JP2010078289A - 熱交換器及びこの熱交換器を備えた空気調和機 - Google Patents

Abstract

【課題】伝熱管を細径化するとともに形状パラメータを最適化することにより、伝熱性能が高い熱交換器およびこの熱交換器を用いる空気調和機を提供する。
【解決手段】所定の間隔で並べて配置され該間隔を流体が通過する複数の板状フィン１と、板状フィンに直交する方向に挿通され、内部を冷媒が流れる複数の円形の伝熱管２とを備え、伝熱管２は、外径が４〜６ｍｍであり、管内面には深さが０．１〜０．２ｍｍである螺旋状の溝４が形成されており、冷媒質量流量が５〜２０ｋｇ/ｈでは、管内面における管軸方向に平行な直線と溝４が延びる方向とがなす角度を１０〜２０°とし、冷媒質量流量が２０〜４５ｋｇ/ｈでは、管内面における管軸方向に平行な直線と溝４が延びる方向とがなす角度を０〜１０°とする。
【選択図】図１

Description

本発明は、熱交換器及びこの熱交換器を備えた空気調和機に関するものである。また、本発明は、主に天井埋め込み型の空気調和機に適用されるものであるが、他の空気調和機、例えば壁掛け型や床据付型等の空気調和機にも適用することができるものである。

例えば、従来のフィンチューブ型の熱交換器は、互いに平行に一定間隔をあけて配置された複数枚の板状フィンと、板状フィンを法線方向に貫通する伝熱管と、から構成され、板状フィンの間を流れる空気と伝熱管の内部を流れる冷媒との間で熱交換が実行されるものである。
近年、地球温暖化防止の観点から空気調和機の消費エネルギーの低減や作動流体として使用する冷媒量の削減が強く求められ、当該装置に装備される熱交換器にも高性能化と内容積の小型化が要求されている。
一方、快適性を確保するため騒音増加抑制の観点から気体の通過速度は低く抑えられているため、伝熱管内部の熱伝達率に対して空気側の熱伝達は低いままであった。そこで、空気側の伝熱面積を増加させることにより、空気側の伝熱向上が図られている。

すなわち、熱交換器の小型化の要求や設置スペースの限界から、熱交換器の空気流れ方向（段方向）の設置数を増やしたり、伝熱管の板状フィンの積層方向の長さ（直管部の長さに同じ）を延長したりして熱交換器を大型化することによって、伝熱面積を増加させるのではなく、伝熱管径を小さくしたり、フィンピッチを狭めるか伝熱管の列方向の設置列数を増加させたりすることによって、熱交換器の伝熱面積を増加させる手法が採用される。例えば、以前は、伝熱管径は１０ｍｍ程度、フィンピッチは１．５ｍｍ程度まで、また列数は２列の熱交換器が製品化されていたが、最近では伝熱管径は７ｍｍ程度まで、フィンピッチは１．１ｍｍ程度まで狭められており、また列数も３列以上の熱交換器が製品化されている。

そして、伝熱管外径Ｄが３ｍｍ≦Ｄ≦７．５ｍｍの範囲であって、
１．２Ｄ≦Ｌｐ≦１．８Ｄ
２．６Ｄ≦Ｄｐ≦３．５Ｄ
このとき、Ｌｐ：伝熱管の気体通過方向の列ピッチ
Ｄｐ：伝熱管の気体通過方向に対して直角方向（段方向）の段ピッチ
とすることによって伝熱性能を向上させ、さらに、板状フィンの両面に突出するスリットフィンを、気体通過方向に対して直角方向で、段方向に複数列「切り起こし」によって形成し、切り起こし部における伝熱性能の向上や気体の混合の促進を図る発明が開示されている（例えば、特許文献１参照）。

特開昭６３−３１８８号公報（第２−３頁、第３図、第４図）

特許文献１の熱交換器においては、伝熱管に円管を用いて、伝熱管外径Ｄ、列ピッチＬｐ、および段ピッチＤｐを上記のように規定することで、伝熱管部における通風抵抗や伝熱管の後流側に生じる死水域を抑えているが、熱交換器の伝熱性能をさらに高めるためにはもう一段の工夫が必要である。
また、従来は、熱交換器の高性能化を目的として、冷媒側では伝熱管内の溝形状の高さを高くすること、空気側ではフィン形状を工夫することで熱交換性能を改善しているが、さらに現状以上に高性能化するためには、伝熱管を細径化することが考えられる。しかしながら、伝熱管を細径化することにより、管内熱伝達率が増大するのに対して圧力損失が増大するため、これらを最適化することが必要になる。

また、通常、伝熱管内を通流する冷媒中には、圧縮機用の潤滑剤である冷凍機油が含まれており、単に伝熱管の内面に溝を形成しただけでは、圧力損失が増加して、十分な管内（凝縮・蒸発）性能が得られない。このような圧力損失の増加は、冷媒中の冷凍機油含有量が高い程著しい。

本発明は、上記のような課題を解決するためになされたものであり、伝熱管を細径化するとともに形状パラメータを最適化することにより、伝熱性能が高い熱交換器、およびこの熱交換器を用いる空気調和機を提供することを目的とする。

本発明に係る熱交換器は、所定の間隔で並べて配置され該間隔を流体が通過する複数の板状フィンと、前記板状フィンに直交する方向に挿通され、内部を冷媒が流れる複数の円形の伝熱管とを備え、前記伝熱管は、外径が４〜６ｍｍであり、管内面には深さが０．１〜０．２ｍｍである螺旋状の溝が形成されており、冷媒質量流量が５〜２０ｋｇ/ｈでは、管内面における管軸方向に平行な直線と前記溝が延びる方向とがなす角度を１０〜２０°とし、冷媒質量流量が２０〜４５ｋｇ/ｈでは、管内面における管軸方向に平行な直線と前記溝が延びる方向とがなす角度を０〜１０°とするものである。

本発明においては、冷媒質量流量が５〜２０ｋｇ/ｈである冷媒を使用した場合には、外径を４〜６ｍｍ、溝深さを０．１〜０．２ｍｍ、管内面における管軸方向に平行な直線と溝が延びる方向とがなす角度を１０〜２０°とし、冷媒質量流量が２０〜４５ｋｇ/ｈである冷媒を使用した場合には、外径を４〜６ｍｍ、溝深さを０．１〜０．２ｍｍ、管内面における管軸方向に平行な直線と溝が延びる方向とがなす角度を０〜１０°としているため、圧力損失を増加させずに、熱伝達率を向上させることができ、伝熱性能に優れた熱交換器および空気調和機を得ることができる。

以下、本発明の実施の形態について、図面を参照して具体的に説明する。
実施の形態１．
図１（ａ）は本発明の実施の形態１に係るフィンアンドチューブ型熱交換器１００の伝熱管における管軸方向に水平な断面を示す断面図であり、隣り合う伝熱管２の断面とその間の板状フィン１を示している。図１（ｂ）は熱交換器１００を鉛直方向に切断した側面断面図で、管内面の溝形状の一部を拡大した拡大図を付記してある。
本実施形態の熱交換器１００は、所定の間隔で並べて配置された複数の板状フィン１と、板状フィン１に直交する方向に挿通され、内部を冷媒が流れる複数の伝熱管２とから構成されている。板状フィン１は、銅又は銅合金、もしくはアルミ又はアルミ合金等の金属材料からなり（他の実施の形態においても同様である）、これらの板状フィン１の間を空気や水等の流体が通過する。
伝熱管２は、外径Ｄの円形管で、銅又は銅合金、もしくはアルミ又はアルミ合金等の金属材料からなる（他の実施の形態においても同様である）。また、伝熱管２の内面には螺旋状に溝４が形成されており、管内面における管軸方向に平行な直線と溝４が延びる方向とがなす角度（ねじれ角という）を持つ。熱交換器の圧力損失を低減するには、パス数の増加効果よりねじれ角の低下効果が大きいことで、ねじれ角が小さい伝熱管２を用いた熱交換器１００を搭載することにより、天井埋め込み型空気調和機等の空気調和機が構成される。

ここで、熱交換器１００を構成する内面溝付きの伝熱管２の外径Ｄは４〜６ｍｍであり、溝４の深さ、即ち、山５の高さｈは０．１〜０．２ｍｍであり、熱交換器１００に組み込まれ、その内部に流れる冷媒の冷媒質量流量が５〜２０ｋｇ/ｈでは、管内面における管軸方向に平行な直線と溝４が延びる方向とがなす角度が１０〜２０°で、冷媒質量流量が２０〜４５ｋｇ/ｈでは、管内面における管軸方向に平行な直線と溝４が延びる方向とがなす角度が０〜１０°である。

次に、本実施形態の内面溝付き伝熱管２における数値限定理由について説明する。

（１）外径Ｄ：４〜６ｍｍ
伝熱管２の外径Ｄが４ｍｍ未満であると熱伝達率の増加量よりも圧力損失の増加量の方が多くなり、結果として、管内性能が低下する。一方、外径Ｄが６ｍｍを超えると、列ピッチ（流体通過方向の伝熱管列の中心間隔をいう）が大きくなり、熱交換器とファンとの距離が近くなり、騒音が発生する。
よって、本実施形態の内面溝付き伝熱管２においては、外径Ｄを４〜６ｍｍとする。

（２）山高さｈ：０．１〜０．２ｍｍ
本実施形態の内面溝付き伝熱管２においては、溝４の深さ、即ち、山高さｈが高い程、その熱伝達率も高くなる。しかしながら、山高さｈが０．２ｍｍを超えると、熱伝達率の増加量よりも圧力損失の増加量の方が多くなり、結果として、管内性能が低下する。一方、山高さｈが０．１ｍｍ未満の場合、熱伝達率が向上しない。
よって、本実施形態の内面溝付き伝熱管２においては、山高さｈを０．１〜０．２ｍｍとする。

（３）ねじれ角θ：１０〜２０°（但し、冷媒質量流量５〜２０ｋｇ/ｈのとき）、又は０〜１０°（但し、冷媒質量流量２０〜４５ｋｇ/ｈのとき）
冷媒質量流量によって、内面溝付き伝熱管２の管内性能へのねじれ角θによる影響が異なる。図２は冷媒質量流量によってねじれ角θと熱交換率との関係を示す線図である。
冷媒質量流量が５〜２０ｋｇ/ｈでは、ねじれ角θが１０°未満の場合、従来使用されていた外径７ｍｍの溝付管と同等性能しか得られない。一方、ねじれ角θが２０°を超えると、内面溝を乗り越えて冷媒が流れ、管内圧力損失が増加し、熱交換率を向上させることができない。冷媒質量流量が２０〜４５ｋｇ/ｈでは、ねじれ角θが１０°を超えると、内面溝を乗り越えて冷媒が流れ、管内圧力損失が増加し、熱交換率を向上させることができない。
よって、本実施形態の内面溝付き伝熱管２におけるねじれ角θは、冷媒質量流量が５〜２０ｋｇ/ｈでは、ねじれ角θを１０〜２０°とし、冷媒質量流量が２０〜４５ｋｇ/ｈでは、ねじれ角θを０〜１０°とする。

実施の形態２．
図３は本発明の実施の形態２に係る熱交換器１００を鉛直方向に切断した側面断面図、図４は伝熱管内面溝の条数と熱交換率との関係を示す線図である。なお、実施の形態２において、伝熱管２の外径Ｄ、溝４の深さ、即ち山高さｈ、および溝４のねじれ角θについては実施の形態１と同様である。
図４に示すように、内面溝付き伝熱管２は、溝４の条数が４０より小さくなると熱交換器製造時の加工性が著しく低下し、熱交換率が低下する。一方、条数が６５を超えると、溝部断面積が小さくなり、溝４から冷媒液膜が溢れて山頂部まで冷媒液膜に覆われてしまうため、熱伝達率が低下する。
よって、本実施形態２の内面溝付き伝熱管２においては、溝４の条数が４０〜６５であることが好ましい。

実施の形態３．
図５は本発明の実施の形態３に係る熱交換器１００を鉛直方向に切断した側面断面図で、管内面の溝形状の一部を拡大した拡大図を付記してある。なお、実施の形態３において、伝熱管２の外径Ｄ、溝４の深さ、即ち山高さｈ、および溝４のねじれ角θについては実施の形態１と同様である。
図５に示すように、内面溝付き伝熱管２は、溝４底の管肉厚ｔが０．１９ｍｍより小さくなると伝熱管製造時の加工性が著しく低下し、伝熱管の耐圧が低下する。一方、溝４底の管肉厚ｔが０．２３ｍｍを超えると、山部の頂部が潰れ、伝熱管とフィンとの密着性が落ちてしまうため、熱伝達率が低下する。
よって、本実施形態３の内面溝付き伝熱管２においては、溝底の管肉厚ｔを０．１９〜０．２３ｍｍとする。

実施の形態４．
図６は本発明の実施の形態４に係る空気調和機の構成を示す図である。図６に示すように、空気調和機には、冷媒を蒸発させ、その際の気化熱により空気または水等を冷却する蒸発器５１と、蒸発器５１から排出された冷媒を圧縮し、高温にして凝縮器５３に供給する圧縮機５２と、冷媒の熱により空気または水等を加熱する凝縮器５３と、凝縮器５３から排出された冷媒を膨張させ、低温にして蒸発器５１に供給する膨張弁５４（絞り装置）とが順次配管によって接続され冷凍サイクルが形成されている。そして、本実施形態の空気調和機は、実施の形態１〜３に示した内面溝付き伝熱管２が、蒸発器５１および凝縮器５３を構成する熱交換器に組み込まれ、その内部には５質量％以下の冷凍機油を含有する冷媒が流される。

この冷凍機油は、圧縮機５２用の潤滑剤であり、ベアリング及びシリンダ等の可動部の潤滑性を向上させると共に、摩擦により発生する熱を吸収することにより可動部を冷却して、圧縮機５２を良好に稼働させるものである。しかしながら、冷媒中の冷凍機油含有量が５質量％を超えると、伝熱管２の溝２２の山頂部へ移動する冷凍機油の量が多くなり、山頂部まで冷凍機油に覆われてしまい管内性能が低下する。
よって、本実施形態の内面溝付きの伝熱管内に通流させる冷媒の冷凍機油含有量は、５質量％以下とする。

上記の熱交換器は、冷媒として、ＨＣ単一冷媒、またはＨＣを含む混合冷媒、Ｒ３２、Ｒ４１０Ａ、Ｒ４０７Ｃ、テトラフルオロプロペン（例えば２，３，３，３−テトラフルオロプロペン）のいずれかが用いられ、これらの冷媒と空気との熱交換効率が向上する。

実施の形態５．
図７（ａ）、（ｂ）は本発明の実施の形態５に係る熱交換器１００の製造方法を示すもので、熱交換器１００を鉛直方向に切断した正面断面図である。なお、室内機側の熱交換器および室外機側の熱交換器は、いずれも同様の手順により製作される。
図７に示すように、実施の形態１〜３に示した内面溝付き伝熱管２を、それぞれ長手方向の中央部で所定の曲げピッチでヘアピン状に曲げ加工し、複数のヘアピン管（図示せず）を製作する。次いで、これらのヘアピン管を、所定の間隔をおいて相互に平行に配置した複数枚の板状フィン１に直交する方向に挿通し、その後、ヘアピン管内に拡管玉６０をロッド６１により押し込む機械拡管方式により（図７（ａ）参照）、またはヘアピン管内に拡管玉６０を流体６２の液圧により押し込む液圧拡管方式により（図７（ｂ）参照）、ヘアピン管を拡管して、各板状フィン１とヘアピン管すなわち伝熱管２とを接合する。このようにして、熱交換器１００が製造される。

本実施形態５の熱交換器１００においては、構成部材であるヘアピン管を、機械拡管方式あるいは液圧拡管方式により拡管するだけで、多数の板状フィン１とヘアピン管（伝熱管２）とが接合されるので、熱交換器１００の製作が容易になる。

実施の形態６．
実施形態５においては、ヘアピン管の拡管によって板状フィン１とヘアピン管（伝熱管２）とを接合した場合を示したが、本実施の形態６ではさらに熱交換器１００の伝熱管２の拡管率を規定したものである。
本実施形態６では、ヘアピン管を機械拡管方式あるいは液圧拡管方式により拡管する際の拡管率を、熱交換器１００の伝熱管２で１０５．５％〜１０６．５％とする。これにより、熱交換器１００の伝熱管２と板状フィン１との密着性を改善して、高効率の熱交換器１００を得ることができる。しかしながら、熱交換器１００の伝熱管２の拡管率が１０６．５％を超えると、溝の山頂部での潰れとフィンカラー割れが発生し、伝熱管２と板状フィン１との密着性が悪化する。一方、熱交換器１００の伝熱管２の拡管率が１０５．５％未満の場合は、伝熱管２と板状フィン１の密着性が悪く、高い熱交換率が得られない。
よって、本実施形態６のヘアピン管を拡管する際の伝熱管２の拡管率を１０５．５％〜１０６．５％とする。
このように伝熱管２の拡管率を規定することにより、製品（熱交換器）にばらつきが発生しない。

なお、実施形態５及び６においては、伝熱管２の拡管のみによって板状フィン１とヘアピン管（伝熱管２）とを接合するようにしているが、接合後に、さらにロウ付けによって完全接着するようにしてもよく、これにより信頼性をさらに高めることができる。

実施の形態７．
本実施の形態７は、空気調和機に本発明の実施の形態１〜６のいずれかの熱交換器１００を用いたものである。
これにより、管内圧力損失が増加せず、伝熱性能に優れた熱交換器を用いた高効率の空気調和機を得ることができる。

実施の形態８．
図８〜図１０は本発明の実施の形態８に係る熱交換器を説明するものであって、図８は熱交換器の一部分を示す平面図、図９は図８に示す熱交換器の正面視の断面図、図１０の（ａ）は図８のＡ−Ａ断面図、図１０の（ｂ）は図８のＢ−Ｂ断面図、図１０の（ｃ）は図８のＣ−Ｃ断面図、図１０の（ｄ）は図８のＨ−Ｈ断面図である。なお、以下の説明において、共通の内容を示すものについては、符号の添え字「ａ、ｂ、ｃ・・・」の記載を省略してある。

図８および図９において、空気調和機に配置される熱交換器（以下、「熱交換器」と称す）１００は、互いに所定の間隔をあけて平行に配置され、前記間隔を空気が通過する複数の板状フィン１と、板状フィン１に対して垂直に挿通された複数の伝熱管２１とを有し、板状フィン１の面上には空気の流れ方向に対向する複数のスリットフィン３が切り起こしによって形成されている。

（伝熱管）
図８および図９において、伝熱管２１は、複数の直管部２ｓと、直管部２ｓの端部同士を連通させる複数の曲管部２ｒと、から形成されている。１列目の伝熱管２１の直管部２１ａ、２１ｂは、空気の流れ方向に直角の方向（以下、「段方向」と称す）に配置され、実際には、段方向にさらに直管部２１ｃ、２１ｄ・・・（図示しない）が配置されている。同様に、２列目の伝熱管２１の直管部２２ａ・・・および３列目の伝熱管２１の直管部２３ａ、２３ｂ・・・が、それぞれ段方向に配置されている。なお、空気の流れ方向と平行な方向を「列方向」と称する。本実施形態の熱交換器１００は、列方向には直管部２ｓが３列だけ配置されている。
そして、直管部２１ａ、２１ｂ・・・と、直管部２２ａ・・・と、直管部２３ａ、２３ｂ・・・とは、互いに平行で千鳥状に配置され、それぞれに軸心同士の段方向の間隔である「段ピッチＤｐ」と、列方向の間隔である「列ピッチＬｐ］とが、伝熱管２１の外径Ｄに対して「４ｍｍ≦Ｄ≦６ｍｍ、１４ｍｍ≦Ｄｐ≦１７ｍｍ、７ｍｍ≦Ｌｐ≦１０ｍｍ」の関係にある。ここでは、Ｄ＝５ｍｍ、Ｄｐ＝１５．３ｍｍ、Ｌｐ＝８．６７ｍｍ、として設計されている。

（板状フィン）
図８〜図１０において、板状フィン１は矩形の板材であって、伝熱管２１の直管部２ｓが貫通する貫通孔が千鳥状に複数形成されている。
さらに、直管部２１ａと直管部２１ｂとの間には、空気の流れ方向に対向するように、板状フィン１の一方の面側に突出する第１スリットフィン３ａ、３ｃ、３ｅと、他方の面側に突出する第２スリットフィン３ｂ、３ｄと、がそれぞれ切り起こしによって交互に形成されている。

第１スリットフィン３ａ、３ｃ、３ｅは、板状フィン１を一方の面側に切り起こしたものであって、第１スリットフィン平面３２ａ、３２ｃ、３２ｅと、これを支える支持脚部である第１スリットフィン斜面３１ａ、３１ｃ、３１ｅおよび第１スリットフィン斜面３３ａ、３３ｃ、３３ｅと、を有している。したがって、かかる切り起こしによって、板状フィン１には、第１スリットフィン溝３４ａ、３４ｃ、３４ｅが形成されている。また、支持脚部の第１スリットフィン斜面３１ａ、３１ｃ、３１ｅおよび第１スリットフィン斜面３３ａ、３３ｃ、３３ｅは、直管部２１ａ、２１ｂとほぼ同心円弧状をなすように傾斜面で形成されている。
また、同様に、第２スリットフィン３ｂ、３ｄが、板状フィン１を他方の面側に切り起こしたものであって、第２スリットフィン平面３２ｂ、３２ｄと、これを支える支持脚部の第２スリットフィン斜面３１ｂ、３１ｄおよび第２スリットフィン斜面３３ｂ、３３ｄと、を有している。したがって、かかる切り起こしによって、板状フィン１には、第２スリットフィン溝３４ｂ、３４ｄが形成されている。

そして、図１０（ｄ）に示すように、第１スリットフィン溝３４ａと第２スリットフィン溝３４ｂ、第２スリットフィン溝３４ｂと第１スリットフィン溝３４ｃ、第１スリットフィン溝３４ｃと第２スリットフィン溝３４ｄ、および第２スリットフィン溝３４ｄと第１スリットフィン溝３４ｅとは、それぞれ連続している。したがって、例えば、板状フィン１の直管部２１ａと直管部２１ｂとに挟まれた範囲には、大きな溝状の孔が形成されている。そのため、これらのスリットフィン溝３４ａ〜３４ｅの内外を通過する空気が混合しながら伝熱管２１の直管部２ｓの周りを囲むようにして流れるため、スリットフィン３での伝熱性能が向上するとともに、伝熱管２１の下流側に生じる死水域を減少させることができる。
なお、第１スリットフィン３ａ、３ｃ、３ｅの板状フィン１の一方の面からの突出高さ（Ｈ１）、および第２スリットフィン３ｂ、３ｄの板状フィン１の他方の面からの突出高さ（Ｈ２）が、板状フィン１の面間隔であるフィンピッチ（Ｆｐ）の１／３、すなわち、「Ｈ１＝Ｆｐ／３、Ｈ２＝Ｆｐ／３」になっている。

実施の形態９．
図１１は本発明の実施の形態９に係る天井埋め込み型空気調和機の概念を説明するものであって、（ａ）は斜視図、（ｂ）は断面図である。
図１１において、天井埋め込み型空気調和機（以下、「空気調和機」と称す）２００には、熱交換器１００（実施の形態８参照）が配置されている。空気調和機２００のユニット筐体６の中央天面側にはファン７を駆動するモータ８が設けられ、モータ８にはファン７が下側を吸込口として取り付けられている。
また、ファン７の下部にはファン７へ空気を導入するベルマウス９が配置される。ファン７を囲む略環状に熱交換器１００が配置され、熱交換器１００の下部にはドレンパン１３が配置されている。ドレンパン１３の各辺には熱交換器１００の２次側と室内とをつなぐ開口部が形成され、化粧パネル１０の開口部と連通して吹出口１１を構成している。
吹出口１１にはベーン１２が取り付けられ、吹出方向の調整を可能としている。また、ファン７の下部には、正面パネル１４、フィルタ１５が化粧パネル１０の中央に嵌め込まれるように配置されている。

上記のように構成された空気調和機２００は、一般に「４方向カセット形」と呼ばれ、ファンの１次側は下方を向いており、室内から空気を吸込む。吸込まれた空気はフィルタ１５を通過し、塵埃等が取り除かれ、熱交換器１００へと吹き付けられる。熱交換器１００では空気と冷媒との熱交換が行われ、熱をもらう、あるいは奪われた空気は吹出口１１より室内へ吹出される。

（伝熱性能および通風抵抗）
次に、熱交換器１００の伝熱性能と通風抵抗について、熱交換器１００の形状パラメータの定性的傾向について以下に説明する。

（段ピッチＤｐの影響）
段ピッチＤｐを拡大すると、伝熱管２の外周から板状フィン１の端部までの距離と伝熱管２との管径で定義される「フィン効率」が低下することによって、「管外熱伝達率」は低下する。また、段ピッチＤｐを拡大すると、「通風抵抗」は減少するため、「風量増加」を図ることができる。
一方、段ピッチＤｐを縮小すると、「フィン効率」が上がり、「管外熱伝達率」は向上するが、「通風抵抗」が増大する。

（列ピッチＬｐの影響）
列ピッチＬｐを拡大すると、「フィン効率」が下がり、「管外熱伝達率」は低下するが、伝熱面積は増大するので熱交換器の伝熱性能は向上する。また、「通風抵抗」は増大し、風量が低下する。
一方、列ピッチＬｐを縮小すると、「フィン効率」は増大し、「管外熱伝達率」は向上するが、伝熱面積は低下するので、熱交換器の伝熱性能は低下する。また、「通風抵抗」は減少し、「風量増加」を図ることができる。
以上のように、熱交換器の形状パラメータについては各々最適値があり、これを定量的に評価するため、以下に述べる手法にて熱交換器の伝熱特性と通風抵抗を算出する。

空気と板状フィンの間の熱伝達率α［Ｗ／ｍ²Ｋ］は一般に次式で定義される。
α＝Ｎｕ×λ／Ｄｅ ・・・・・・・・・・・・・・・・・・式１
Ｎｕ＝Ｃ１×（Ｒｅ×Ｐｒ×Ｄｅ／Ｌｐ／Ｌｎ）＾Ｃ２ ・・・式２
Ｒｅ＝Ｕ×Ｄｅ／ν
ここで、Ｎｕはヌセルト数、
Ｒｅはレイノルズ数、
Ｐｒはプラントル数、
Ｄｅは代表長さ
Ｌｐは列ピッチ、
Ｌｎは列数、
λは空気の熱伝導率、
νは空気の動粘性係数、
Ｃ１およびＣ２は定数である。
なお、常温常圧の場合に、Ｐｒ＝０．７２、λ＝０．０２６１［Ｗ／ｍＫ］、ν＝０．００００１６［ｍ²／ｓ］である。

ここで、代表長さＤｅ［ｍ］を次式にて定義する。
Ｄｅ＝４×（Ｌｐ×Ｄｐ−π×Ｄ² ／４）×Ｆｐ／｛２×（Ｌｐ×Ｄｐ−π×Ｄ² ／４ ）＋π×Ｄ×Ｆｐ｝ ・・・・・・・・・・・・・・・・・・式３
板状フィン間の自由通過体積基準の風速Ｕ［ｍ／ｓ］と、熱交換器の前面風速Ｕｆ［ｍ／ｓ］とは、以下の式で定義される。
Ｕ＝Ｕｆ× Ｌｐ×Ｄｐ×Ｆｐ／｛（Ｌｐ×Ｄｐ−π×Ｄ² ／４ ）×Ｆｐ｝・・式４
ここで、Ｄは伝熱管の外径、
Ｄｐは段ピッチ、
Ｌｐは列ピッチ、
Ｆｐはフィンピッチである。

また、フィン効率ηは次式で定義される。
η＝１／（１＋ψ×α） ・・・・・・・・・・・・・・・・・・式５
ψ＝｛（４×Ｌｐ×Ｄｐ／π）／２ −Ｄ｝² ×（４×Ｌｐ×Ｄｐ／π）／２ ／Ｄ／２ ／６／Ｆｔ／λｆ ・・・・・・・・・・・・・・・・・式６
ここで、λｆ［ｗ／ｍ・ ｋ］は板状フィンの熱伝導率である。

一方、空気と板状フィンの間の通風抵抗「ΔＰ＿ｈｅｘ［Ｐａ］」は次式にて定義される。
ΔＰ＿ｈｅｘ＝２×Ｆ× Ｌｐ×Ｌｎ×ρ × Ｕ² ／ Ｄｅ ・・・・・・・式７
Ｆ＝Ｃ３× Ｄｅ／Ｌｐ／Ｌｎ＋Ｃ４× Ｒｅ＾Ｃ５ ×（Ｄｅ／Ｌｐ／Ｌｎ）＾（１＋Ｃ５） ・・・・・・・・・式８
ここで、Ｆは摩擦損失係数で、Ｃ３、Ｃ４、Ｃ５は定数である。また、ρは空気の密度で、常温常圧の場合に１．２［ｋｇ／ｍ³ ］程度となる。

（送風機稼動力）
また、実施の形態８の熱交換器１００を実施の形態９の空気調和機２００に使用した場合の「送風機稼動力」について定量的に評価するために、以下に示す方法で送風機稼動力を算出する。送風機稼動力Ｐｆ［Ｗ］は次式にて定義される。
Ｐｆ＝ΔＰ＿ａｌｌ×Ｑ ・・・・・・・・・・・・・式９の１
＝（ΔＰ＿ｈｅｘ＋ΔＰ＿etc）×Ｑ ・・・・式９の２
ここで、Ｑは空気流量である。

以下、段ピッチＤｐ、列ピッチＬｐをそれぞれパラメータとして「ΔＰ＿ｈｅｘ」を算出した。また、熱交換器の熱通過率Ｋを以下の式で算出した。
Ｋ＝１／（１／αo＋Ａｏ／Ａi／αi） ・・・・・・・・・式１０
αo＝１／（Ａｏ／（Ａｐ＋η×Ａｆ）／α） ・・・・・・式１１
Ａｏ＝Ａｐ＋Ａｆ ・・・・・・・・・・・・・・式１２
ここで、Ｋ［Ｗ／ｍ²Ｋ］は熱交換器の全熱通過率、
Ａｏ［ｍ²］は熱交換器の空気側全伝熱面積、
Ａｐ［ｍ²］は熱交換器の空気側パイプ伝熱面積、
Ａｆ［ｍ²］は熱交換器の空気側フィン伝熱面積、
Ａｉ［ｍ²］は熱交換器の冷媒側伝熱面積であり、
式１０〜式１２は、熱交換器の形状に依存する寸法、すなわち段ピッチＤｐ、列ピッチＬｐ、フィンピッチＦｐ、伝熱管の外径Ｄが決まれば、算出できる値である。なお、熱交換器の管内を流れる流体の熱伝達率αｉ［Ｗ／ｍ²Ｋ］は一定とする。

一般的に空気調和機のエネルギー消費効率ＣＯＰは熱交換量と全入力の比率で定義され、全入力を低減させることにより、ＣＯＰが向上し、省エネルギー化につながる。
次に、全入カは圧縮機入力と送風機稼働力Ｐｆを足したものである。圧縮機人力はＡｏＫが大きければ大きいほど低減され、送風機稼動力ｐｆは、ΔＰ＿ｈｅｘが小さければ小さいほど低下する。
ここで、定数ｎとして、熱交換器性能指標「ＡｏＫ／ΔＰ＾ｎ」を定義する。定数ｎは通風抵抗「ΔＰ＿ｈｅｘ」が全体の通風抵抗に占める割合が１００％の場合を「ｎ＝１」として、空気調和機２００の熱交換器１００では、全体の通風抵抗に占める割合が約半分であるので、ΔＰ＿ｈｅｘが２倍、３倍、あるいは４倍になった場合は、全体の通風抵抗はそれぞれ１．５倍、２．０倍、あるいは２．５倍になり、「ｎ＝０．５９」と近似できる。
そこで、空気調和機２００の熱交換器１００では、前面風速Ｕｆ＝１［ｍ／ｓ]時の熱交換器性能指標「ＡｏＫ／ΔＰ＾０．５９」として、伝熱管径Ｄ、段ピッチＤｐ、列ピッチＬｐの関係を評価した。他の空気調和機（天井埋め込み型空気調和機以外の空気調和機をいう）で、例えばルームエアコン室内機の場合では、ΔＰ＿ｈｅｘが全体の通風抵抗に占める割合が約８０％であるので、「ｎ≒０．８５」となる。
ｎの値が大きい空気調和機の形態ほど、ΔＰ＿ｈｅｘが熱交換器性能指標「ＡｏＫ／ΔＰ＾ｎ」に及ぼす影響が大きくなり、天井埋め込み型の空気調和機２００の熱交換器１００では他の空気調和機に比べてΔＰ＿ｈｅｘの影響が小さいのが特徴である。

図１３〜図１６は、本発明の実施の形態８に係る天井埋め込み型空気調和機に配置される熱交換器における熱交換器性能指標「ＡｏＫ／ΔＰ＾０．５９」に及ぼす影響を示すものであって、図１３は伝熱管径Ｄ、図１４は段ピッチＤｐ、図１５は列ピッチＬｐ、図１６はフィンピッチＦｐとの相関図である。
図１３は、段ピッチＤｐ＝１５．３ｍｍ、列ピッチＬｐ＝８．６７ｍｍ、前面風速Ｕｆ＝１[ｍ／ｓ］と一定にして、伝熱管径Ｄをパラメータとして熱交換器性能指標「ＡｏＫ／ΔＰ＾０．５９」を計算した結果である。
製造技術的に伝熱管径Ｄが４ｍｍ未満の場合は、伝熱管に拡管棒を挿入して板状フィンに密着させる工程で作業効率が著しく低下する。一方、伝熱管径Ｄが６ｍｍを超える場合は「ＡｏＫ／ΔＰ＾０．５９」が著しく低下するが、Ｄ≦６ｍｍの範囲であるならば、伝熱管径Ｄ＝４ｍｍの時と比べて３％以下の低下であるので、十分に伝熱性能が高い熱交換器が供給できる。
よって、「４ｍｍ≦Ｄ≦６ｍｍ」の範囲とすることで、製造効率を低下させないで十分に伝熱性能が高い熱交換器１００を供給することができる。

図１４は、伝熱管径Ｄ＝５ｍｍ、列ピッチＬｐ＝８．６７ｍｍ、前面風速Ｕｆ＝１[ｍ／ｓ］と一定にして、段ピッチＤｐをパラメータとして熱交換器性能指標「ＡｏＫ／ΔＰ＾０．５９」を計算した結果である。
段ピッチＤｐ＝１５ｍｍ付近で熱交換器性能指標「ＡｏＫ／ΔＰ＾０．５９」は最大値を示し、「１４ｍｍｍ≦Ｄｐ≦１７ｍｍ」の範囲では最大値より１０％以下の低下である。段ピッチＤｐが１４ｍｍ未満の場合は、伝熱管をヘアピン形状に曲げる工程で、曲げピッチが小さいので伝熱管が扁平形状になって外観性が低下したり、管内の圧力損失増大を誘発するおそれがある。
一方、段ピッチＤｐが１７ｍｍを超える場合は熱交換器の配置容積を容積一定と考えたとき、伝熱管間のパス数を低下させる必要があるが、パス数を低下させると、管内圧損増大が熱交換器の性能を低下させる。特に、伝熱管径が小さくなるほど伝熱管の管内圧損が増大しやすい。従って、段ピッチＤｐは「１４ｍｍ≦Ｄｐ≦１７ｍｍ」であることが望ましい。

図１５は、伝勲管径Ｄ＝５ｍｍ、段ピッチＤｐ＝１５．３ｍｍ、前面風速Ｕｆ＝１［ｍ／ｓ］と一定にして、列ピッチＬｐをパラメータとして熱交換器性能指標「ＡｏＫ／ΔＰ＾０．５９」を計算した結果である。
列ピッチＬｐが８ｍｍ付近で熱交換器性能指標「ＡｏＫ／ΔＰ＾０．５９」は最大値を示し、「７ｍｍ≦Ｌｐ≦１０ｍｍ」の範囲では最大値より１０％以下の低下であるので十分に伝熱性能が高い熱交換器１００となる。
列ピッチＬｐが７ｍｍより小さくなると、製造技術的に板状フィンにフィンカラー（伝熱管を挿入する穴とカラー部）を形成することが難しい。
一方、列ピッチＬｐが１０ｍｍを超える場合、フィン効率が低下することによる熱通過率Ｋが低下、それに加えて通風抵抗ΔＰが増大することで熱交換器性能指標「ＡｏＫ／ΔＰ＾０．５９」が著しく低下する。従って、列ピッチＬｐは「７ｍｍ≦Ｌｐ≦１０ｍｍ」であることが望ましい。

図１６は、伝熱管径Ｄ＝５ｍｍ．段ピッチＤｐ＝１５．３ｍｍ、列ピッチＬｐ＝８．６７ｍｍ、前面風速Ｕｆ＝１ｍ[ｍ／ｓ］と一定にして、切り起こしの高さＨｌとフィンピッチＦｐの比率「Ｈｌ／Ｆｐ」をパラメータとして熱交換器性能指標「ＡｏＫ／ΔＰ＾０．５９」を計算した結果である。
切り起こしの高さＨｌとフィンピッチＦｐの比率「Ｈｌ／Ｆｐ＝１／３」付近で板状フィンの基板部と切り起こし部の間で等間隔に空気の流路ができ、最も高効率に伝熱向上することができるので、熱交換器性能指標「ＡｏＫ／ΔＰ＾０．５９」は最大値を示し、十分に伝熱性能が高い熱交換器１００となる。

実施の形態１０．
図１７および図１８は本発明の実施の形態１０に係る天井埋め込み型空気調和機に配置される熱交換器を説明するものであって、図１７は熱交換器の一部分を示す平面図、図１８は熱交換器の正面視の断面図である。なお、実施の形態８と同じ部分にはこれと同じ符号を付して説明する。

（板状フィン）
図１７および図１８において、板状フィン３０１は矩形の板材であって、伝熱管２１の直管部２ｓが貫通する貫通孔が千鳥状に複数形成されている。
さらに、直管部２１ａと直管部２１ｂとの間には、一方の面側（片面側）に突出する第１スリットフィン３ａ、３ｃ、３ｅがそれぞれ形成されている。すなわち、板状フィン３０１は実施の形態８の板状フィン１において第２スリットフィン３ｂ、３ｄを撤去したもの（切り起こしをしなかったもの）に同じである。

したがって、第１スリットフィン３ａと第１スリットフィン３ｃとの間には板状フィン３０１の一部である平らな板状フィン短冊部３５ｂが、第１スリットフィン３ｃと第１スリットフィン３ｅとの間には板状フィン３０１の一部である平らな板状フィン短冊部３５ｄが、それぞれ存在している。すなわち、第１スリットフィン３ａ、３ｃ、３ｅは、それぞれ板状フィン３０１の片面側に、平らな板状フィン短冊部３５ｂ、３５ｄをそれぞれ挟む形態で１つおきに形成されている。
なお、第１スリットフィン３ａ、３ｃ、３ｅの空気流れ方向の幅は同一で（便宜上、「Ｗａ」と称す）、板状フィン短冊部３５ｂ、３５ｄの空気流れ方向の幅は同一である（便宜上、「Ｗｂ」と称す）。
このように、列方向にそれぞれ３個の第１スリットフィン３ａ、３ｃ、３ｅを、切り起こした場合でも、実施の形態８と同様に、本発明の効果が得られる。

実施の形態１１．
図１９および図２０は本発明の実施の形態１１に係る天井埋め込み型空気調和機に配置される熱交換器を説明するものであって、図１９は熱交換器の一部分を示す平面図、図２０は熱交換器の正面視の断面図である。なお、実施の形態８と同じ部分にはこれと同じ符号を用いてあらわし、特に断らない限り共通の内容を示すものについては、符号の添え字「ａ、ｂ、ｃ・・・」の記載を省略して説明する。

（板状フィン）
図１９および図２０において、板状フィン４０１は、実施の形態１０の板状フィン３０１において第１スリットフィン３ｃを撤去したもの（切り起こしをしなかったもの）に同じである。

したがって、直管部２１ａと直管部２１ｂとの間には、一方の面側に突出する列方向に２個の第１スリットフィン３ａ、３ｅが形成されている。そして、第１スリットフィン３ａと第１スリットフィン３ｅとの間には板状フィン４０１の一部である平らな板状フィン短冊部３５ｃが存在している。
なお、第１スリットフィン３ａ、３ｅの空気流れ方向の幅は同一で（便宜上、「Ｗａ」と称す）、板状フィン短冊部３５ｃの空気流れ方向の幅を、便宜上、「Ｗｂ」と称す。
このように、列方向にそれぞれ２個の第１スリットフィン３ａ、３ｅを、切り起こした場合でも、実施の形態８と同様に、本発明の効果が得られる。

［スリットフィンの効果］
図２１および図２２は、図１７〜図２０に示す熱交換器におけるスリットフィンの効果を説明する相関図である。
図２１において、横軸はスリットフィン３ａ等の列方向の幅ｗａと、スリットフィンの間に存在する板状フィン短冊部３５ｂ等の列方向の幅ｗｂとの比率「ｗａ／ｗｂ」であり、縦軸は熱交換器性能指標「ＡｏＫ／ΔＰ＿ｈｅｘ＾０．５９」であって、前者をパラメータにして算出した結果である。
図２１より、比率「ｗａ／ｗｂ」が１のとき、すなわち、「Ｗa：Ｗｂ＝１：１、Ｗa＝Ｗｂ」のとき熱交換器性能指標「ＡｏＫ／ΔＰ＿ｈｅｘ＾０．５９」が十分に大きい熱交換器となる。

図２２において、横軸はスリットフィン３ｂ等の高さＨ２をフィンピッチＦｐで無次元化したもの「Ｈ２／Ｆｐ」であり、縦軸は熱交換器性能指標「ＡｏＫ／ΔＰ＿ｈｅｘ＾０．５９」であって、前者をパラメータにして算出した結果である。図２２より、スリットフィン高さＨ２はフィンピッチＦｐの１／２のとき、熱交換器性能指標「ＡｏＫ／ΔＰ＿ｈｅｘ＾０．５９」が十分に大きい熱交換器となる。

実施の形態１２．
図２３および図２４は本発明の実施の形態１２に係る天井埋め込み型空気調和機の概念を説明するものであって、図２３は底面図、図２４は同空気調和機の熱交換器部分の断面図である。なお、図１１（実施の形態９）と同じ部分にはこれと同じ符号を付して説明する。また、本実施形態の熱交換器１００には、以上に示した実施の形態１〜１１のいずれかの熱交換器が用いられる。

図２３において、空気調和機５００のユニット筐体６の中央天面側にはファン７が下側を吸込口として取り付けられている。そして、ファン７を取り囲むようにＬ字型に折り曲げられた熱交換器１００が、略環状に２個配置されている。
このように、Ｌ字型の熱交換器１００を略環状に２個配置することによって、ロ字型の熱交換器が１個だけ略環状に配置される場合に比べて、冷媒が伝熱管２内を通過する長さが低減できパス数が２倍に増えるので、冷媒の管内圧力損失が低減できる。これは、伝熱管２の径を小さくする場合において極めて有効な手段である。

したがって、熱交換器１００を蒸発器として使用する場合、図２４に示す蒸発器冷媒入り口方向から１６パスで流入し、空気の流れ方向に対して２列、３列目間のＴ字型の三方管によって、３２パスに分配され、出口に流出される。

一般に蒸発器の熱交換器の伝熱管内を冷媒が流れる場合、冷媒の状態は二相域、過熱ガスの順番で変化する。その際の冷媒の圧力損失「ΔＰ＿ref」は二相域よりも過熱ガスの方が大きい。本実施形態では蒸発器出口付近である２列目―３列目間で１６パスから３２パスにパス数が増えた効果によって、冷媒の圧力損失「ΔＰ＿ref」を大幅に低減することができる。これは、伝熱管２の径を小さくする場合に極めて有効な手段である。

熱交換器１００を凝縮器として使用する場合、図２４に示す凝縮器冷媒入り口方向から３２パスで流入し、空気の流れ方向に対して２列、３列目管のＴ字型の三方管によって、１６パスに合流され、出口に流出される。

以下、本発明の実施例について、本発明の範囲から外れる比較例と比較して説明する。
表１に示すように、実施例１及び実施例２として、冷媒質量流量が５〜２０ｋｇ/ｈの場合において、外径が５ｍｍ、溝底の管肉厚が０．２３ｍｍ、山高さが０．１５ｍｍであり、ねじれ角が１０度及び２０度である熱交換器１００を作製した。
また、比較例１及び比較例２として、外径が５ｍｍ、溝底の管肉厚が０．２３ｍｍ、山高さが０．１５ｍｍであり、ねじれ角が０度及び３０度である熱交換器１００を、比較例３として、外径が７ｍｍ、溝底の管肉厚が０．２３ｍｍ、山高さが０．１５ｍｍであり、ねじれ角が３５度である熱交換器１００を作製した。

表１から明らかなように、冷媒質量流量が５〜２０ｋｇ/ｈでは、実施例１及び実施例２の熱交換器１００は、いずれも比較例１から比較例３の熱交換器と比べて熱交換率が向上していた。

次に、表２に示すように、実施例３及び実施例４として、冷媒質量流量が２０〜４５ｋｇ/ｈの場合において、外径が５ｍｍ、溝底の管肉厚が０．２３ｍｍ、山高さが０．１５ｍｍであり、ねじれ角が０度及び１０度である熱交換器１００を作製した。
また、比較例４及び比較例５として、外径が５ｍｍ、溝底の管肉厚が０．２３ｍｍ、山高さが０．１５ｍｍであり、ねじれ角が０度及び３０度である熱交換器１００を、比較例６として、外径が７ｍｍ、溝底の管肉厚が０．２３ｍｍ、山高さが０．１５ｍｍであり、ねじれ角が３５度である熱交換器１００を作製した。

表２から明らかなように、冷媒質量流量が２０〜４５ｋｇ/ｈでは、実施例３及び実施例４の熱交換器１００は、いずれも比較例４〜比較例６の熱交換器と比べて熱交換率が向上していた。

次に、表３に示すように、実施例５〜実施例７として、冷媒質量流量が５〜２０ｋｇ/ｈの場合において、外径が５ｍｍ、溝底の管肉厚が０．２３ｍｍ、山高さが０．１５ｍｍ、ねじれ角が２０度、条数４０、５０、６５である熱交換器１００を作製した。
また、比較例７及び比較例８として、外径が５ｍｍ、溝底の管肉厚が０．２３ｍｍ、山高さが０．１５ｍｍ、ねじれ角が２０度、条数３０、７５である熱交換器１００を、比較例９として、外径が７ｍｍ、溝底の管肉厚が０．２３ｍｍ、山高さが０．１５ｍｍ、ねじれ角が３５度、条数５２である熱交換器１００を作製した。

表３から明らかなように、実施例５〜実施例７の熱交換器１００は、いずれも比較例７〜比較例９の熱交換器と比べて熱交換率が向上していた。

本発明は、前述した実施の形態および図示の構成に限定されるものではない。本発明は、前述したように伝熱性能が高いから、各種庫内熱交換器およびこれを装備する各種空気調和機として広く利用することができる。また、本発明は、冷凍専用の冷凍機、温風生成専用の乾燥機等にも利用することができる。

本発明の実施の形態１に係るフィンアンドチューブ型熱交換器の伝熱管における管軸方向に水平な断面を示す断面図と同熱交換器を鉛直方向に切断した側面断面図。 熱交換器における冷媒質量流量によって伝熱管内面溝のねじれ角と熱交換率との関係を示す線図。 本発明の実施の形態２に係る熱交換器を鉛直方向に切断した側面断面図。 伝熱管内面溝の条数と熱交換率との関係を示す線図。 本発明の実施の形態３に係る熱交換器を鉛直方向に切断した側面断面図。 本発明の実施の形態４に係る空気調和機の構成図。 本発明の実施の形態５に係る熱交換器の製造方法を示すもので、熱交換器を鉛直方向に切断した正面断面図。 本発明の実施の形態８に係る熱交換器の一部分を示す平面図。 図８に示す熱交換器の正面視の断面図。 図８に示す熱交換器のＡ−Ａ、Ｂ−Ｂ、Ｃ−Ｃ、Ｈ−Ｈの各断面図。 本発明の実施の形態９に係る天井埋め込み型空気調和機の概念を説明する斜視図。 図１１に示す天井埋め込み型空気調和機の断面図。 図１１に示す天井埋め込み型空気調和機に配置される熱交換器における熱交換器性能指標に及ぼす伝熱管径Ｄの影響を示す相関図。 図１１に示す天井埋め込み型空気調和機に配置される熱交換器における熱交換器性能指標に及ぼす段ピッチＤｐの影響を示す相関図。 図１１に示す天井埋め込み型空気調和機に配置される熱交換器における熱交換器性能指標に及ぼす列ピッチＬｐの影響を示す相関図。 図１１に示す天井埋め込み型空気調和機に配置される熱交換器における熱交換器性能指標に及ぼすフィンピッチＦｐの影響を示す相関図。 本発明の実施の形態１０に係る熱交換器の一部分を示す平面図。 図１７に示す熱交換器の正面視の断面図。 本発明の実施の形態１１に係る熱交換器の一部分を示す平面図。 図１９に示す熱交換器の正面視の断面図。 図１７〜図２０に示す熱交換器におけるスリットフィンの効果を説明する相関図。 図１３等に示す熱交換器におけるスリットフィンの効果を説明する相関図。 本発明の実施の形態１２に係る天井埋め込み型空気調和機の概念を説明する底面図。 図２３に示す天井埋め込み型空気調和機の熱交換器部分の断面図。

符号の説明

１ 板状フィン、２ 伝熱管、２ｒ 曲管部、２ｓ 直管部、３ スリットフィン、３ａ、３ｃ、３ｅ 第１スリットフィン、３ｂ、３ｄ 第２スリットフィン、４ 溝、５ 山、２１ 伝熱管、２１ａ、２１ｂ、２１ｃ 直管部、２２ａ 直管部、２３ａ、２３ｂ 直管部、３１ａ、３１ｃ、３１ｅ 第１スリットフィン斜面、３１ｂ、３１ｄ 第２スリットフィン斜面、３２ａ、３２ｃ、３２ｅ 第１スリットフィン平面、３２ｂ、３２ｄ 第２スリットフィン平面、３３ａ、３３ｃ、３３ｅ 第１スリットフィン斜面、３３ｂ、３３ｄ 第２スリットフィン斜面、３４ａ、３４ｃ、３４ｅ 第１スリットフィン溝、３４ｂ、３４ｄ 第２スリットフィン溝、３５ｂ、３５ｃ、３５ｄ 板状フィン短冊部、５１ 蒸発器、５２ 圧縮機、５３ 凝縮器、５４ 膨張弁、１００ 熱交換器、２００ 空気調和機、３０１ 板状フィン、４０１ 板状フィン、５００ 空気調和機。

Claims (14)

1. 所定の間隔で並べて配置され該間隔を流体が通過する複数の板状フィンと、前記板状フィンに直交する方向に挿通され、内部を冷媒が流れる複数の円形の伝熱管とを備え、
   前記伝熱管は、外径が４〜６ｍｍであり、管内面には深さが０．１〜０．２ｍｍである螺旋状の溝が形成されており、冷媒質量流量が５〜２０ｋｇ/ｈでは、管内面における管軸方向に平行な直線と前記溝が延びる方向とがなす角度が１０〜２０°で、冷媒質量流量が２０〜４５ｋｇ/ｈでは、管内面における管軸方向に平行な直線と前記溝が延びる方向とがなす角度が０〜１０°であることを特徴とする熱交換器。
2. 前記溝の条数が４０〜６５であることを特徴とする請求項１記載の熱交換器。
3. 前記溝底の管肉厚が０．１９〜０．２３ｍｍであることを特徴とする請求項１または２記載の熱交換器。
4. 前記流体の流れ方向と直角の段方向に配置される前記伝熱管の段ピッチが１４〜１７ｍｍであることを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の熱交換器。
5. 前記流体の流れ方向と平行な列方向に配置される前記伝熱管の列ピッチが７〜１０ｍｍであることを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の熱交換器。
6. 前記板状フィンにおいて、前記流体の流れ方向に対向する複数のスリットフィンが前記伝熱管の相互間に形成され、前記スリットフィンの支持脚部が前記伝熱管とほぼ同心円弧状をなすように傾斜面で形成されていることを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載の熱交換器。
7. 前記スリットフィンは、前記板状フィンの両面側に切り起こしにより交互に形成され、前記スリットフィンの切り起こし高さと前記板状フィンのフィンピッチとの比が約１/３であることを特徴とする請求項６記載の熱交換器。
8. 前記スリットフィンは、前記板状フィンの片面側に平らなフィン短冊部が存在するように切り起こしにより１つおきに形成され、前記スリットフィンの切り起こし高さと前記板状フィンのフィンピッチとの比が約１/２であることを特徴とする請求項６記載の熱交換器。
9. 前記板状フィンの列方向の幅と前記フィン短冊部の列方向の幅とが等しいことを特徴とする請求項８記載の熱交換器。
10. 前記板状フィンに前記伝熱管を拡管することにより接合する際の拡管率が１０５．５〜１０６．５％であることを特徴とする請求項１〜９のいずれかに記載の熱交換器。
11. 前記伝熱管内には５質量％以下の冷凍機油を含有する冷媒が流されることを特徴とする請求項１〜１０のいずれかに記載の熱交換器。
12. 圧縮機、凝縮器、絞り装置、蒸発器を順次配管によって接続し、冷媒を作動流体として用いた冷凍サイクルにおいて、請求項１〜１１のいずれかに記載の熱交換器を前記蒸発器または凝縮器として用いたことを特徴とする空気調和機。
13. 請求項１〜１１のいずれかに記載の熱交換器がＬ字状に形成され、該Ｌ字状の熱交換器を２個用いて略環状に熱交換器が形成されていることを特徴とする天井埋め込み型の空気調和機。
14. 前記冷媒として、ＨＣ単一冷媒、またはＨＣを含む混合冷媒、Ｒ３２、Ｒ４１０Ａ、Ｒ４０７Ｃ、テトラフルオロプロペン、二酸化炭素のいずれかを用いることを特徴とする請求項１２または１３記載の空気調和機。

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