigerant inflow pipe 104 is connected to the second low-pressure refrigerant distribution path 232 of the low-pressure refrigerant distribution paths 23a. Therefore, as shown in FIG. 13, the low-pressure refrigerant flows from the outside of the heat exchanger 200 into the second low-pressure refrigerant distribution path 232 through the low-pressure refrigerant inflow pipe 104, passes through the orifice hole 21a, and is the first low-pressure refrigerant. It is distributed from the refrigerant distribution path 231 to the heat transfer tube 101.
  • the heat transfer tube 101 projects and is connected to the low pressure refrigerant distribution path. Therefore, when the low-pressure refrigerant distribution path 13a does not have a dividing wall as in the heat exchanger 100 of the first embodiment, the flow path is uneven at the portion where the heat transfer tube 101 protrudes and the portion where the heat transfer tube 101 is not provided. Is formed, and the fluid loss due to the expansion and contraction of the refrigerant due to this is increased. According to the experiments and analysis of the inventors, when the flow path area is designed assuming the frictional resistance of the fluid, the pressure loss is actually larger than the predicted value, and the breakdown is the total fluid loss of expansion and contraction. In some cases, it accounted for more than 50% of the pressure loss.
  • the pressure loss of the refrigerant when flowing in the first direction can be reduced, the distribution of the low-pressure refrigerant to the heat transfer tube 101 can be made uniform, and the heat exchange efficiency with the outside air in the heat exchanger 200 can be improved. Has the effect of being able to.
  • FIG. 14 is a cross-sectional view of a main part of the heat exchanger 300 of the present embodiment as viewed from the first direction.
  • the low pressure flow path 33 has a cross section separated from the first low pressure flow path 331 to which the heat transfer tube 101 is connected in the second direction from the heat transfer tube 101.
  • the heat exchanger of the first embodiment is provided with a second low-voltage flow path 332 formed in a circular shape with a part cut out visually, and a point in which the outer wall 31 and the inner wall 32 are integrally formed. Different from 100.
  • the points different from the heat exchanger 100 of the first embodiment will be mainly described.
  • the low pressure flow path 33 includes a low pressure refrigerant distribution path and a low pressure refrigerant combined flow path, similarly to the heat exchanger 100 of the first embodiment.
  • the low-voltage flow path 33 is formed by integrally forming a first low-pressure flow path 331 on the side where the heat transfer tube 101 is inserted in the second direction and a second low-pressure flow path 332 on the side separated from the heat transfer tube 101.
  • the second low-voltage flow path 332 is formed in a circular shape with a part of the side facing the heat transfer tube 101 cut out in a cross-sectional view seen from the first direction.
  • two second low-voltage flow paths 332 are provided side by side in the third direction.
  • the high pressure flow path 34 is formed in a circular shape in a cross-sectional view seen from the first direction. Further, the high-pressure flow path 14 is formed at a position between the two second low-pressure flow paths 332 in the third direction, and the high-pressure refrigerant exchanges heat with the low-pressure refrigerant flowing through the two second low-pressure flow paths 332. be able to.
  • the first header 30 of the heat exchanger 300 is integrally formed by extrusion molding so that the low pressure flow path 33 and the high pressure flow path 34 reach both ends. Therefore, the inner wall 32 and the outer wall 31 are integrally formed without a boundary.
  • the heat exchanger 300 of the present embodiment the low pressure refrigerant flowing in the first direction flows through the second low pressure flow path 332, which has the effect of reducing the pressure loss.
  • the heat exchanger 300 is installed so that the first header 30 is on the lower side with the second direction as the vertical direction, so that the low pressure refrigerant easily flows into the second low pressure flow path 332.
  • the second low-pressure flow path 332 is formed in a circular shape with a part cut out in a cross-sectional view, among the low-pressure refrigerants flowing inside the second low-pressure flow path 332, the low-pressure refrigerant in the liquid phase is the pipe wall.
  • the low-pressure refrigerant in the gas phase tends to form a circular flow flowing in the center. Therefore, heat transfer is promoted between the high-pressure refrigerant flowing through the high-pressure flow path 34 and the liquid refrigerant flowing through the second low-pressure flow path 332, which has the effect of improving the efficiency of internal heat exchange.
  • FIG. 14 is a cross-sectional view of a main part of the heat exchanger 310 according to a modification of the heat exchanger 300 of the present embodiment as viewed from the first direction.
  • the heat exchanger 310 is the heat exchanger 300 of the third embodiment in that a long dividing wall 35 is further provided in the first direction for dividing the low pressure refrigerant distribution path 33a in the second direction. Is different. Hereinafter, the differences from the heat exchanger 300 will be mainly described.
  • the dividing wall 35 is provided at least in the low pressure refrigerant distribution path 33a of the low pressure flow path 33, and a plurality of orifice holes are provided at positions between adjacent heat transfer tubes 101. 35a is formed.
  • the low pressure refrigerant distribution path 33a has a second low pressure flow path 331 to which the heat transfer tube 101 is connected and a second low pressure flow path 331 separated from the heat transfer tube 101 in the second direction. It is divided into a flow path 332 and a flow path 332.
  • the first low pressure flow path 331 and the two second low pressure flow paths 332 communicate with each other via the orifice hole 35a.
  • FIG. 16 is a cross-sectional view of a main part of the heat exchanger 400 of the present embodiment as viewed from the first direction.
  • the inner wall 42 is composed of the first inner wall 421 and the second inner wall 422, and the shape of the flow path is different from that of the heat exchanger 100 of the first embodiment.
  • the points different from the heat exchanger 100 of the first embodiment will be mainly described.
  • the inner wall 42 has a first inner wall 421 that divides the internal space surrounded by the outer wall 41 into a first flow path 45 and a second flow path 46 in the second direction, and a second flow path 46 that is divided into two in the third direction. It is composed of a second inner wall 422 to be divided.
  • the first inner wall 421 and the second inner wall 422 are flat plate-shaped members elongated in the first direction, respectively, and are joined by brazing. Further, both the first inner wall 421 and the second inner wall 422 are formed of a heat-conducting material.
  • the first inner wall 421 has an internal space surrounded by the outer wall 41, a first flow path 45 to which the heat transfer tube 101 is connected, and a second flow path 46 separated from the heat transfer tube 101 in the second direction. Divide into two in the direction.
  • An orifice hole 421a is formed on the upstream side of the outside air flow in the first inner wall 421.
  • the second inner wall 422 divides the second flow path 46 into two in the third direction.
  • one of the flow paths on the upstream side of the outside air flow, which is divided by the second inner wall 422, is the second low pressure flow path 432.
  • the other flow path on the downstream side of the outside air flow, which is divided by the second inner wall 422, is the high pressure flow path 44.
  • the first flow path 45 is the first low pressure flow path 431 through which the low pressure refrigerant flows. Then, the first low pressure flow path 431 (first flow path 45) communicates with the second low pressure flow path 432 of the second flow path 46 by the orifice hole 421a formed in the first inner wall 421. That is, in the first header 40 of the heat exchanger 400 of the present embodiment, the low pressure flow path is configured by the first low pressure flow path 431 and the second low pressure flow path 432.
  • the low-pressure refrigerant inflow pipe 104 is connected to the first low-pressure flow path 431 , but the present invention is not limited to this, and the low-pressure refrigerant inflow pipe 104 is connected to the second low-pressure flow path 432. May be done.
  • the inner wall 42 is composed of the flat plate-shaped first inner wall 421 and the second inner wall 422, it can be formed at low cost by using a plate-shaped member and further pressing. It has the effect that can be achieved.
  • the second low-pressure flow path 432 is located on the upstream side of the outside air flow in the second flow path 46, more low-pressure refrigerant is allowed to flow on the upstream side of the outside air flow in the heat transfer tube 101 as well. This has the effect of improving heat exchange efficiency.
  • the second low pressure flow path 432 is not limited to the one located on the upstream side of the outside air flow, and the high pressure flow path 44 may be located on the upstream side.
  • FIG. 17 is a cross-sectional view of the heat exchanger 500 of the present embodiment as viewed from a third direction
  • FIG. 18 is a cross-sectional view of a main part of the heat exchanger 500 as viewed from the first direction.
  • the high pressure flow path 54 includes a first high pressure flow path 541 and a second high pressure flow path 542, and the high pressure refrigerant inflow pipe 106 and high pressure.
  • the refrigerant outflow pipe 107 is different from the heat exchanger 100 of the first embodiment in that each of the refrigerant outflow pipes 107 is provided on one end 50a side of the first header 50.
  • the points different from the heat exchanger 100 of the first embodiment will be mainly described.
  • the high-pressure flow path 54 includes a first high-pressure flow path 541 and a second high-pressure flow path 542 that are countercurrent with each other. As shown in FIG. 18, the first high-pressure flow path 541 and the second high-pressure flow path 542 are formed so as to be separated from each other in the third direction.
  • the first high-pressure flow path 541 and the second high-pressure flow path 542 are folded back and connected by a U-shaped tube 501 provided on the other end 50b side of the first header 50.
  • a U-shaped tube 501 is provided outside the first header 50 to fold back the first high-voltage flow path 541 and the second high-voltage flow path 542 will be described.
  • the present invention is not limited to this, and for example, a folded portion may be provided in the cap of the first header.
  • the high-pressure refrigerant inflow pipe 106 and the high-pressure refrigerant outflow pipe 107 are both provided on one end 50a side of the first header 50, as shown in FIG.
  • the high-pressure refrigerant inflow pipe 106 and the high-pressure refrigerant outflow pipe 107 show the same location for convenience, but in reality, they are separated from each other in the third direction in the first high-pressure flow path 541 and the second high-pressure flow path 542, respectively. Be connected.
  • first header 50 in the heat exchanger 500 of the present embodiment the outer wall 51 and the inner wall 52 are integrally formed without a boundary as shown in FIG.
  • Such a first header 50 can be easily formed by extrusion molding.
  • the high-pressure flow path 54 is formed by extrusion molding, and the outer wall 51 and the inner wall 52 are integrally formed, so that the pressure resistance can be improved.
  • the heat exchanger 500 is provided with a plurality of high-pressure flow paths 54, the heat transfer area between the low-pressure flow path 13 and the high-pressure flow path 54 can be increased, which has the effect of promoting internal heat exchange.
  • the high-pressure flow path 54 is composed of two high-pressure flow paths 541 and a second high-pressure flow path 542. Therefore, both the high-pressure refrigerant inflow pipe 106 and the high-pressure refrigerant outflow pipe 107 can be formed on one end 50a side of the same first header 50, which has the effect of reducing the number of handling refrigerant pipes.
  • the high-pressure flow path may be composed of a plurality of three or more flow paths, and in this case as well, if the number of high-pressure flow paths is an even number, it is possible to reduce the number of refrigerant pipes to be handled.
  • the wall thickness of the pipe wall including the outer wall 51 and the inner wall 52 forming the high-pressure flow path 54 is ⁇ 1 for the wall thickness of the portion related to the outer wall 51 and the wall thickness of the portion related to the inner wall 52. Is defined as ⁇ 2, ⁇ 1> ⁇ 2, and the wall thickness of the outer wall 51 is larger.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Heat-Exchange Devices With Radiators And Conduit Assemblies (AREA)

Abstract

ヘッダー内における冷媒間の熱交換によって外部へ流出するまでに低圧冷媒を蒸発させることができ、熱交換効率を向上した熱交換器を提供する。　熱交換器（１００）は、複数の伝熱管（１０１）と、伝熱管の一端（１０１ａ）が接続された第１ヘッダー（１０）と、他端（１０１ｂ）が接続された第２ヘッダー（１０３）と、第１ヘッダーの一端（１０ａ）側に設けられた低圧冷媒流入管（１０４）と、複数の伝熱管よりも外側かつ第１ヘッダーの他端（１０ｂ）側に設けられた低圧冷媒流出管（１０５）と、を備える。第１ヘッダー（１０）は、伝熱管に低圧冷媒を分配する低圧冷媒分配路（１３ａ）と、低圧冷媒が合流する低圧冷媒合流路（１３ｂ）と、を含み、第１ヘッダーの一端から他端まで至る低圧流路（１３）と、低圧流路と仕切られ、第１ヘッダーの一端から他端まで至る高圧流路（１４）と、を有する。

Description

熱交換器及びヒートポンプ装置
　本開示は、熱交換器及び熱交換器を蒸発器として用いるヒートポンプ装置に関する。
　従来、蒸発器として用いられる熱交換器において、冷媒間で熱交換する内部熱交換部を下ヘッダーと一体に構成する技術がある（例えば、特許文献１参照）。内部熱交換部をヘッダーと一体に構成することで、熱交換器を小型化することができる。
特開２００６－９７９１１号公報
　しかしながら、上記した従来の熱交換器では、低圧冷媒の出口が設けられた上ヘッダーに内部熱交換部を有していないため、複数の伝熱管への冷媒の分配が不均一になった場合に、一部の伝熱管において蒸発されなかった液相の低圧冷媒が上ヘッダーへと流入し、低圧冷媒が液相を含んだまま熱交換器の外部へと流出する懸念がある。一方、冷媒の分配が不均一な場合にも低圧冷媒を蒸発させるために低圧冷媒の圧力をさらに下げると、気相を多く含む伝熱管においては冷媒がすぐに蒸発してしまい熱交換効率が低下するという課題があった。
　本開示は、上記した課題を解決するためになされたものであり、伝熱管を通過した低圧冷媒が液相を含んだ状態でヘッダー内へと流入しても、ヘッダー内における冷媒間の熱交換によって熱交換器の外部へ流出するまでに低圧冷媒を蒸発させることができ、熱交換効率を向上した熱交換器を得ることを目的とするものである。
　本開示に係る熱交換器は、第１方向に間隔を空けて設けられ、第１方向に垂直な第２方向に長手の複数の伝熱管と、第１方向に長手の外壁によって管状に形成され、複数の伝熱管の一端が接続された第１ヘッダーと、第１方向に長手の管状に形成され、複数の伝熱管の他端が接続された第２ヘッダーと、第１ヘッダーの一端側に設けられ、低圧冷媒が流入する低圧冷媒流入管と、複数の伝熱管よりも第１方向の外側かつ第１ヘッダーの他端側に設けられ、低圧冷媒が流出する低圧冷媒流出管と、を備えた熱交換器であって、第１ヘッダーは、低圧冷媒流入管を介して外部と連通する低圧冷媒分配路と、低圧冷媒流出管を介して外部と連通しており伝熱管内及び第２ヘッダー内を通過した低圧冷媒が合流する低圧冷媒合流路と、を含み、第１ヘッダーの一端から他端まで至る低圧流路と、第１方向に長手の内壁によって低圧流路と仕切られ、第１ヘッダーの一端から他端まで至る高圧流路と、を有し、低圧冷媒合流路を流れる低圧冷媒と、高圧流路を流れ低圧冷媒よりも高温かつ高圧の高圧冷媒とが第１ヘッダー内で熱交換することを特徴とする。
　本開示に係る熱交換器は、第１ヘッダー内において、低圧冷媒合流路を流れる低圧冷媒と高圧流路を流れる高圧冷媒とが熱交換できるため、伝熱管を通過した冷媒に液相の低圧冷媒が含まれていても蒸発させることができ、熱交換効率を向上することができるという効果を有する。
実施の形態１のヒートポンプ装置を示す回路図である。 実施の形態１の熱交換器を示す断面図である。 実施の形態１の熱交換器を示す要部断面図である。 従来の熱交換器における低圧冷媒の流れを説明するための第１の概略図である。 従来の熱交換器における低圧冷媒の流れを説明するための第２の概略図である。 実施の形態１の熱交換器における低圧冷媒の流れを説明するための概略図である。 実施の形態１の熱交換器の第１の変形例を示す断面図である。 実施の形態１の熱交換器の第２の変形例を示す断面図である。 実施の形態１の熱交換器の第２の変形例を示す要部断面図である。 実施の形態１の熱交換器の第３の変形例を示す要部断面図である。 実施の形態２の熱交換器を示す断面図である。 実施の形態２の熱交換器を示す要部断面図である。 実施の形態２の熱交換器における低圧冷媒の流れを説明するための概略図である。 実施の形態３の熱交換器を示す要部断面図である。 実施の形態３の熱交換器の変形例を示す要部断面図である。 実施の形態４の熱交換器を示す要部断面図である。 実施の形態５の熱交換器を示す断面図である。 実施の形態５の熱交換器を示す要部断面図である。
　以下、図面に基づいて実施の形態について説明する。なお、以下の図面において同一又は相当する部分には同一の符号を付し、その説明は繰り返さない。
実施の形態１．
　実施の形態１の熱交換器及び熱交換器を蒸発器として用いるヒートポンプ装置について、図１から図６を用いて説明する。
　まず、実施の形態１のヒートポンプ装置について、図１を用いて説明する。図１は、本実施の形態のヒートポンプ装置１０００を示す回路図である。
　なお、図１では、高圧冷媒回路を一重線で、低圧冷媒回路を二重線でそれぞれ示す。また、図１では、高圧冷媒回路のうちバイパス回路５を主回路４よりも細い一重線で示す。さらに、以下の各図では、黒塗りの矢印（図１でＨと表記）は高圧冷媒の流れる向きを、白塗りの矢印（図１でＬと表記）は低圧冷媒の流れる向きを、それぞれ模式的に示すものとする。ただし、以下の各図においては、冷媒流量等に関わらず矢印の大きさが異なる場合がある。
　ヒートポンプ装置１０００は、圧縮機１、凝縮器２、膨張弁３、蒸発器としての熱交換器１００の順に冷媒が循環するように複数の配管で接続された主回路４、及び主回路４における凝縮器２と膨張弁３との間に接続され主回路４から分岐したバイパス回路５を有しており、冷媒の蒸発と凝縮の潜熱を利用して熱を移動させる冷凍サイクル装置である。ヒートポンプ装置１０００は、例えば、凝縮器２を室内に、蒸発器としての熱交換器１００を室外にそれぞれ設置して室内を暖房する空気調和機、又は凝縮器２で水を加熱して温水とする給湯システム等に使用される。
　主回路４について説明する。主回路４は、気相の低圧冷媒を圧縮して気相の高圧冷媒にする圧縮機１と、圧縮機１で圧縮された気相の高圧冷媒を放熱させて液相の高圧冷媒に凝縮する凝縮器２と、凝縮器２で凝縮された液相の高圧冷媒を減圧して液相又は気液二相の低圧冷媒にする膨張弁３と、膨張弁３で減圧された低圧冷媒に含まれる液相の低圧冷媒を蒸発させて気相の低圧冷媒にする蒸発器としての熱交換器１００と、を複数の配管で接続して冷媒が循環するように形成した循環経路である。
　圧縮機１は、蒸発器としての熱交換器１００を経て流入する気相の低圧冷媒を圧縮して気相の高圧冷媒にする。また、圧縮機１は、回転数を調整することで循環経路を流れる冷媒量を変化させることができ、これによってヒートポンプ装置１０００全体におけるヒートポンプで運ぶ熱量を変化させることができる。
　凝縮器２は、内部を通過する冷媒と外気との間で熱交換が行われ、気相の高圧冷媒を凝縮することで液相の高圧冷媒にする熱交換器である。凝縮器２は、２つのヘッダー及びヘッダー間に接続された複数の伝熱管を有する。
　膨張弁３は、液相の高圧冷媒を減圧して液相又は気液二相の低圧冷媒にする。また、膨張弁３は、冷媒の通過する開度を連続的に変化させることができ、これによって循環経路を流れる冷媒の圧力を調整することができる。なお、本実施の形態では、高圧冷媒を減圧して低圧冷媒にする手段として膨張弁３を設ける場合を説明するが、これに限られるものではなく、減圧器として機能するものであれば良い。
　熱交換器１００は、蒸発器として用いられ、膨張弁３を経て流入する液相又は気液二相の低圧冷媒と外気との間で熱交換が行われ、液相の低圧冷媒を蒸発させて気相の低圧冷媒にする。熱交換器１００は、第１ヘッダー１０を備え、第１ヘッダー１０には、主回路４において低圧冷媒が流れる低圧流路１３と、バイパス回路５において高圧冷媒が流れる高圧流路１４とが設けられる。すなわち、熱交換器１００の第１ヘッダー１０は、ヒートポンプ装置１０００の循環経路において低圧冷媒と高圧冷媒とが熱交換する内部熱交換部として機能する。なお、熱交換器１００の詳細な構成ついては後述する。
　バイパス回路５について説明する。バイパス回路５は、凝縮器２と膨張弁３との間を接続する主回路４の配管から分岐点Ａで分岐し、逆止弁６と固定流体抵抗７とを経て、熱交換器１００の第１ヘッダー１０を経た後に、分岐点Ａと膨張弁３との間の合流点Ｂで主回路４に再び合流する主回路４の分岐経路である。つまり、ヒートポンプ装置１０００における冷媒の循環経路は主回路４及びバイパス回路５から構成され、主回路４を循環する冷媒のうち凝縮器２から流出した高圧冷媒は、分岐点Ａで主回路４とバイパス回路５とに分かれることとなる。
　また、バイパス回路５は、固定流体抵抗７によって流路の抵抗が主回路４よりも大きくされる。これによって、分岐点Ａにおいては、凝縮器２を経た液相の高圧冷媒の半分以上が主回路４に流れ、残りの半分以下がバイパス回路５に流入する。なお、逆止弁６と固定流体抵抗７は入れ替えて配置しても良い。
　固定流体抵抗７は、例えば、細管、オリフィス又は曲げ管等で構成することができる。なお、本実施の形態では、一例として逆止弁６と固定流体抵抗７とが設けられたバイパス回路５について説明しているが、逆止弁６及び固定流体抵抗７の代わりとして例えば流動調整弁等、任意に流体抵抗を調整できるものを設けたバイパス回路としても良い。
　バイパス回路５において熱交換器１００の第１ヘッダー１０内に形成された高圧流路１４を通過する高圧冷媒は、第１ヘッダー１０内に形成された低圧流路１３を通過する低圧冷媒と熱交換することで放熱し、高圧流路１４を通過する前よりもエンタルピーが減少した状態で流出する。その後、放熱した高圧冷媒は合流点Ｂで主回路４に合流する。合流した高圧冷媒は膨張弁３を経て減圧され、液相又は気液二相の低圧冷媒が熱交換器１００の第１ヘッダー内に形成された低圧流路１３に流入する。
　ここで、主回路４及びバイパス回路５からなる循環経路における冷媒量の制御方法としては、熱交換器１００の低圧流路１３における入口部と出口部での温度差を計測することで、低圧流路１３から流出する冷媒の過熱を検知することができる。したがって、過熱の検知結果に基づいて、圧縮機１の周波数、膨張弁３及び逆止弁６等を制御して流量を調整することで、蒸発器としての熱交換器１００に流入する低圧冷媒に含まれる液相の低圧冷媒を、熱交換器１００から流出するまでに全て蒸発させることができる。また、このとき、必須ではないが、バイパス回路５の始点である分岐点Ａと、終点である合流点Ｂとの冷媒の温度差を計測することで、圧縮機１の周波数からバイパス回路５における冷媒流量を推定することができる。
　なお、過熱の検知結果に基づいて冷媒量を制御する別の方法として、バイパス回路の流体抵抗を一定値としておき、圧縮機の周波数及び膨張弁等を制御することによって、蒸発器としての熱交換器に流入する低圧冷媒に含まれる液相の低圧冷媒を、熱交換器から流出するまでに全て蒸発させることができる。このようにすることで、より簡易に冷媒量を制御することが可能となる。
　また、過熱の検知結果に基づいて冷媒量を制御するさらに別の方法として、逆止弁６及び固定流体抵抗７の代わりに流動調整弁等を設けた場合、流動調整弁を調整することによって、蒸発器としての熱交換器に流入する低圧冷媒に含まれる液相の低圧冷媒を、熱交換器から流出するまでに全て蒸発させることができる。このようにすることで、より幅広い運転条件において冷媒量の調整が可能となり、ヒートポンプ装置全体における機関効率を向上することができる。
　次に、実施の形態１の熱交換器について、図２及び図３を用いて説明する。図２は、本実施の形態の熱交換器１００を第３方向から見た断面図、図３は、熱交換器１００を第１方向から見た要部断面図である。なお、以下の各図に示す第１方向、第２方向及び第３方向は、それぞれ互いに直交する３方向を示すものとする。
　図２に示すように、熱交換器１００は、第１方向に間隔を空けて設けられ第２方向に長手の複数の伝熱管１０１、複数の伝熱管１０１の間に挿入されたコルゲートフィン１０２、複数の伝熱管１０１の一端１０１ａが接続され第１方向に長手の第１ヘッダー１０、及び複数の伝熱管１０１の他端１０１ｂが接続され第１方向に長手の第２ヘッダー１０３を有する。
　また、第１ヘッダー１０の一端１０ａには低圧冷媒流入管１０４及び高圧冷媒流出管１０７が、他端１０ｂには低圧冷媒流出管１０５及び高圧冷媒流入管１０６がそれぞれ設けられる。なお、低圧冷媒流入管１０４及び低圧冷媒流出管１０５は、ヒートポンプ装置１０００の主回路４を構成する配管に接続され、高圧冷媒流入管１０６及び高圧冷媒流出管１０７は、バイパス回路５を構成する配管に接続される。
　第１ヘッダー１０内に形成された低圧流路１３と高圧流路１４とは対向流である。高圧流路１４を流れる高圧冷媒は、低圧流路１３を流れる低圧冷媒よりも高温かつ高圧であり、低圧冷媒と高圧冷媒とは第１ヘッダー１０内で内壁１２を介して熱交換する。
　伝熱管１０１は、第２方向に長手であって、第１方向よりも第３方向が幅広の扁平形状を有し、内部の流路が多孔に分割されている。また、伝熱管１０１は、第１方向に間隔を空けて複数設けられ、一端１０１ａが第１ヘッダー１０に、他端１０１ｂが第２ヘッダー１０３に、それぞれ接続される。熱交換器１００は蒸発器として用いられるものであり、伝熱管１０１は、内部を通過する液相又は気液二相の低圧冷媒を外気と熱交換させ、液相の低圧冷媒が蒸発する。
　コルゲートフィン１０２は、隣り合う伝熱管１０１同士の間に設けられる。なお、本実施の形態ではコルゲートフィン１０２が設けられる場合について説明するが、これに限られるものではなく、例えばプレートフィンが設けられても良い。
　第１ヘッダー１０及び第２ヘッダー１０３は、第１方向に長手の管状に形成され、両端部がキャップにより塞がれている。また、第１ヘッダー１０及び第２ヘッダー１０３は、伝熱管１０１を挿入するための挿入孔を有しており、第１ヘッダー１０には伝熱管１０１の一端１０１ａが、第２ヘッダー１０３には伝熱管１０１の他端１０１ｂがそれぞれ接続される。
　ここで、第１ヘッダー１０の詳細を説明する。第１ヘッダー１０は、図２及び図３に示すように、第１方向に長手であって外部に露出した外壁１１、第１方向に長手であって外壁１１の内部に設けられた内壁１２、外壁１１内に形成され第１ヘッダー１０の一端１０ａから他端１０ｂまで至る低圧流路１３、及び内壁１２によって低圧流路１３と仕切られ第１ヘッダー１０の一端１０ａから他端１０ｂまで至る高圧流路１４を有する。
　外壁１１は、図３に示すように、第１方向に長手の平板部材１１ａと、第１方向に長手であって第１方向から見た断面視でＵ字状の湾曲部材１１ｂとがロウ付けされることによって一体に形成される。平板部材１１ａは、プレス成形することで伝熱管１０１を挿入するための挿入孔を低コストで容易に形成できる。また、外壁１１は、伝熱性の材料で形成されることが望ましい。なお、外壁１１は、平板部材１１ａと湾曲部材１１ｂとからなるものに限られず、任意の形状の部品を組み合わせて、ロウ付けによって一体で形成しても良いし、管状に一体形成しても良い。
　内壁１２は、外壁１１で囲まれた領域内に設けられ、外壁１１内に形成される第１方向に長手の空間を、第２方向に２つの空間に分割している。内壁１２は、図２に示すように第１方向に長手であって、図３に示すように第１方向から見た断面視で円弧状に形成される。また、内壁１２は、伝熱管１０１から第２方向に離間して設けられ、両端部が外壁１１の内面に接するようにロウ付けされている。内壁１２を介して低圧流路１３を流れる低圧冷媒と高圧流路１４を流れる高圧冷媒とが熱交換するため、内壁１２は伝熱性の材料で形成される。
　なお、外壁１１及び内壁１２は、それぞれ別個に形成してロウ付けするものに限られず、全体を一体に成形しても良い。外壁と内壁とを一体に形成する場合、押出成形により成形することで、第１ヘッダーの両端部まで至る流路を容易に形成できる。
　低圧流路１３は、図２に示すように、低圧流路仕切り１３ｃによって仕切られており、低圧冷媒流入管１０４を介して第１ヘッダー１０の外部と連通する低圧冷媒分配路１３ａ、及び低圧冷媒流出管１０５を介して第１ヘッダー１０の外部と連通しており伝熱管１０１内及び第２ヘッダー１０３内を通過した低圧冷媒が合流する低圧冷媒合流路１３ｂからなる。すなわち、低圧流路１３のうち、低圧流路仕切り１３ｃによって仕切られた一端１０ａ側が低圧冷媒分配路１３ａ、他端１０ｂ側が低圧冷媒合流路１３ｂである。また、低圧流路１３には、複数の伝熱管１０１の一端１０１ａが接続される。
　低圧冷媒分配路１３ａは、第１ヘッダー１０の一端１０ａに設けられた低圧冷媒流入管１０４から流入した低圧冷媒が流れ、低圧冷媒分配路１３ａに接続された複数の伝熱管１０１に低圧冷媒を分配する流路である。
　低圧冷媒合流路１３ｂは、低圧冷媒分配路１３ａから複数の伝熱管１０１に分配され、さらに第２ヘッダー１０３内を通過した後に低圧冷媒合流路１３ｂ側の伝熱管１０１内を通過した低圧冷媒が合流する流路である。そして、複数の伝熱管１０１よりも第１方向の外側かつ第１ヘッダー１０の他端１０ｂ側に低圧冷媒流出管１０５が設けられており、低圧冷媒合流路１３ｂの下流側は低圧冷媒流出管１０５を介して第１ヘッダー１０の外部と連通している。
　また、図３に示すように、伝熱管１０１は、第１ヘッダー１０に形成された挿入孔から低圧流路１３の途中まで挿入される。このとき、伝熱管１０１が低圧流路１３内に挿入される長さＡ１よりも、伝熱管１０１の一端１０１ａから内壁１２までの間の距離Ａ２のほうが大きくなることが望ましい。このようにすることで、低圧流路１３内の凹凸を減らし、低圧冷媒の圧力損失を低減することができる。
　高圧流路１４は、図３に示すように、外壁１１の湾曲部材１１ｂのうち伝熱管１０１から第２方向に離間した側の一部と、内壁１２とで囲まれた領域に形成される。また、高圧流路１４は、第１方向から見た断面視で円形に形成される。なお、高圧流路１４は、断面視で円形の形状に限られるものではないが、断面視で円形又は外周が曲線となるように形成することで、応力集中が起こりにくくなるため、耐圧性能が向上し、高圧冷媒流路の肉厚を低減することができる。
　また、図３に示すように、高圧流路１４の管壁を構成する外壁１１の湾曲部材１１ｂの一部及び内壁１２のうち、内壁１２は、第１方向から見た断面視で高圧流路１４の外周全体の半分以上を占める。これにより、内壁１２を介した高圧冷媒と低圧冷媒との熱交換が促進される。
　さらに、高圧流路１４を形成する外壁１１の湾曲部材１１ｂの一部と内壁１２とからなる管壁の肉厚は、図３に示すように、外壁１１の湾曲部材１１ｂの肉厚をδ１、内壁１２の肉厚をδ２と定義したとき、δ１＞δ２となり、外壁１１の肉厚のほうが大きい。これは、低圧流路１３と高圧流路１４との圧力差が、高圧流路１４と外気との圧力差に比べて小さいためである。なお、外壁１１と内壁１２の肉厚の関係は、δ１＝δ２であっても良い。
　また、図３に示すように、低圧流路１３の断面積は、高圧流路１４の断面積よりも大きい。これは、低圧冷媒は高圧冷媒よりも密度が小さく、圧力損失が大きいため流路を広くする必要があること、及び、高圧流路１４へ流入する高圧冷媒は図１に示すバイパス回路５を通る一部の冷媒であるため、低圧流路１３へ流入する低圧冷媒よりも流量が少ないこと、による。
　このように構成される熱交換器１００における冷媒の流れについて説明する。
　ヒートポンプ装置１０００の主回路４において膨張弁３を経た液相又は気液二相の低圧冷媒は、低圧冷媒流入管１０４から第１ヘッダー１０内に形成された低圧冷媒分配路１３ａへと流入し、第１ヘッダー１０の長手方向である第１方向に流動する。そして、低圧冷媒分配路１３ａ内を流動する低圧冷媒は、その過程において、低圧冷媒分配路１３ａ内に接続された一部の伝熱管１０１内へと分配される。
　その後、低圧冷媒は、伝熱管１０１内を流れる過程において、伝熱管１０１とコルゲートフィン１０２とを介して外気と熱交換する。このようにして、伝熱管１０１内において、液相の低圧冷媒は蒸発していき、気液二相状態で乾き度を上昇させながら流動した後、第２ヘッダー１０３内へと流入する。
　ここで、複数の伝熱管１０１のうち、第１ヘッダー１０に設けられた低圧流路仕切り１３ｃよりも一端１０ａ側に配置された一部の伝熱管１０１では、低圧冷媒は伝熱管１０１の一端１０１ａから他端１０１ｂへと流れる。第１ヘッダー１０の一端１０ａ側に配置された一部の伝熱管１０１から流出した低圧冷媒は、第２ヘッダー１０３内で合流しながら、図２に示す矢印のように第２ヘッダー１０３の長手方向である第１方向へと流れる。そして、第２ヘッダー１０３内を流れる低圧冷媒は、低圧流路仕切り１３ｃよりも他端１０ｂ側に配置された残りの伝熱管１０１内に分配されていく。
　このようにして、第１ヘッダー１０の他端１０ｂ側の残りの伝熱管１０１では、低圧冷媒は１０１の他端１０１ｂから一端１０１ａへと流れる。そして、伝熱管１０１内を流れる低圧冷媒に含まれる液相の低圧冷媒は、外気と熱交換して蒸発し、気液二相状態で乾き度を上昇させながら、低圧冷媒合流路１３ｂへと流入する。
　一方、ヒートポンプ装置１０００のバイパス回路５に流入した高圧冷媒は、高圧冷媒流入管１０６から第１ヘッダー１０内に形成された高圧流路１４へと流入し、第１ヘッダー１０の他端１０ｂ側から一端１０ａ側へ流動する。第１ヘッダー１０の一端１０ａまで流れた高圧冷媒は、高圧冷媒流出管１０７から流出される。
　ここで、低圧流路１３は、内壁１２を介して高圧流路１４と面しているため、低圧流路１３を流れる低圧冷媒と、高圧流路１４を流れる高圧冷媒とが第１ヘッダー１０内で熱交換する。このうち、低圧冷媒合流路１３ｂを流れる低圧冷媒は、高圧冷媒と熱交換することにより吸熱し、液相の低圧冷媒を含む場合には乾き度が１になるまで蒸発して低圧冷媒流出管１０５へと流出していく。つまり、低圧冷媒流出管１０５から流出するのは乾き度が１の気相の低圧冷媒であり、高圧冷媒との熱交換によって過熱がつけられる。一方、高圧流路１４を流れる高圧冷媒は放熱し、エンタルピーを低下させて、高圧冷媒流出管１０７へと流出する。
　以上のように構成される熱交換器１００及び熱交換器１００を蒸発器として用いるヒートポンプ装置１０００の効果について説明する。
　まず、熱交換器１００の効果について、図４から図６を用いて説明する。図４及び図５は、従来の熱交換器９００における低圧冷媒の流れを説明するための概略図である。また、図６は、本実施の形態の熱交換器１００における低圧冷媒の流れを説明するための概略図である。なお、図４から図６において、着色した箇所は液相の冷媒を、それ以外の白色の箇所は気相の冷媒を、それぞれ模式的に示す。
　一般的に、蒸発器として用いられる熱交換器において、複数の伝熱管に均一に気液二相の冷媒を分配することは難しい。したがって、図４に示す従来の熱交換器９００のように、複数の伝熱管１０１に分配される低圧冷媒の流量及び乾き度等がばらつくため、伝熱管１０１から第１ヘッダー９０の低圧冷媒合流路１３ｂへ冷媒が流入する付近において、冷媒が気相であるものと気液二相のものとが存在する場合がある。つまり、複数の伝熱管１０１を経た低圧冷媒のうちの一部は、いずれかの伝熱管１０１から乾き度が１未満の湿り状態で低圧冷媒合流路１３ｂへと流入する。特に、循環する冷媒流量が変化する熱交換器においては、このような状態が生じやすい。
　そこで、図５に示すように、膨張弁３において低圧冷媒の圧力をさらに下げて外気と冷媒との温度差を大きくすることで低圧冷媒の蒸発を促進させ、伝熱管１０１から第１ヘッダー９０の低圧冷媒合流路１３ｂへ冷媒が流入する付近において、気単相の低圧冷媒とすることができる。しかしながら、このようにした場合、液相の冷媒量が少ない伝熱管１０１においては、伝熱管１０１内の冷媒が低圧冷媒合流路１３ｂから離れた位置で蒸発して気相となり、伝熱管１０１の長さが有効活用できない領域（図５の斜線部）が大きくなり、熱交換器１００における熱交換効率が低下する。
　一方、本実施の形態の熱交換器１００では、図６に示すように、伝熱管１０１から第１ヘッダー１０の低圧冷媒合流路１３ｂへ冷媒が流入する付近において、乾き度が１未満で気液二相の低圧冷媒が存在しても良い。この場合、低圧冷媒合流路１３ｂには液相を含む低圧冷媒が流れるが、高圧流路１４を流れる高圧冷媒から吸熱することで蒸発し、乾き度が１となってから過熱をつけて低圧冷媒流出管１０５へと流出することができる。このように、複数の伝熱管１０１及び第２ヘッダー１０３を経た低圧冷媒が合流する低圧冷媒合流路１３ｂが高圧冷媒と熱交換するように内部熱交換部を第１ヘッダー１０に設けることで、伝熱管１０１から低圧冷媒合流路１３ｂへ冷媒が流入する付近において低圧冷媒を乾き度１未満の湿り状態にすることができる。
　以上のように、熱交換器１００は、内部を流れる低圧冷媒の最下流である低圧冷媒合流路１３ｂを流れる低圧冷媒を高圧冷媒により加熱し蒸発させることができる。したがって、冷媒分配が不均一で伝熱管１０１から液相の低圧冷媒が流出する場合等であっても、内部熱交換部により低圧冷媒を蒸発させることができる。その結果、複数の伝熱管１０１内の領域全体を有効活用することができることから、熱交換効率を向上した熱交換器を得ることができる効果を奏する。
　また、本実施の形態の熱交換器１００では低圧冷媒と高圧冷媒とが熱交換する内部熱交換部が第１ヘッダー１０に設けられているため、熱交換器全体として小型化ができ、かつコストを低減できる効果を奏する。
　さらに、第２方向を上下方向として第１ヘッダー１０が下側、第２ヘッダー１０３が上側となるように熱交換器１００を設置した場合、重力によって第１ヘッダー１０内の低圧冷媒合流路１３ｂの下部に液相の低圧冷媒が溜まりやすくなる。したがって、低圧冷媒合流路１３ｂの下部に溜まった液相の低圧冷媒が低圧冷媒流出管１０５よりも低い位置にとどまることで、さらに高圧流路１４を流れる高圧冷媒との熱交換が促進される効果を奏する。なお、本実施の形態の熱交換器１００は、第２方向を上下方向として設置するものに限られるわけではない。
　また、複数の伝熱管１０１への冷媒分配が不均一な場合、伝熱管１０１の外部を通過する空気の流れへも影響がある。気液二相の低圧冷媒が流動する伝熱管１０１及びその近傍に位置するコルゲートフィン１０２の周囲には、結露水が発生し、通風抵抗が大きくなる。一方で、気単相の低圧冷媒が流動する伝熱管１０１の少なくとも一部の領域及びその近傍に位置するコルゲートフィン１０２の周囲には結露水が発生せず、通風抵抗が小さくなる。すなわち、通風抵抗の差によって空気の分布に偏りができ、蒸発させるべき液相の冷媒が少ない伝熱管１０１の周囲をより多くの空気が通過するため、熱交換効率が低下する。
　そこで、本実施の形態の熱交換器１００では、伝熱管１０１の最下流まで低圧冷媒の乾き度が１未満となるようにできるため、空気の分布の偏りによる熱交換効率の低下を抑制することができる効果を奏する。なお、発明者らの実験によると、プレートフィンよりもフィンでの排水性が悪いコルゲートフィンでは、この影響が特に顕著になることが分かった。したがって、コルゲートフィンを用いた熱交換器については、特に効果が大きい。
　さらに、図２に示す第２方向を上下方向として、熱交換器１００の下側に第１ヘッダー１０が、上側に第２ヘッダー１０３がそれぞれ位置するように熱交換器１００を設置した場合、下方に位置する第１ヘッダー１０付近には結露水が溜まりやすい。本実施の形態の熱交換器１００では、第１ヘッダー１０の下方に高圧冷媒が流動する高圧流路１４が設けられているため、結露水が溜まりやすい第１ヘッダー１０の下部を加熱することができ、熱交換器１００の下部で発生する根氷を低減することができる効果を奏する。
　また、図３のように、高圧流路１４の管壁である外壁１１の一部及び内壁１２のうち、内壁１２の占める割合を半分以上として高圧流路１４を設けることで、高圧冷媒が内壁１２を介して低圧冷媒と接する面積が増加するので、内部熱交換効率が向上する効果を奏する。さらに、外壁１１の一部を管壁として高圧流路１４が設けられているため、外壁１１に熱が伝わることによっても低圧冷媒との熱交換を促進することができる。
　ここで、熱交換器１００の第１ヘッダー１０では、低圧流路１３が低圧流路仕切り１３ｃによって低圧冷媒分配路１３ａと低圧冷媒合流路１３ｂとに分けられている。よって、低圧冷媒合流路１３ｂでは、過熱がつけられることにより、低圧冷媒分配路１３ａよりも低圧冷媒の温度が高くなることが考えられる。また、混合冷媒を用いると、状態変化によって気液の組成が変化することで温度変化が生じることがあるため、蒸発によって低圧冷媒分配路１３ａよりも低圧冷媒合流路１３ｂのほうが低圧冷媒の温度が高くなることが考えられる。したがって、以上のように低圧流路１３に温度勾配がある場合には、低圧流路１３と高圧流路１４とを対向流にすることで高圧冷媒と低圧冷媒との温度差をとることができるため、内部熱交換部における熱交換効率がさらに向上する効果を奏する。
　また、熱交換器１００において、外壁１１の肉厚δ１よりも内壁１２の肉厚δ２のほうが小さいため、材料コストを低減しながら、低圧冷媒と高圧冷媒との熱交換を促進することができる効果を奏する。
　さらに、熱交換器１００の第１ヘッダー１０においては、低圧流路１３及び高圧流路１４が、第１方向にキャップを除いて両端まで至るように形成されており、押し出し成型が容易である。したがって、成形性が向上し、成形コストを低減できる効果を奏する。
　次に、熱交換器１００を蒸発器として用いるヒートポンプ装置１０００の効果について説明する。
　本実施の形態のヒートポンプ装置１０００には、冷凍サイクルを構成する主回路４に加えてバイパス回路５が設けられている。したがって、バイパス回路５を液溜めとして活用することができ、主回路４における冷媒量の調整が可能となるため、冷凍サイクルに設けられる液溜めのためのタンク（図示せず）を小さくすることができる効果を奏する。
　また、バイパス回路５を流れる一部の高圧冷媒のみが熱交換器１００の第１ヘッダー１０における高圧流路１４に流入するため、第１ヘッダー１０内を流れる高圧冷媒の流量が少なくなることで第１ヘッダー１０を小型化することができ、熱交換器１００全体として小型化できる効果を奏する。
　なお、本実施の形態の熱交換器１００では、第１ヘッダー１０の低圧流路１３において低圧流路仕切り１３ｃが１つ設けられる場合について説明したが、複数の流路仕切りを設けた構成としても良い。この場合であっても、低圧冷媒分配路及び低圧冷媒合流路は第１ヘッダーに設けられる。
　また、本実施の形態のヒートポンプ装置１０００では、一例として本実施の形態の熱交換器１００を蒸発器として用いる構成について説明したが、これに限られるものではなく、同様の回路構成において蒸発器として以下で説明する変形例及び他の実施の形態の熱交換器を用いるものとしても良い。
　実施の形態１の熱交換器の第１の変形例について、図７を用いて説明する。図７は、本実施の形態の熱交換器１００の第１の変形例に係る熱交換器１１０を第３方向から見た断面図である。
　第１の変形例に係る熱交換器１１０は、図７に示すように、第１ヘッダー１０に設けられた低圧流路１３と高圧流路１４とが並行流である点で、実施の形態１の熱交換器１００と異なる。以下、熱交換器１００と異なる点を中心に説明する。
　熱交換器１１０の第１ヘッダー１０に設けられた低圧流路１３と高圧流路１４とは、いずれも第１ヘッダー１０の一端１０ａ側から他端１０ｂ側へと流れる並行流である。実施の形態１の熱交換器１００とは高圧冷媒流入管１０６及び高圧冷媒流出管１０７の設けられる位置が異なり、熱交換器１１０では、第１ヘッダー１０の一端１０ａに高圧冷媒流入管１０６が、他端１０ｂ側に高圧冷媒流出管１０７が、それぞれ設けられる。
　このように構成された熱交換器１１０であっても、本実施の形態の熱交換器１００と同様に、熱交換効率を向上することができる効果を奏する。
　実施の形態１の熱交換器の第２の変形例について、図８及び図９を用いて説明する。図８は、本実施の形態の熱交換器１００の第２の変形例に係る熱交換器１２０を第３方向から見た断面図である。また、図９は、熱交換器１２０を第３方向から見た要部断面図である。なお、図９ではコルゲートフィン１０２の図示を省略する。
　第２の変形例に係る熱交換器１２０は、図８に示すように、低圧冷媒流入管１０４及び低圧冷媒流出管１０５が第３方向を向いて接続される点で、実施の形態１の熱交換器１００と異なる。以下、熱交換器１００と異なる点を中心に説明する。
　低圧冷媒流入管１０４は、複数の伝熱管１０１よりも第１方向の外側かつ第１ヘッダー１０の一端１０ａ側に第３方向を向いて設けられ、低圧冷媒分配路１３ａに接続される。つまり、低圧冷媒流入管１０４は、第３方向に低圧冷媒が流入するように設けられる。
　低圧冷媒流出管１０５は、複数の伝熱管１０１よりも第１方向の外側かつ第１ヘッダー１０の他端１０ｂ側に第３方向を向いて設けられ、低圧冷媒合流路１３ｂに接続される。つまり、低圧冷媒流出管１０５は、第３方向に低圧冷媒が流出するように設けられる。
　具体的には、図９に示すように、第１ヘッダー１０を一端１０ａ側に長く設けることで伝熱管１０１が接続されていない空間を形成し、複数の伝熱管１０１よりも外側に径ｄ１の低圧冷媒流入管１０４を接続する。このようにすることで、伝熱管１０１の一端１０１ａと内壁１２との距離ｔ１よりも低圧冷媒流入管１０４の径ｄ１を大きくすることができる。また、低圧冷媒流出管１０５についても同様に、伝熱管１０１の一端１０１ａと内壁１２との距離よりも大きい径とすることができる。
　このように構成された熱交換器１２０の効果について説明する。
　図２に示す本実施の形態の熱交換器１００のように、第１方向に低圧冷媒流入管１０４を設けると高圧冷媒流出管１０７と干渉するため、取り回し回路を設ける或いは低圧冷媒流入管１０４の径を小さくする必要がある。
　一方、図９に示す第２の変形例に係る熱交換器１２０のように、第３方向に低圧冷媒流入管１０４を設けると、第１方向に設けられた高圧冷媒流出管１０７と干渉しないため、低圧冷媒流入管１０４及び高圧冷媒流出管１０７を大径化することができ、圧力損失を低減する事ができる効果を奏する。
　また、同様に、第３方向に低圧冷媒流出管１０５を設けると、第１方向に設けられた高圧冷媒流入管１０６と干渉しないため、低圧冷媒流出管１０５及び高圧冷媒流入管１０６を大径化することができる。
　実施の形態１の熱交換器の第３の変形例について、図１０を用いて説明する。図１０は、本実施の形態の熱交換器１００の第３の変形例に係る熱交換器１３０を第１方向から見た要部断面図である。
　第３の変形例に係る熱交換器１３０は、図１０に示すように、高圧流路を形成する管壁に突起１５が設けられる点で、実施の形態１の熱交換器１００と異なる。以下、熱交換器１００と異なる点を中心に説明する。
　熱交換器１３０は、高圧流路１４を形成する外壁１１の一部と内壁１２とからなる管壁に、高圧流路１４に面するように、伝熱促進するための突起１５が設けられている。また、突起１５に加えて、或いは突起１５の代わりに溝加工がされていても良い。すなわち、高圧流路１４を形成する管壁には、高圧流路１４側の面に突起１５及び溝のうち少なくともいずれか一方が形成される。
　ここで、低圧冷媒流入管１０４から低圧流路１３へと流入する低圧冷媒は、液単相又は液リッチの気液二相であり、高圧冷媒との熱交換によって蒸発伝熱を伴い、吸熱する。また、高圧冷媒流入管１０６から高圧流路１４へと流入する高圧冷媒は、液単相又は液リッチの気液二相であり、低圧冷媒との熱交換によって凝縮伝熱を伴い、放熱する。
　一般的に、高圧冷媒の凝縮熱伝達率αcと低圧冷媒の蒸発熱伝達率αeとを比較すると、同一の冷媒循環量ではαe＞αcとなり、低圧冷媒の蒸発熱伝達率のほうが大きい。また、高圧冷媒の圧力損失ΔＰcと低圧冷媒の圧力損失ΔＰeとを比較すると、ΔＰe＞ΔＰcとなり。低圧冷媒の圧力損失のほうが大きい。したがって、高圧冷媒と低圧冷媒との伝熱促進のために流路内に突起等を設けることを考えた場合、高圧冷媒が流れる高圧流路１４側に設けるほうが望ましい。
　このように構成された熱交換器１３０にあっては、第１ヘッダー１０において、低圧流路１３における低圧冷媒の圧力損失を低減しながら、高圧冷媒と低圧冷媒との間での熱交換効率をさらに向上することができる効果を奏する。
実施の形態２．
　実施の形態２の熱交換器について、図１１から図１３を用いて説明する。図１１は、本実施の形態の熱交換器２００を第３方向から見た断面図、図１２は、熱交換器２００を第１方向から見た要部断面図である。また、図１３は熱交換器２００における低圧冷媒の流れを説明するための概略図である。
　本実施の形態の熱交換器２００は、図１１に示すように、低圧冷媒分配路２３ａを第２方向に２分割する第１方向に長手の分割壁２１がさらに設けられる点で、実施の形態１の熱交換器１００と異なる。以下、実施の形態１の熱交換器１００と異なる点を中心に説明する。
　熱交換器２００は、実施の形態１の熱交換器１００と同様に、第１ヘッダー２０に低圧冷媒分配路２３ａと低圧冷媒合流路２３ｂとからなる低圧流路２３が設けられる。また、熱交換器２００において、低圧冷媒流入管１０４及び低圧冷媒流出管１０５は、実施の形態１の熱交換器１００の第２の変形例に係る熱交換器１２０と同様に、第３方向を向いて設けられる。
　分割壁２１は、図１１に示すように、低圧流路２３のうち低圧冷媒分配路２３ａに設けられ、隣り合う伝熱管１０１同士の間の位置にそれぞれ複数のオリフィス孔２１ａが形成される。このような分割壁２１によって、低圧冷媒分配路２３ａは、図１２に示すように、伝熱管１０１が接続された第１低圧冷媒分配路２３１と、伝熱管１０１から第２方向に離間した第２低圧冷媒分配路２３２とに分割されている。そして、第１低圧冷媒分配路２３１と第２低圧冷媒分配路２３２とは、オリフィス孔２１ａを介して連通している。
　低圧冷媒流入管１０４は、図１２及び図１３に示すように、低圧冷媒分配路２３ａのうち第２低圧冷媒分配路２３２に接続される。したがって、図１３に示すように、低圧冷媒は、熱交換器２００の外部から低圧冷媒流入管１０４を介して第２低圧冷媒分配路２３２へと流入し、オリフィス孔２１ａを通過して第１低圧冷媒分配路２３１から伝熱管１０１へと分配される。
　このように構成された熱交換器２００の効果について説明する。
　伝熱管１０１は、低圧冷媒分配路に突出して接続される。よって、実施の形態１の熱交換器１００のように低圧冷媒分配路１３ａに分割壁を有しない場合、伝熱管１０１が突出した部分と、伝熱管１０１が設けられない部分とで流路に凹凸が形成され、これに起因する冷媒の拡大及び縮小による流体損失が大きくなる。発明者らの実験及び解析によると、流体の摩擦抵抗を想定して流路面積を設計した場合、実際には予測値よりも圧力損失が大きくなり、その内訳として拡大及び縮小の流体損失が全圧力損失の５０％以上を占めるケースもあった。
　そこで、本実施の形態の熱交換器２００のように、低圧冷媒分配路２３ａに分割壁２１を設けることで、図１３に示すように、第２低圧冷媒分配路２３２において流路の凹凸を減らし、第１方向へ流動する際の圧力損失を低減することができる。これにより、第１ヘッダー２０を小型化できる効果を奏する。
　また、第１方向に流れる際の冷媒の圧力損失を低減できることから、伝熱管１０１への低圧冷媒の分配を均一化することができ、熱交換器２００における外気との熱交換効率を向上することができる効果を奏する。
実施の形態３．
　実施の形態３の熱交換器について、図１４を用いて説明する。図１４は、本実施の形態の熱交換器３００を第１方向から見た要部断面図である。
　本実施の形態の熱交換器３００は、図１４に示すように、低圧流路３３が、伝熱管１０１が接続される第１低圧流路３３１と、伝熱管１０１から第２方向に離間し断面視で一部を切り欠いた円状に形成された第２低圧流路３３２とからなる点、及び、外壁３１と内壁３２とが一体に形成される点で、実施の形態１の熱交換器１００と異なる。以下、実施の形態１の熱交換器１００と異なる点を中心に説明する。
　低圧流路３３は、実施の形態１の熱交換器１００と同様に、低圧冷媒分配路と低圧冷媒合流路とからなる。低圧流路３３は、第２方向において伝熱管１０１が挿入された側の第１低圧流路３３１と、伝熱管１０１から離間した側の第２低圧流路３３２とが一体となって形成されている。このうち第２低圧流路３３２は、第１方向から見た断面視で伝熱管１０１に対向する側を一部切り欠いた円状に形成されている。また、第２低圧流路３３２は、第３方向に並んで２つ設けられる。
　高圧流路３４は、第１方向から見た断面視で円状に形成される。また、高圧流路１４は、第３方向において２つの第２低圧流路３３２同士の間の位置に形成されており、高圧冷媒が２つの第２低圧流路３３２を流れる低圧冷媒と熱交換することができる。
　また、熱交換器３００の第１ヘッダー３０は、押出成形によって低圧流路３３及び高圧流路３４が両端部まで至るように一体に形成される。したがって、内壁３２と外壁３１とは、境界なく一体に形成されている。
　このように構成された熱交換器３００の効果について説明する。
　実施の形態２で説明したように、第１ヘッダーにおける低圧流路では、複数の伝熱管が接続されることにより流路断面積が変化して圧力損失が大きくなることが懸念される。そこで、本実施の形態の熱交換器３００では、第１方向に流れる低圧冷媒は第２低圧流路３３２を流れることで圧力損失を低減することができる効果を奏する。なお、熱交換器３００は、第２方向を上下方向として、第１ヘッダー３０が下側となるように設置されることで、第２低圧流路３３２へと低圧冷媒が流れやすくなる。
　また、第２低圧流路３３２は断面視で一部を切り欠いた円状に形成されているため、第２低圧流路３３２の内部を流れる低圧冷媒のうち、液相の低圧冷媒が管壁に沿って流れ、気相の低圧冷媒が中央を流れる環状流となりやすい。したがって、高圧流路３４を流れる高圧冷媒と、第２低圧流路３３２を流れる環状流の液冷媒との間で伝熱が促進され、内部熱交換の効率が向上する効果を奏する。
　実施の形態３の熱交換器の変形例について、図１４を用いて説明する。図１４は、本実施の形態の熱交換器３００の変形例に係る熱交換器３１０を第１方向から見た要部断面図である。
　熱交換器３１０は、図１４に示すように、低圧冷媒分配路３３ａを第２方向に分割する第１方向に長手の分割壁３５がさらに設けられる点で、実施の形態３の熱交換器３００と異なる。以下、熱交換器３００と異なる点を中心に説明する。
　分割壁３５は、実施の形態２の熱交換器２００と同様に、低圧流路３３のうち少なくとも低圧冷媒分配路３３ａに設けられ、隣り合う伝熱管１０１同士の間の位置にそれぞれ複数のオリフィス孔３５ａが形成される。このような分割壁３５によって、低圧冷媒分配路３３ａは、図１４に示すように、伝熱管１０１が接続された第１低圧流路３３１と、伝熱管１０１から第２方向に離間した第２低圧流路３３２とに分割されている。そして、第１低圧流路３３１と２つの第２低圧流路３３２とは、オリフィス孔３５ａを介して連通している。
　このように構成された熱交換器３１０にあっては、低圧流路３３において、低圧冷媒が環状流に遷移しやすくなるため、冷媒分配を改善しつつ、圧力損失をさらに低減することができる効果を奏する。
実施の形態４．
　実施の形態４の熱交換器について、図１６を用いて説明する。図１６は、本実施の形態の熱交換器４００を第１方向から見た要部断面図である。
　本実施の形態の熱交換器４００は、図１６に示すように、内壁４２が第１内壁４２１及び第２内壁４２２からなり、流路の形状が実施の形態１の熱交換器１００と異なる。以下、実施の形態１の熱交換器１００と異なる点を中心に説明する。
　内壁４２は、外壁４１で囲まれた内部空間を第２方向に第１流路４５と第２流路４６とに２分割する第１内壁４２１と、第２流路４６を第３方向に２分割する第２内壁４２２と、からなる。第１内壁４２１及び第２内壁４２２は、それぞれ第１方向に長手の平板状の部材であり、ロウ付けにより接合される。また、第１内壁４２１及び第２内壁４２２は、いずれも伝熱性の材料で形成される。
　第１内壁４２１は、外壁４１で囲まれた内部空間を、伝熱管１０１が接続された第１流路４５と、伝熱管１０１から第２方向に離間した第２流路４６と、に第２方向に２分割する。第１内壁４２１における外気流れの上流側にはオリフィス孔４２１ａが形成される。
　第２内壁４２２は、第２流路４６を第３方向に２分割する。第２流路４６のうち、第２内壁４２２によって分割された一方であって外気流れの上流側の流路は、第２低圧流路４３２である。また、第２流路４６のうち、第２内壁４２２によって分割された他方であって外気流れの下流側の流路は、高圧流路４４である。
　第１流路４５は、低圧冷媒が流れる第１低圧流路４３１である。そして、第１低圧流路４３１（第１流路４５）は、第１内壁４２１に形成されたオリフィス孔４２１ａによって第２流路４６の第２低圧流路４３２と連通する。すなわち、本実施の形態の熱交換器４００の第１ヘッダー４０では、第１低圧流路４３１と第２低圧流路４３２とにより低圧流路が構成される。
　なお、本実施の形態の熱交換器４００では、低圧冷媒流入管１０４が第１低圧流路４３１に接続される場合を示すが、これに限られるものではなく、第２低圧流路４３２に接続されても良い。
　このように構成された熱交換器４００の効果について説明する。
　熱交換器４００では、内壁４２が平板状の第１内壁４２１及び第２内壁４２２から構成されるため、板状の部材を用いて、またさらにプレス加工することによって、低コストで形成することができる効果を奏する。
　また、熱交換器４００では、第２流路４６において第２低圧流路４３２が外気流れの上流側に位置するため、伝熱管１０１においても外気流れの上流側に低圧冷媒をより多く流動させることができ、熱交換効率が向上する効果を奏する。
　なお、第２流路４６において、第２低圧流路４３２が外気流れの上流側に位置するものに限定するものではなく、高圧流路４４が上流側に位置しても良い。
実施の形態５．
　実施の形態５の熱交換器について、図１７及び図１８を用いて説明する。図１７は、本実施の形態の熱交換器５００を第３方向から見た断面図、図１８は、熱交換器５００を第１方向から見た要部断面図である。
　本実施の形態の熱交換器５００は、図１７及び図１８に示すように、高圧流路５４が第１高圧流路５４１と第２高圧流路５４２とからなり、高圧冷媒流入管１０６及び高圧冷媒流出管１０７がいずれも第１ヘッダー５０の一端５０ａ側に設けられる点で、実施の形態１の熱交換器１００と異なる。以下、実施の形態１の熱交換器１００と異なる点を中心に説明する。
　高圧流路５４は、互いに対向流となる第１高圧流路５４１と第２高圧流路５４２とからなる。図１８に示すように、第１高圧流路５４１と第２高圧流路５４２とは、第３方向に離間して形成されている。
　また、第１高圧流路５４１と第２高圧流路５４２とは、図１７に示すように、第１ヘッダー５０の他端５０ｂ側に設けられたＵ字管５０１によって折り返して接続されている。なお、本実施の形態の熱交換器５００では第１ヘッダー５０の外部にＵ字管５０１を設けて第１高圧流路５４１と第２高圧流路５４２との折り返しを行う場合について説明するが、これに限られるものではなく、例えば第１ヘッダーのキャップ内に折り返し部を設けても良い。
　さらに、高圧冷媒流入管１０６及び高圧冷媒流出管１０７は、図１７に示すように、いずれも第１ヘッダー５０の一端５０ａ側に設けられる。なお、図１７では、高圧冷媒流入管１０６及び高圧冷媒流出管１０７は、便宜上同一箇所を示しているが、実際は第３方向に離間した第１高圧流路５４１及び第２高圧流路５４２にそれぞれ接続される。
　また、本実施の形態の熱交換器５００における第１ヘッダー５０では、外壁５１と内壁５２とが図１８に示すように境界なく一体に形成される。このような第１ヘッダー５０は、押出成形により容易に形成することができる。
　このように構成された熱交換器５００の効果について説明する。
　熱交換器５００では、高圧流路５４は押出成形によって形成されており、外壁５１と内壁５２とが一体に形成されているため、耐圧性を向上することができる効果を奏する。
　また、熱交換器５００では、高圧流路５４を複数設けているため、低圧流路１３と高圧流路５４との伝熱面積を増加させることができ、内部熱交換を促進できる効果を奏する。
　また、高圧流路５４は、第１高圧流路５４１と第２高圧流路５４２との２本からなる。したがって、高圧冷媒流入管１０６と高圧冷媒流出管１０７とをいずれも同一の第１ヘッダー５０の一端５０ａ側に形成することができ、取り回し冷媒配管を削減することができる効果を奏する。なお、高圧流路は、３本以上の複数の流路から構成されても良く、この場合も偶数本であれば取り回し冷媒配管を削減することができる効果を奏する。
　さらに、高圧流路５４を形成する外壁５１と内壁５２とからなる管壁の肉厚は、図１８に示すように、外壁５１に係る部分の肉厚をδ１、内壁５２に係る部分の肉厚をδ２と定義したとき、δ１＞δ２となり、外壁５１の肉厚のほうが大きい。このように形成することで、耐圧性を満たしながら、低圧流路１３と高圧流路５４との距離を小さくすることができ、内部熱交換を促進することができる効果を奏する。
　なお、各実施の形態を、適宜、組み合わせたり、変形や省略することも、本開示の範囲に含まれる。
１　圧縮機、２　凝縮器、３　膨張弁、４　主回路、５　バイパス回路、６　逆止弁、７　固定流体抵抗、
１０、２０、３０、４０、５０　第１ヘッダー、
１０ａ、２０ａ、５０ａ　一端、１０ｂ、２０ｂ、５０ｂ　他端
１１、３１、４１、５１　外壁、１１ａ　平板部材、１１ｂ　湾曲部材、
１２、３２、４２、５２　内壁、
１３、２３、３３　低圧流路、
１３ａ、２３ａ、３３ａ　低圧冷媒分配路、
１３ｂ、２３ｂ　低圧冷媒合流路、
１３ｃ、２３ｃ　低圧流路仕切り、
１４、３４、４４、５４　高圧流路、
１５　突起、
２１、３５　分割壁、２１ａ、３５ａ　オリフィス孔、
４５　第１流路、４６　第２流路、
１００、１１０、１２０、１３０、２００、３００、３１０、４００、５００　熱交換器（蒸発器）、
１０１　伝熱管、１０１ａ　一端、１０１ｂ　他端、
１０２　コルゲートフィン、１０３　第２ヘッダー、
１０４　低圧冷媒流入管、１０５　低圧冷媒流出管、
１０６　高圧冷媒流入管、１０７　高圧冷媒流出管、
２３１　第１低圧冷媒分配路、２３２　第２低圧冷媒分配路、
３３１、４３１　第１低圧流路、３３２、４３２　第２低圧流路、
４２１　第１内壁、４２１ａ　オリフィス孔、４２２　第２内壁、
５０１　Ｕ字管、
５４１　第１高圧流路、５４２　第２高圧流路、
１０００　ヒートポンプ装置

Claims (14)

  1. 　第１方向に間隔を空けて設けられ、前記第１方向に垂直な第２方向に長手の複数の伝熱管と、
    　前記第１方向に長手の外壁によって管状に形成され、前記複数の伝熱管の一端が接続された第１ヘッダーと、
    　前記第１方向に長手の管状に形成され、前記複数の伝熱管の他端が接続された第２ヘッダーと、
    　前記第１ヘッダーの一端側に設けられ、低圧冷媒が流入する低圧冷媒流入管と、
    　前記複数の伝熱管よりも前記第１方向の外側かつ前記第１ヘッダーの他端側に設けられ、前記低圧冷媒が流出する低圧冷媒流出管と、を備えた熱交換器であって、
    　前記第１ヘッダーは、
    前記低圧冷媒流入管を介して外部と連通する低圧冷媒分配路と、前記低圧冷媒流出管を介して外部と連通しており前記伝熱管内及び前記第２ヘッダー内を通過した前記低圧冷媒が合流する低圧冷媒合流路と、を含み、前記第１ヘッダーの前記一端から前記他端まで至る低圧流路と、
    前記第１方向に長手の内壁によって前記低圧流路と仕切られ、前記第１ヘッダーの前記一端から前記他端まで至る高圧流路と、を有し、
    　前記低圧冷媒合流路を流れる前記低圧冷媒と、前記高圧流路を流れ前記低圧冷媒よりも高温かつ高圧の高圧冷媒とが前記第１ヘッダー内で熱交換すること
    　を特徴とする熱交換器。
  2. 　前記低圧流路の断面積は、前記高圧流路の断面積よりも大きいこと
    　を特徴とする請求項１に記載の熱交換器。
  3. 　前記高圧流路は、前記伝熱管の前記一端から前記第２方向に離間して設けられること
    　を特徴とする請求項１又は２に記載の熱交換器。
  4. 　前記高圧流路は、前記第１方向から見た断面視で円形であること
    　を特徴とする請求項１から３のいずれか１項に記載の熱交換器。
  5. 　前記外壁のうち前記伝熱管から前記第２方向に離間した側の一部と、円弧状に形成され両端部が前記外壁の内面に接する前記内壁と、で囲まれた領域が前記高圧流路であること
    　を特徴とする請求項１から４のいずれか１項に記載の熱交換器。
  6. 　前記低圧流路のうち前記伝熱管から前記第２方向に離間した部分は、前記第１方向から見た断面視で前記伝熱管に対向する側を一部切り欠いた円状に形成されていること
    　を特徴とする請求項１から４のいずれか１項に記載の熱交換器。
  7. 　前記第１ヘッダーは、前記伝熱管が接続された第１低圧流路と、前記伝熱管から第２方向に離間した第２低圧流路と、に前記低圧流路を分割する前記第１方向に長手の分割壁をさらに備え、
    　前記分割壁は、前記第１低圧流路と前記第２低圧流路とを連通する複数のオリフィス孔を有すること
    　を特徴とする請求項１から６のいずれか１項に記載の熱交換器。
  8. 　前記低圧冷媒流入管の内径は、前記伝熱管の前記一端と前記内壁との最短距離よりも大きいこと
    　を特徴とする請求項１から７のいずれか１項に記載の熱交換器。
  9. 　前記高圧流路を形成する管壁には、前記高圧流路側の面に突起及び溝の少なくともいずれか一方が形成されていること
    　を特徴とする請求項１から８のいずれか１項に記載の熱交換器。
  10. 　前記内壁は、
    前記外壁で囲まれた内部空間を、前記伝熱管が接続された第１流路と、前記伝熱管から第２方向に離間した第２流路と、に２分割する第１内壁と、
    前記第２流路を前記第１方向及び前記第２方向に垂直な第３方向に２分割する第２内壁と、からなり、
    　前記第１流路と、前記第２流路のうち前記第２内壁によって分割された一方の流路と、は、前記第１内壁の前記一方の流路側に形成されたオリフィス孔で連通した前記低圧流路であり、
    　前記第２流路のうち前記第２内壁によって分割された他方の流路は前記高圧流路であること
    　を特徴とする請求項１から３のいずれか１項に記載の熱交換器。
  11. 　前記低圧流路を流れる前記低圧冷媒と、前記高圧流路を流れる前記高圧冷媒とは、対向流であること
    　を特徴とする請求項１から１０のいずれか１項に記載の熱交換器。
  12. 　前記高圧流路は、複数の流路が端部で折り返して形成されること
    　を特徴とする請求項１から９のいずれか１項に記載の熱交換器。
  13. 　前記高圧流路と外部とを連通する高圧冷媒流入管及び高圧冷媒流出管は、前記第１方向に前記高圧冷媒が流入又は流出するように設けられ、
    　前記低圧冷媒流入管は、前記第１方向及び前記第２方向に垂直な第３方向に前記低圧冷媒が流入するように設けられること
    　を特徴とする請求項１から１２のいずれか１項に記載の熱交換器。
  14. 　請求項１から１３のいずれか１項に記載の熱交換器を蒸発器として用いるヒートポンプ装置であって、
    　圧縮機、凝縮器、膨張弁、前記蒸発器の順に冷媒が循環するように複数の配管で接続された主回路と、
    　前記主回路における前記凝縮器と前記膨張弁との間に接続され、前記主回路から分岐したバイパス回路と、を備え、
    　前記主回路において前記膨張弁を経た前記低圧冷媒は、前記熱交換器の前記低圧冷媒流入管を介して前記低圧流路に流入し、さらに、
    　前記主回路において前記凝縮器を経た前記高圧冷媒の一部は、前記バイパス回路に流入し、前記熱交換器の前記高圧流路を経た後に前記主回路に合流すること
    　を特徴とするヒートポンプ装置。
PCT/JP2020/021767 2020-06-02 2020-06-02 熱交換器及びヒートポンプ装置 WO2021245788A1 (ja)

Priority Applications (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2020/021767 WO2021245788A1 (ja) 2020-06-02 2020-06-02 熱交換器及びヒートポンプ装置
JP2022529175A JP7281059B2 (ja) 2020-06-02 2020-06-02 熱交換器及びヒートポンプ装置

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2020/021767 WO2021245788A1 (ja) 2020-06-02 2020-06-02 熱交換器及びヒートポンプ装置

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2021245788A1 true WO2021245788A1 (ja) 2021-12-09

Family

ID=78830270

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2020/021767 WO2021245788A1 (ja) 2020-06-02 2020-06-02 熱交換器及びヒートポンプ装置

Country Status (2)

Country Link
JP (1) JP7281059B2 (ja)
WO (1) WO2021245788A1 (ja)

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2002098486A (ja) * 2000-09-25 2002-04-05 Zexel Valeo Climate Control Corp 熱交換器及びその製造方法
JP2004353936A (ja) * 2003-05-28 2004-12-16 Denso Corp 熱交換器および受液器一体型凝縮器
JP2007093097A (ja) * 2005-09-28 2007-04-12 Mitsubishi Electric Corp ヒートポンプ給湯機及びヒートポンプ給湯機の制御方法
US20130312441A1 (en) * 2012-05-25 2013-11-28 Hussmann Corporation Heat exchanger with integrated subcooler
JP2017187256A (ja) * 2016-04-08 2017-10-12 ダイキン工業株式会社 熱交換器

Family Cites Families (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20040089439A1 (en) * 2002-11-07 2004-05-13 Treverton Andrew Clare Tube-to-tube heat exchanger assembly
JP2006097911A (ja) * 2004-09-28 2006-04-13 Calsonic Kansei Corp 熱交換器
JP2017044428A (ja) * 2015-08-27 2017-03-02 株式会社東芝 熱交換器、分流部品、および熱交換装置
JP7108177B2 (ja) * 2018-03-30 2022-07-28 ダイキン工業株式会社 熱交換器および空気調和装置
US20220316804A1 (en) * 2019-02-04 2022-10-06 Mitsubishi Electric Corporation Heat exchanger and air-conditioning apparatus including the same

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2002098486A (ja) * 2000-09-25 2002-04-05 Zexel Valeo Climate Control Corp 熱交換器及びその製造方法
JP2004353936A (ja) * 2003-05-28 2004-12-16 Denso Corp 熱交換器および受液器一体型凝縮器
JP2007093097A (ja) * 2005-09-28 2007-04-12 Mitsubishi Electric Corp ヒートポンプ給湯機及びヒートポンプ給湯機の制御方法
US20130312441A1 (en) * 2012-05-25 2013-11-28 Hussmann Corporation Heat exchanger with integrated subcooler
JP2017187256A (ja) * 2016-04-08 2017-10-12 ダイキン工業株式会社 熱交換器

Also Published As

Publication number Publication date
JP7281059B2 (ja) 2023-05-25
JPWO2021245788A1 (ja) 2021-12-09

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP6011009B2 (ja) 熱交換器および空気調和機
US9494368B2 (en) Heat exchanger and air conditioner
JP6202451B2 (ja) 熱交換器及び空気調和機
US5765393A (en) Capillary tube incorporated into last pass of condenser
JP6109303B2 (ja) 熱交換器及び冷凍サイクル装置
US20170122669A1 (en) Stacked heat exchanger
RU2722930C2 (ru) Многоходовой микроканальный теплообменник с множественными изогнутыми пластинами
KR101951050B1 (ko) 증발기 및 공기 조절방법
WO2020161761A1 (ja) 熱交換器およびこれを備えた空気調和装置
JP2012163328A5 (ja)
US11035627B2 (en) Distributor and heat exchanger
US9951996B2 (en) Refrigerant evaporator
US10041710B2 (en) Heat exchanger and air conditioner
JP2002206890A (ja) 熱交換器およびこれを用いた冷凍空調サイクル装置
WO2017150126A1 (ja) 熱交換器及び空気調和機
CN110998215B (zh) 热交换器
JP6906141B2 (ja) 熱交換器分流器
JP7278430B2 (ja) 熱交換器及び冷凍サイクル装置
JP2016148480A (ja) 熱交換器
JP5591285B2 (ja) 熱交換器および空気調和機
WO2021245788A1 (ja) 熱交換器及びヒートポンプ装置
KR100622444B1 (ko) 수액기 일체형 응축기
JP5404571B2 (ja) 熱交換器及び機器
JP3632248B2 (ja) 冷媒蒸発器
JP6766980B1 (ja) 熱交換器及び熱交換器を搭載した空気調和装置

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 20938979

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2022529175

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 20938979

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1