JP7305085B1 - 熱交換器および冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

熱交換器は、互いに離間して上下方向に配置され、管内を流体が通過する一対のヘッダーと、断面が扁平形状を有し、扁平形状の長手側における扁平面がそれぞれ対向して間を隔てて一対のヘッダーの間に配置され、流体が流れる流路を内部に有する複数の扁平伝熱管と、波形状を有し、対向する扁平伝熱管の間に配置され、波形状の頂部が扁平伝熱管と接合され、頂部の間がそれぞれフィン部となって上下方向に並ぶ複数のコルゲートフィンとを備える熱交換部が、空気の流れる方向に沿って、間を空けて複数列に並んで構成され、空気の流れる方向において風下側となるコルゲートフィンは、空気の流れる方向において風上側となるコルゲートフィンよりも大きい管外熱伝達率である。

Description

この技術は、熱交換器および冷凍サイクル装置に関するものである。特に、コルゲートフィンと扁平伝熱管とを組み合わせて構成する熱交換器および冷凍サイクル装置に関するものである。

たとえば、冷媒が通過する一対のヘッダー間に接続された複数の扁平伝熱管の平面部と平面部との間に、コルゲートフィンを配置したコルゲートフィンチューブ型の熱交換器が普及している。そして、扁平伝熱管の間には、コルゲートフィンが配置され、空気などの気体が気流として通過する。このような熱交換器において、扁平伝熱管とコルゲートフィンとの少なくとも一方の表面温度が低下すると、使用状態によっては、表面近くの空気中の水分が析出して凝縮水となり、さらに、氷点以下になると水が凍結する。そこで、フィンとなる部分に空隙となるスリットを設け、表面に析出した水を、スリットを介して排水させる熱交換器がある（たとえば、特許文献１参照）。

また、たとえば、空気調和装置の室外機に熱交換器が用いられる場合、扁平伝熱管を流通する冷媒がコルゲートフィンを介して通過する空気の熱を吸い取って蒸発し、空気は吸熱されて冷却される。このとき、空気が保有する水分がコルゲートフィンの表面で結露することで空気が通過する通風路が塞がれてしまう。特に、コルゲートフィンがルーバーを有する場合、ルーバー近傍では管外熱伝達率が高くなる。このため、熱交換器において、着霜が促進され、霜の成長によって通風路が閉塞する。特に、コルゲートフィンの風上側は、空気とフィン表面との温度差が大きい。このため、コルゲートフィンの風上側では着霜量が多くなり、前縁に偏着霜し、短い運転時間で風路が閉塞してしまう。そこで、コルゲートフィンの風上側にルーバーを設けず、風下側にルーバーを設ける構成の熱交換器がある（たとえば、特許文献２参照）。

特開２０１５－１８３９０８号公報 特開平６―２２１７８７号公報

特許文献１の熱交換器は、フィン表面の凝縮水を排出する排水スリットを有するが、排水性を向上するために排水スリットの開口部分を大きくすると、排水性が向上する一方で伝熱面積の減少による伝熱性能の低下を招く。また、特許文献２の熱交換器のように、コルゲートフィンの風上側にルーバーのない部分を設けると、風上部における偏着霜は抑制できるものの、凝縮水の排水を十分に行うことができなくなる。また、特許文献２の熱交換器は、ルーバーのパターンを上下で反転させている。このため、一部のルーバーについては、風上側に着霜しやすいフィンのパターンが形成される。したがって、特許文献２の熱交換器は、風上部に形成された着霜しやすいフィンのルーバーにおいて偏着霜が生じ、風路を閉塞させてしまう可能性があり、低温条件下での暖房能力（暖房低温能力）が低下してしまうという問題があった。

以上の問題点を解決するため、排水性を向上させつつ、ルーバーでの偏着霜が発生しにくい熱交換器および冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。

この開示に係る熱交換器は、互いに離間して上下方向に配置され、管内を流体が通過する一対のヘッダーと、断面が扁平形状を有し、扁平形状の長手側における扁平面がそれぞれ対向して間を隔てて一対のヘッダーの間に配置され、流体が流れる流路を内部に有する複数の扁平伝熱管と、波形状を有し、対向する扁平伝熱管の間に配置され、波形状の頂部が扁平伝熱管と接合され、頂部の間がそれぞれフィン部となって上下方向に並ぶ複数のコルゲートフィンとを備える熱交換部が、空気の流れる方向に沿って、間を空けて複数列に並び、風上側の熱交換部のコルゲートフィンと風下側の熱交換部のコルゲートフィンとが断絶され、断絶部分が風上側の熱交換部に析出した凝縮水と風下側の熱交換部に析出した凝縮水とが合流して落下する排水空間となるように構成され、空気の流れる方向において風下側となるコルゲートフィンは、空気の流れる方向において風上側となるコルゲートフィンよりも大きい管外熱伝達率であり、空気の流れる方向において、風上側となるコルゲートフィンの扁平伝熱管に対する風上方向への突出し長さをｙ _Ａ と定義し、風下側となるコルゲートフィンの扁平伝熱管に対する風上方向への突出し長さをｙ _Ｂ と定義したとき、ｙ _Ａ ＞ｙ _Ｂ の関係である。

また、開示に係る冷凍サイクル装置は、上記の熱交換器を搭載したものである。

この開示に係る熱交換器は、複数列で形成されるコルゲートフィン熱交換器において、空気の流れる方向において風下側となるコルゲートフィンの管外熱伝達率は、空気の流れる方向において風上側となるコルゲートフィンの管外熱伝達率よりも大きい。このため、風上側となるコルゲートフィンにおいて風路を閉塞してしまわず、熱交換器全体における着霜量を均一化させる方向に導くことができる。したがって、熱交換器における風路が霜で完全閉塞に至るまでの時間を延ばし、熱交換器は、暖房低温能力を向上させることができる。

実施の形態１に係る熱交換器の構成を説明する概略図である。 実施の形態１に係る熱交換器の一部における概略正面図である。 実施の形態１に係る熱交換器の一部を示す概略図である。 実施の形態１に係る熱交換器におけるフィン部が有する排水スリットについて説明する図である。 実施の形態１に係る熱交換器における凝縮水の排水現象を説明する概略図である。 排水空間の開口面積が大きい場合の凝縮水の排水現象を説明する概略図である。 排水空間の開口面積が小さい場合の凝縮水の排水現象を説明する概略図である。 実施の形態２に係る熱交換器の一部を示す概略図である。図８は、空気流れ方向に沿って切った熱交換器１０の一部を上面視した図である。 実施の形態２に係る熱交換器の別の一例における一部を示す概略図である。 実施の形態３に係る熱交換器の一部を示す概略図である。 実施の形態３に係る熱交換器の別の一例における一部を示す概略図である。 実施の形態３に係る熱交換器の他の一例における一部を示す概略図である。 実施の形態４に係る熱交換器の一部を示す概略図である。 実施の形態４の熱交換器のコルゲートフィンを側面方向から見たときの概略図である。 実施の形態５の熱交換器のコルゲートフィンを側面方向から見たときの概略図である。 実施の形態６の熱交換器のコルゲートフィンを側面方向から見たときの概略図である。 実施の形態６の熱交換器におけるコルゲートフィンの別の一例を側面方向から見たときの概略図である。 実施の形態６の熱交換器におけるコルゲートフィンの他の一例を側面方向から見たときの概略図である。 実施の形態６の熱交換器におけるコルゲートフィンのさらに別の一例を側面方向から見たときの概略図である。 実施の形態７に係る空気調和装置の構成を示す図である。

以下、実施の形態に係る熱交換器および冷凍サイクル装置について、添付図面などを参照しながら説明する。以下の図面において、同一の符号を付したものは、同一またはこれに相当するものであり、以下に記載する実施の形態の全文において共通することとする。そして、明細書全文に表わされている構成要素の形態は、あくまでも例示であって、明細書に記載された形態に限定するものではない。特に構成要素の組み合わせは、各実施の形態における組み合わせのみに限定するものではなく、他の実施の形態に記載した構成要素を別の実施の形態に適用することができる。また、以下の説明において、図における上方を「上側」とし、下方を「下側」として説明する。さらに、理解を容易にするために、方向を表す用語（たとえば「右」、「左」など）などを適宜用いるが、説明のためのものであって、これらの用語により本開示が限定されるものではない。また、湿度および温度の高低については、特に絶対的な値との関係で高低が定まっているものではなく、装置などにおける状態および動作などにおいて相対的に定まるものとする。そして、図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。

実施の形態１．
図１は、実施の形態１に係る熱交換器の構成を説明する概略図である。実施の形態１の熱交換器１０は、パラレル配管形となるコルゲートフィンチューブ型の熱交換部１１を複数列有する。ここでは、図１に示すように、熱交換器１０は、空気流れにおいて風上側（上流側）となる風上側熱交換部１１Ａおよび風下側（下流側）となる風下側熱交換部１１Ｂを有するものとする。また、熱交換器１０は、複数の扁平伝熱管１、複数のコルゲートフィン２およびヘッダー３を有する。熱交換器１０において、風上側熱交換部１１Ａは、扁平伝熱管１Ａ、コルゲートフィン２Ａおよびヘッダー３Ａを有する。また、風下側熱交換部１１Ｂは、扁平伝熱管１Ｂ、コルゲートフィン２Ｂおよびヘッダー３Ｂを有する。

ヘッダー３は、冷凍サイクル装置を構成する他の装置と配管接続され、熱交換媒体となる流体である冷媒が流入または流出し、冷媒を分岐または合流させる管である。風上側熱交換部１１Ａの上部ヘッダー３１Ａと下部ヘッダー３２Ａとは、図１の上下方向に間隔を空けて配置されている。また、風下側熱交換部１１Ｂの上部ヘッダー３１Ｂと下部ヘッダー３２Ｂとは、図１の上下方向に間隔を空けて配置されている。

そして、上部ヘッダー３１と下部ヘッダー３２との間には、上部ヘッダー３１と下部ヘッダー３２とに対して垂直に複数の扁平伝熱管１が配置されている。上部ヘッダー３１Ａと下部ヘッダー３２Ａとの間には、複数の扁平伝熱管１Ａが配置される。また、上部ヘッダー３１Ｂと下部ヘッダー３２Ｂとの間には、複数の扁平伝熱管１Ｂが配置される。複数の扁平伝熱管１は互いに平行に配置されている。複数の扁平伝熱管１は、空気流れ方向と直交する方向に、等間隔に並んで並設されている。以下、扁平伝熱管１が並設される方向を「管並設方向」という。また、扁平伝熱管１の軸方向（図１の上下方向）を「管軸方向」という。

扁平伝熱管１は、断面が扁平形状を有する。扁平伝熱管１は、扁平断面の長手側の外側面（以下、扁平面という）が平面状であり、扁平形状の短手側における外側面が曲面状である伝熱管である。扁平伝熱管１は、管の内部に、貫通孔で形成された冷媒流路を複数有する多穴扁平伝熱管である。扁平伝熱管１は管軸方向に立てて配置され、扁平伝熱管１の貫通孔は管軸方向に延びており、上部ヘッダー３１および下部ヘッダー３２に連通している。扁平伝熱管１は、扁平断面の長手側が空気流れ方向に沿うようにして配置されている。各扁平伝熱管１は、各ヘッダー３に形成された挿入穴（図示せず）に扁平伝熱管１の両端部が挿し込まれてろう付けされることで、上部ヘッダー３１および下部ヘッダー３２と接合されている。ろう付けのろう材には、たとえば、アルミニウムを含むろう材が使用される。ここで、熱交換器１０が蒸発器として使用される場合、低温および低圧の冷媒が扁平伝熱管１の管内の冷媒流路を流れる。熱交換器１０が凝縮器として使用される場合、高温および高圧の冷媒が扁平伝熱管１の管内の冷媒流路を流れる。図１の矢印は、熱交換器１０が蒸発器として使用される場合の冷媒の流れを示している。実施の形態１は、熱交換器１０を蒸発器として使用する場合に、フィン表面に発生する着霜について説明するものである。

冷媒は、図１の矢印に示すように、外部装置（図示せず）から熱交換器１０に冷媒を供給する流入管３３（流入管３３Ａおよび流入管３３Ｂ）を介して、上部ヘッダー３１Ａおよび上部ヘッダー３１Ｂに流入する。流入した冷媒は、分配されて各扁平伝熱管１を通過する。ここで、流入管３３は、熱交換器１０が蒸発器となるときに冷媒が流入する管である。冷凍サイクル装置における冷媒の流れによっては、冷媒が流出する管となる場合もある。扁平伝熱管１は、管内を通過する冷媒と管外を通過する外部の大気である外気との間で熱交換を行う。このとき、冷媒は、扁平伝熱管１を通過する間に大気から吸熱する。各扁平伝熱管１を通過して熱交換された冷媒は、下部ヘッダー３２Ａおよび下部ヘッダー３２Ｂに流入し、下部ヘッダー３２Ａおよび下部ヘッダー３２Ｂ内で合流する。下部ヘッダー３２Ａおよび下部ヘッダー３２Ｂ内で合流した冷媒は、下部ヘッダー３２Ａおよび下部ヘッダー３２Ｂに接続された流出管３４（流出管３４Ａおよび流出管３４Ｂ）を通って、外部装置（図示せず）に還流される。ここで、流出管３４は、熱交換器１０が蒸発器となるときに冷媒が流出する管である。冷凍サイクル装置における冷媒の流れによっては、冷媒が流入する管となる場合もある。扁平伝熱管１同士の間には、コルゲートフィン２が配置されている。コルゲートフィン２は、冷媒と外気との伝熱面積を広げるために配置されている。

図２は、実施の形態１に係る熱交換器の一部における概略正面図である。コルゲートフィン２は、平板状のフィン材に対してコルゲート加工が行われ、山折りおよび谷折りを繰り返すつづら折りにより折り曲げられ、波形状に、蛇腹となって形成されている。ここで、波形状に形成されてできた凹凸による折り曲げ部分は、波形状（山谷状）の頂部となる。また、頂部と頂部との間は腹部となる。実施の形態１において、コルゲートフィン２の頂部は、管軸方向にわたって並んでいる。

コルゲートフィン２の各頂部は、扁平伝熱管１の扁平面に接合される。この接合部分は、ろう材によってろう付けされ、接合されている。コルゲートフィン２を構成するフィン材の材質は、たとえば、アルミニウム合金である。そしてコルゲートフィン２を構成するフィン材の表面には、ろう材層がクラッドされている。クラッドされたろう材層の主材は、たとえば、アルミシリコン系のアルミニウムを含むろう材である。ここでコルゲートフィン２を構成するフィン材の板厚は、たとえば、約５０μｍ以上、約２００μｍ以下である。コルゲートフィン２は、板状のフィン材が管軸方向に波形状に連なる構成を有する。コルゲートフィン２は、空気流れ方向（図２における紙面奥行方向）から見て、波形状の腹部となるフィン部２１が交互に逆向きの傾斜で管軸方向に連なった形状を有する。フィン部２１には、複数のルーバー２２が、空気流れ方向（紙面奥行方向）に並んで形成されている。ここで、ルーバー２２は、板部と開口部とを有する。板部は、コルゲートフィン２を空気流れ方向から正面視したときに、平坦部に対して上下方向に傾斜して突き出た形状である。板部は開口部に空気を導き、空気を通過させて空気の流れを変える。フィン部２１において、コルゲートフィン２を空気流れ方向から正面視したときに、平坦部に対してルーバー２２として突き出ている部分の面積の総和が大きくなるほど、管外熱伝達率αＯが大きくなる。

ここで、２つのコルゲートフィン２における管外熱伝達率αＯの大小について説明する。たとえば、対象とするコルゲートフィン２と接合している扁平伝熱管１に、一定温度（たとえば、５０℃）の温水などの液体を通過させる。そして、一定の室温（たとえば、２０℃）および同じ風量で空冷したとき、扁平伝熱管１から流出する液体の温度により、２つのコルゲートフィン２における管外熱伝達率αＯを比較する。扁平伝熱管１から流出する液体の温度が低いコルゲートフィン２の方が、空気との熱交換がより大きいため、管外熱伝達率αＯが大きくなることになる。実施の形態１に係る熱交換器１０では、風上側のコルゲートフィン２Ａの方が風下側のコルゲートフィン２Ｂよりも管外熱伝達率αＯが小さくなるような構造のルーバー２２の仕様とする。ルーバー２２の仕様とは、たとえば、ルーバー幅、角度、ピッチおよび枚数などである。

図３は、実施の形態１に係る熱交換器の一部を示す概略図である。図３は、空気流れ方向に沿って切った熱交換器１０の一部を上面視した図である。ここでは、風上側熱交換部１１Ａのコルゲートフィン２Ａと風下側熱交換部１１Ｂのコルゲートフィン２Ｂとで、風上側熱交換部１１Ａにおける管外熱伝達率αＯが、風下側熱交換部１１Ｂにおける管外熱伝達率αＯよりも小さい場合の一例を示している。図３は、風上側のコルゲートフィン２Ａにおけるルーバー２２Ａのルーバー幅Ｌ_ＷＡが、風下側のコルゲートフィン２Ｂにおけるルーバー２２Ｂのルーバー幅Ｌ_ＷＢよりも短い熱交換器１０である。

図３に示すように、実施の形態１の熱交換器１０は、風上側となるコルゲートフィン２Ａにおけるルーバー２２Ａのルーバー幅Ｌ_ＷＡが短い。このため、コルゲートフィン２Ａは、管外熱伝達率αＯが低くなる平坦部の面積が扁平伝熱管１の近傍において大きくなる。この結果、風上側となるコルゲートフィン２Ａは、霜が形成されにくい低着霜領域を多く有する。したがって、たとえば、フィン表面が氷点下以下となる条件下で熱交換器１０を使用する場合、コルゲートフィン２Ａでは低着霜領域に空気が多く流れて、コルゲートフィン２Ａでの着霜量が減り、風下側となるコルゲートフィン２Ｂでの着霜量が増加する。このように、実施の形態１における熱交換器１０は、コルゲートフィン２Ａのルーバー幅Ｌ_ＷＡとルーバー２２Ｂのルーバー幅Ｌ_ＷＢとの長さを調整した構成とすることで、熱交換器１０全体における着霜量を均一化させる方向に導くことができる。このため、熱交換器１０における風路が霜で完全閉塞に至るまでの時間を延ばすことができる。したがって、熱交換器１０は、暖房低温能力を向上させることができる。

また、図３に示すように、風上側のコルゲートフィン２Ａおよび風下側のコルゲートフィン２Ｂは、それぞれ、空気流れ方向に対して、ルーバー２２Ａおよびルーバー２２Ｂを有する。そして、空気流れ方向において、コルゲートフィン２のフィン部２１は、中心付近に、ルーバー２２に挟まれる形で、排水スリット２４（排水スリット２４Ａおよび排水スリット２４Ｂ）を有する。このように、コルゲートフィン２のフィン部２１に、空気流れ方向に対して、中心付近に排水スリット２４を設けることで、フィン部２１の表面に発生する凝縮水４をすばやく除去することができる。このため、熱交換器１０を蒸発器として使用する場合に、凝縮水４がフィン部２１に滞留せず、通風抵抗の増加を抑制することができるので、熱交換に係る能力を向上させることができる。さらに、暖房低温運転時にフィン表面についた霜を溶かす除霜運転を行う際、霜の融解水を排水スリット２４から迅速に排出させることができる。このため、除霜運転時間を短くすることができ、暖房低温能力を向上させることができる。

図４は、実施の形態１に係る熱交換器におけるフィン部が有する排水スリットについて説明する図である。熱交換器１０において、空気は風上側から冷媒と熱交換していくため、空気と冷媒との温度差は、風上側熱交換部１１Ａにおいて大きくなる。この結果、風上側熱交換部１１Ａのコルゲートフィン２Ａにおけるフィン表面に発生する凝縮水４の量は、風下側となる風下側熱交換部１１Ｂのコルゲートフィン２Ｂよりも多くなる。そこで、図４に示すように、実施の形態１における熱交換器１０は、風上側のコルゲートフィン２Ａにおける排水スリット２４Ａの開口面積が風下側となるコルゲートフィン２Ｂが有する排水スリット２４Ｂよりも大きくなるような構成とする。したがって、排水スリット２４Ｂの開口面積の方が排水スリット２４Ａの開口面積よりも小さくなる。これにより、実施の形態１における熱交換器１０は、排水性（単位時間あたりに排出される凝縮水量）の向上を期待することができる。このため、除霜運転時間を短くすることができ、暖房低温能力をさらに向上させることができる。ここで、コルゲートフィン２Ｂが排水スリット２４Ｂを有するものとして説明したが、コルゲートフィン２Ｂの排水スリット２４Ｂがなくてもよい。

また、図３および図４に示すように、実施の形態１における熱交換器１０は、風上側熱交換部１１Ａのコルゲートフィン２Ａと風下側熱交換部１１Ｂのコルゲートフィン２Ｂとの間が連結しておらず、断絶されている。熱交換部１１間の断絶部分は排水空間２５となる。ここで、コルゲートフィン２を上面から見たときの排水空間２５の開口面積をＡ２と定義する。また、コルゲートフィン２を上面から見たときのフィン部２１のフィン面積をＡ１と定義する。発明者らが実験および解析を行った結果、排水空間２５は、面積比Ａ２／Ａ１が０．０３以上および０．４０以下（０．０３≦Ａ２／Ａ≦１０．４０）の範囲となる関係となるような開口面積Ａ２にするとよいことが確認された。排水空間２５がこのような関係を満たす開口面積Ａ２であれば、空気流れにおいて、風上側のコルゲートフィン２Ａにおける最下流部の端部と風下側のコルゲートフィン２Ｂの最上流部の端部との間でそれぞれのフィンの凝縮水４が合流して、隙間を流下していく。このため、実施の形態１における熱交換器１０は、排水空間２５を排水経路として機能させることができる。

図５は、実施の形態１に係る熱交換器における凝縮水の排水現象を説明する概略図である。図５は、コルゲートフィン２Ａとコルゲートフィン２Ｂとの間にある排水空間２５の空気流れ方向における寸法δ_Ｒの関係を、側面視によって示している。ここでは、排水空間２５の空気流れ方向における寸法δ_Ｒについて説明する。図５においては、排水空間２５が、面積比Ａ２／Ａ１が０．０３以上および０．４０以下の範囲となる寸法δ_Ｒを満たしている。この場合、図５に示すように、風上側熱交換部１１Ａの端部における凝縮水４と風下側熱交換部１１Ｂの端部における凝縮水４とが熱交換部１１間の排水空間２５において凝縮水４の表面張力を破って合流することができる。このため、合流した凝縮水４は、重力により排水空間２５を流下して、さらに排水が促進される。

図６は、排水空間の開口面積が大きい場合の凝縮水の排水現象を説明する概略図である。排水空間２５の空気流れ方向における寸法δ_Ｒが広いと、凝縮水４がフィンの端部に表面張力で保持される。このため、排水空間２５の開口面積Ａ２とフィン面積Ａ１との面積比Ａ２／Ａ１が０．４０以上になると、風上側のコルゲートフィン２Ａにおける最下流部の端部とコルゲートフィン２Ｂにおける最上流部の端部との間で凝縮水４が合流しにくくなる。このため、排水空間２５が排水経路として機能せず、排水性が低下する。

図７は、排水空間の開口面積が小さい場合の凝縮水の排水現象を説明する概略図である。排水空間２５の空気流れ方向の寸法δ_Ｒが狭くなって、排水空間２５の開口面積比が０．０３未満となる場合がある。このとき、風上側のコルゲートフィン２Ａにおける最下流部の端部と風下側のコルゲートフィン２Ｂにおける最上流部の端部とが近接しすぎると、凝縮水４の滞留（ブリッジ）が発生し、排水性が低下する。

以上のように、空気流れ方向に複数の熱交換部１１が並んで構成される実施の形態１に係る熱交換器１０では、たとえば、風上側のコルゲートフィン２Ａにおけるルーバー２２Ａと風下側のコルゲートフィン２Ｂにおけるルーバー２２Ｂとで仕様が異なるようにする。そして、風上側のコルゲートフィン２Ａの方が風下側のコルゲートフィン２Ｂよりも管外熱伝達率αＯが小さくなるようにする。このため、コルゲートフィン２Ａにおいて風路を閉塞してしまわず、熱交換器１０全体における着霜量を均一化させる方向に導くことができる。したがって、熱交換器１０における風路が霜で完全閉塞に至るまでの時間を延ばし、熱交換器１０は、暖房低温能力を向上させることができる。

また、実施の形態１に係る熱交換器１０は、風上側のコルゲートフィン２Ａにおける排水スリット２４Ａの開口面積が風下側となるコルゲートフィン２Ｂが有する排水スリット２４Ｂよりも大きくする。このため、熱交換器１０全体の排水性の向上を期待することができ、除霜運転時間を短くすることができ、暖房低温能力をさらに向上させることができる。

そして、実施の形態１に係る熱交換器１０は、熱交換部１１間の断絶部分となる排水空間２５の開口面積Ａ２は、フィン部２１のフィン面積Ａ１との面積比Ａ２／Ａ１が０．０３以上および０．４０以下の範囲となるようにする。このため、排水空間２５を排水経路として機能させることができ、熱交換器１０全体の排水性の向上をはかることができる。

実施の形態２．
図８は、実施の形態２に係る熱交換器の一部を示す概略図である。図８は、空気流れ方向に沿って切った熱交換器１０の一部を上面視した図である。図８において、図３などと同じ符号を付したものについては、実施の形態１で説明したことと同様である。図８に示すように、実施の形態２に係る熱交換器１０は、風上側の扁平伝熱管１Ａと風下側の扁平伝熱管１Ｂとが水平方向において異なる位置に配置されている。そして、熱交換器１０では、風上側熱交換部１１Ａの扁平伝熱管１Ａと風下側熱交換部１１Ｂのコルゲートフィン２Ｂとが近接配置されている。このような配置にすることによって、風下側のコルゲートフィン２Ｂの凝縮水４を、風上側の扁平伝熱管１Ａに伝わらせることができる。扁平伝熱管１は、コルゲートフィン２よりも排水性が高い。このため、コルゲートフィン２Ｂに溜まる凝縮水４が、扁平伝熱管１Ａに伝わりやすくなるので、排水性が向上する。

図９は、実施の形態２に係る熱交換器の別の一例における一部を示す概略図である。図９に示すように、風上側のコルゲートフィン２Ａの凝縮水４を、風下側の扁平伝熱管１Ｂに伝わらせることで、排水性を向上させることができる。このとき、図９に示すように、風上側の扁平伝熱管１Ａと近接させるため、風下側のコルゲートフィン２Ｂにおける最上流部の端部が風下側の扁平伝熱管１Ｂに対して風上側に突き出ていると、凝縮水４を扁平伝熱管１Ａに導水させやすくなる。

実施の形態３．
図１０は、実施の形態３に係る熱交換器の一部を示す概略図である。図１０は、空気流れ方向に沿って切った熱交換器１０の一部を上面視した図である。図１０において、図３などと同じ符号を付したものについては、実施の形態１で説明したことと同様である。図１０に示すように、風上側となるコルゲートフィン２Ａの扁平伝熱管１Ａに対する風上方向への突出し長さをｙ_Ａと定義する。また、風下側となるコルゲートフィン２Ｂの扁平伝熱管１Ｂに対する風上方向への突出し長さをｙ_Ｂと定義する。実施の形態３に係る熱交換器１０は、コルゲートフィン２Ａとコルゲートフィン２Ｂとにおける突き出し長さがｙ_Ａ＞ｙ_Ｂの関係になっているものである。

コルゲートフィン２の前縁を風上側に突き出させることによって、フィン前縁部のフィン効率を抑制し、空気との熱交換量を抑制することができ、コルゲートフィン前縁部での偏着霜を改善する効果がある。しかしながら、風下側となるコルゲートフィン２Ｂは、風上側となるコルゲートフィン２Ａと比較して、空気と冷媒の温度差が小さくなる。このため、風下側のコルゲートフィン２Ｂでは、熱交換量が少なくなる傾向がある。この結果、風下側熱交換部１１Ｂでは、着霜量が少なくなる傾向がある。したがって、実施の形態３における熱交換器１０は、風下側のコルゲートフィン２Ｂにおけるフィン前縁部の風上側への突出し長さｙ_Ｂが風上側のコルゲートフィン２Ａの突出し長さｙ_Ａよりも小さく構成する。そして、風下側のコルゲートフィン２Ｂは、ルーバー２２を多く有するなどして伝熱促進をはかる。

図１１は、実施の形態３に係る熱交換器の別の一例における一部を示す概略図である。図１１に示す熱交換器１０は、風下側のコルゲートフィン２Ｂの前縁部の突出し長さが風上側のコルゲートフィン２Ａよりも短いまたは突出し長さがない構成である。図１１では、さらに、風下側のコルゲートフィン２Ｂのルーバー２２Ｂの数が、風上側のコルゲートフィン２Ａよりも多い構成となっている。

図１２は、実施の形態３に係る熱交換器の他の一例における一部を示す概略図である。図１２に示す熱交換器１０は、風上側のコルゲートフィン２Ａは排水スリット２４Ａを有する一方で、風下側のコルゲートフィン２Ｂは排水スリット２４を有していない構成である。そして、風下側のコルゲートフィン２Ｂのルーバー２２の数が、風上側のコルゲートフィン２Ａよりも多くなるように構成することで、排水スリット２４がなくても、凝縮水４の排水をルーバー２２Ｂによって行うことができる。このため、図１２の熱交換器１０は、伝熱性能と排水性とをバランスよく向上させることができる。

実施の形態４．
図１３は、実施の形態４に係る熱交換器の一部を示す概略図である。図１３は、空気流れ方向に沿って切った熱交換器１０の一部を上面視した図である。また、図１４は、実施の形態４の熱交換器のコルゲートフィンを側面方向から見たときの概略図である。図１４は、コルゲートフィン２Ａおよびコルゲートフィン２Ｂのそれぞれのフィン部２１Ａおよびフィン部２１Ｂを示している。図１４において、白矢印は空気の流れ方向を表している。また、黒矢印は凝縮水４の排水イメージを図示したものである。図１３および図１４において、図３などと同じ符号を付したものについては、実施の形態１で説明したことと同様である。実施の形態４における熱交換器１０は、風上側のコルゲートフィン２Ａと風下側のコルゲートフィン２Ｂとの間に、前述した排水空間２５を有するものである。さらに、実施の形態４に係る熱交換器１０は、風上側のルーバー２２Ａと風下側のルーバー２２Ｂとで平坦部に対するルーバー２２の開口方向が逆向きになっている。そして、風上側のルーバー２２Ａと風下側のルーバー２２Ｂとにおける傾きは、それぞれ排水空間２５に向かう傾きとなるように構成されている。

実施の形態４における熱交換器１０は、風上側のルーバー２２Ａと風下側のルーバー２２Ｂとでルーバー２２の開口方向を逆にし、凝縮水４が熱交換部１１間の排水空間２５に向かうようにする。このため、排水空間２５に凝縮水４を多く集めることができ、排水性を向上させることができる。

実施の形態５．
図１５は、実施の形態５の熱交換器のコルゲートフィンを側面方向から見たときの概略図である。図１５において、図３などと同じ符号を付したものについては、実施の形態１で説明したことと同様である。図１５は、コルゲートフィン２Ａおよびコルゲートフィン２Ｂのそれぞれのフィン部２１Ａおよびフィン部２１Ｂを示している。実施の形態５に係る熱交換器１０において、風上側のコルゲートフィン２Ａのフィン肉厚をｔ_ＦＡと定義する。また、風下側のコルゲートフィン２Ｂのフィン肉厚をｔ_ＦＢと定義する。このとき、コルゲートフィン２Ａとコルゲートフィン２Ｂとにおけるフィン肉厚は、ｔ_ＦＡ＜ｔ_ＦＢの関係を有する。したがって、実施の形態５に係る熱交換器１０は、風上側のコルゲートフィン２Ａのフィン肉厚ｔ_ＦＡが、風下側のコルゲートフィン２Ｂのフィン肉厚ｔ_ＦＢよりも薄く構成したものである。

風上側熱交換部１１Ａでは、流入する空気は熱交換前であるため、空気と冷媒との温度差が大きい。コルゲートフィン２Ａのフィン肉厚ｔ_ＦＡを薄くすることで、風上側のコルゲートフィン２Ａにおけるフィン効率を抑制し、管外熱伝達率αＯを抑えることができる。したがって、風上側熱交換部１１Ａに対する偏着霜をさらに改善することができる。

実施の形態６．
図１６は、実施の形態６の熱交換器のコルゲートフィンを側面方向から見たときの概略図である。図１６において、図３などと同じ符号を付したものについては、実施の形態１で説明したことと同様である。図１６は、コルゲートフィン２Ａおよびコルゲートフィン２Ｂのそれぞれのフィン部２１Ａおよびフィン部２１Ｂを示している。実施の形態６に係る熱交換器１０は、風上側のコルゲートフィン２Ａの前縁突き出し部の一部において、フィン材を折り曲げた縁折部２８を有する構造となっている。コルゲートフィン２Ａが前縁突き出し部に縁折部２８を有する構造とすることで、強度が必要となる前縁突出し部のフィン肉厚を実質的に２倍にすることができる。このため、実施の形態６の熱交換器１０は、フィン倒れなどを抑制しつつ、他の部分におけるフィン肉厚を薄くすることができる。したがって、フィン効率を抑制し、管外熱伝達率αＯを抑えることができ、風上側となるコルゲートフィン２Ａへの偏着霜をさらに改善することができる。ここで、図１６の熱交換器１０は、風上側のコルゲートフィン２Ａの前縁突き出し部に縁折部２８を有する構造としたが、これに限定するものではない。

図１７は、実施の形態６の熱交換器におけるコルゲートフィンの別の一例を側面方向から見たときの概略図である。たとえば、図１７に示すように、熱交換器１０は、風上側のコルゲートフィン２Ａおよび風下側のコルゲートフィン２Ｂの両方の前縁部に縁折部２８を有する構造でもよい。風上側のコルゲートフィン２Ａおよび風下側のコルゲートフィン２Ｂにそれぞれ縁折部２８を有することで、両方の偏着霜を改善することができる。

図１８は、実施の形態６の熱交換器におけるコルゲートフィンの他の一例を側面方向から見たときの概略図である。図１８の熱交換器１０において、風上側のコルゲートフィン２Ａにおける前縁突き出し部の縁折部２８の長さをＸ_Ａと定義する。また、風下側のコルゲートフィン２Ｂにおける前縁突き出し部の縁折部２８の長さをＸ_Ｂと定義する。このとき、コルゲートフィン２Ａとコルゲートフィン２Ｂとにおける縁折部２８の長さは、Ｘ_Ａ＞Ｘ_Ｂの関係を有する。このため、前縁突出し長さは、風上側のコルゲートフィン２Ａの方が、風下側のコルゲートフィン２Ｂよりも長い。このとき、コスト的に、縁折部２８の長さも前縁突出し長さに合わせた方がよい。そこで、コルゲートフィン２Ａとコルゲートフィン２Ｂとにおける縁折部２８の長さを調整することで、適切な強度で、縁折部２８を小さくすることができる。このため、使用するフィン材料を減らすことができる。

図１９は、実施の形態６の熱交換器におけるコルゲートフィンのさらに別の一例を側面方向から見たときの概略図である。図１６～図１８に示した熱交換器１０は、コルゲートフィン２の前縁部のみに、縁折部２８を設けた構造であったが、これに限定するものではない。図１９に示すように、熱交換器１０は、空気流れ方向において後側となる後縁部にも縁折部２８を有する構造としてもよい。図１９のような構造とすることで、コルゲートフィン２の製造において、フィン材を折り曲げ成形するときに、フィン材の両端の高さを同じにすることができる。このため、フィン材をローラーで移動する際、フィン材の送りが安定し、精度よく加工することができる。

実施の形態７．
図２０は、実施の形態７に係る空気調和装置の構成を示す図である。実施の形態７の空気調和装置は、実施の形態１～実施の形態６の熱交換器１０を備えた冷凍サイクル装置の一例である。実施の形態７の空気調和装置は、実施の形態１～実施の形態６の熱交換器１０を、室外熱交換器２３０として用いる。ただし、これに限定するものではなく、空気調和装置は、実施の形態１～実施の形態６の熱交換器１０を室内熱交換器１１０として用いてもよい。また、空気調和装置は、実施の形態１～実施の形態６の熱交換器１０を、室外熱交換器２３０および室内熱交換器１１０の両方に用いてもよい。

図２０に示すように、空気調和装置は、室外機２００と室内機１００とを、ガス冷媒配管３００および液冷媒配管４００により配管接続することで、冷媒回路を構成している。実施の形態７の空気調和装置は、１台の室外機２００と１台の室内機１００とが配管接続されているものとするが、台数は任意である。

室外機２００は、圧縮機２１０、四方弁２２０、室外熱交換器２３０および室外ファン２４０を有する。圧縮機２１０は、吸入した冷媒を圧縮して吐出する。特に限定するものではないが、圧縮機２１０は、たとえばインバータ回路などにより、運転周波数を任意に変化させることにより、圧縮機２１０の容量を変化させることができる。四方弁２２０は、冷房運転時と暖房運転時とに応じて冷媒の流れを切り替える弁である。室外熱交換器２３０は、冷媒と室外の空気との熱交換を行う。室外熱交換器２３０は、暖房運転時においては蒸発器として機能し、冷媒を蒸発させ、気化させる。また、室外熱交換器２３０は、冷房運転時においては凝縮器として機能し、冷媒を凝縮し、液化させる。室外ファン２４０は、室外熱交換器２３０に室外の空気を送り込み、室外熱交換器２３０における熱交換を促す。

一方、室内機１００は、室内熱交換器１１０、減圧装置１２０および室内ファン１３０を有している。室内熱交換器１１０は、空調対象となる室内の空気と冷媒との熱交換を行う。室内熱交換器１１０は、暖房運転時においては凝縮器として機能し、冷媒を凝縮し、液化させる。また、室内熱交換器１１０は、冷房運転時においては蒸発器として機能し、冷媒を蒸発させ、気化させる。減圧装置１２０は、冷媒を減圧して膨張させる。減圧装置１２０は、たとえば電子式膨張弁などで構成される。減圧装置１２０が電子式膨張弁で構成された場合には、減圧装置１２０は、制御装置（図示せず）などの指示に基づいて開度調整を行う。室内ファン１３０は、室内の空気を室内熱交換器１１０に通過させ、室内熱交換器１１０を通過させた空気を室内に供給する。

次に、空気調和装置の各機器の動作について、冷媒の流れに基づいて説明する。まず、暖房運転について説明する。暖房運転時には、四方弁２２０は図２０の点線側に切り替えられる。圧縮機２１０により圧縮されて吐出した高温および高圧のガス冷媒は、四方弁２２０を通過し、室内熱交換器１１０に流入する。室内熱交換器１１０に流入したガス冷媒は、空調対象空間の空気と熱交換することで凝縮し、液化する。液化した冷媒は、減圧装置１２０で減圧されて気液二相状態となった後、室外熱交換器２３０に流入する。室外熱交換器２３０に流入した冷媒は、室外ファン２４０から送られた室外の空気と熱交換することで蒸発し、ガス化する。ガス化した冷媒は、四方弁２２０を通過して、再度、圧縮機２１０に吸入される。以上のようにして冷媒が循環することで、空気調和装置は暖房に係る空気調和を行う。

次に、冷房運転について説明する。冷房運転時には、四方弁２２０は図２０の実線側に切り替えられる。圧縮機２１０により圧縮されて吐出した高温および高圧のガス冷媒は、四方弁２２０を通過し、室外熱交換器２３０に流入する。室外熱交換器２３０に流入したガス冷媒は、室外ファン２４０が供給した室外の空気と熱交換することで凝縮し、液化する。液化した冷媒は、減圧装置１２０で減圧されて気液二相状態となった後、室内熱交換器１１０に流入する。室内熱交換器１１０に流入した冷媒は、空調対象空間の空気と熱交換することで蒸発し、ガス化する。ガス化した冷媒は、四方弁２２０を通過して再度圧縮機２１０に吸入される。以上のようにして冷媒が循環することで、空気調和装置は冷房に係る空気調和を行う。

１，１Ａ，１Ｂ 扁平伝熱管、２，２Ａ，２Ｂ コルゲートフィン、３，３Ａ，３Ｂ ヘッダー、４ 凝縮水、１０ 熱交換器、１１ 熱交換部、１１Ａ 風上側熱交換部、１１Ｂ 風下側熱交換部、２１，２１Ａ，２１Ｂ フィン部、２２，２２Ａ，２２Ｂ ルーバー、２４，２４Ａ，２４Ｂ 排水スリット、２５ 排水空間、２８ 縁折部、３１，３１Ａ，３１Ｂ 上部ヘッダー、３２，３２Ａ，３２Ｂ 下部ヘッダー、３３，３３Ａ，３３Ｂ 流入管、３４，３４Ａ，３４Ｂ 流出管、１００ 室内機、１１０ 室内熱交換器、１２０ 減圧装置、１３０ 室内ファン、２００ 室外機、２１０ 圧縮機、２２０ 四方弁、２３０ 室外熱交換器、２４０ 室外ファン、３００ ガス冷媒配管、４００ 液冷媒配管。

Claims (13)

1. 互いに離間して上下方向に配置され、管内を流体が通過する一対のヘッダーと、
   断面が扁平形状を有し、前記扁平形状の長手側における扁平面がそれぞれ対向して間を隔てて一対の前記ヘッダーの間に配置され、流体が流れる流路を内部に有する複数の扁平伝熱管と、
   波形状を有し、対向する前記扁平伝熱管の間に配置され、前記波形状の頂部が前記扁平伝熱管と接合され、前記頂部の間がそれぞれフィン部となって前記上下方向に並ぶ複数のコルゲートフィンと
   を備える熱交換部が、空気の流れる方向に沿って、間を空けて複数列に並び、風上側の前記熱交換部の前記コルゲートフィンと風下側の前記熱交換部の前記コルゲートフィンとが断絶され、断絶部分が前記風上側の前記熱交換部に析出した凝縮水と前記風下側の前記熱交換部に析出した凝縮水とが合流して落下する排水空間となるように構成され、
   前記空気の流れる方向において前記風下側となる前記コルゲートフィンは、前記空気の流れる方向において前記風上側となる前記コルゲートフィンよりも大きい管外熱伝達率であり、
   前記空気の流れる方向において、前記風上側となる前記コルゲートフィンの前記扁平伝熱管に対する風上方向への突出し長さをｙ _Ａ と定義し、前記風下側となる前記コルゲートフィンの前記扁平伝熱管に対する前記風上方向への突出し長さをｙ _Ｂ と定義したとき、ｙ _Ａ ＞ｙ _Ｂ の関係である熱交換器。
2. 互いに離間して上下方向に配置され、管内を流体が通過する一対のヘッダーと、
   断面が扁平形状を有し、前記扁平形状の長手側における扁平面がそれぞれ対向して間を隔てて一対の前記ヘッダーの間に配置され、流体が流れる流路を内部に有する複数の扁平伝熱管と、
   波形状を有し、対向する前記扁平伝熱管の間に配置され、前記波形状の頂部が前記扁平伝熱管と接合され、前記頂部の間がそれぞれフィン部となって前記上下方向に並ぶ複数のコルゲートフィンと
   を備える熱交換部が、空気の流れる方向に沿って、間を空けて複数列に並び、風上側の前記熱交換部の前記コルゲートフィンと風下側の前記熱交換部の前記コルゲートフィンとが断絶され、断絶部分が前記風上側の前記熱交換部に析出した凝縮水と前記風下側の前記熱交換部に析出した凝縮水とが合流して落下する排水空間となるように構成され、
   前記空気の流れる方向において前記風下側となる前記コルゲートフィンは、前記空気の流れる方向において前記風上側となる前記コルゲートフィンよりも大きい管外熱伝達率であり、
   前記風上側の前記熱交換部の前記コルゲートフィンの厚みは、前記風下側の前記熱交換部の前記コルゲートフィンの厚みよりも薄い熱交換器。
3. 互いに離間して上下方向に配置され、管内を流体が通過する一対のヘッダーと、
   断面が扁平形状を有し、前記扁平形状の長手側における扁平面がそれぞれ対向して間を隔てて一対の前記ヘッダーの間に配置され、流体が流れる流路を内部に有する複数の扁平伝熱管と、
   波形状を有し、対向する前記扁平伝熱管の間に配置され、前記波形状の頂部が前記扁平伝熱管と接合され、前記頂部の間がそれぞれフィン部となって前記上下方向に並ぶ複数のコルゲートフィンと
   を備える熱交換部が、空気の流れる方向に沿って、間を空けて複数列に並び、風上側の前記熱交換部の前記コルゲートフィンと風下側の前記熱交換部の前記コルゲートフィンとが断絶され、断絶部分が前記風上側の前記熱交換部に析出した凝縮水と前記風下側の前記熱交換部に析出した凝縮水とが合流して落下する排水空間となるように構成され、
   前記風上側の前記熱交換部の前記コルゲートフィンには、ルーバー幅Ｌ _ＷＡ の複数のルーバーが空気流れ方向に並んで形成され、前記風下側の前記熱交換部の前記コルゲートフィンには、前記ルーバー幅Ｌ _ＷＡ よりも長いルーバー幅Ｌ _ＷＢ の複数のルーバーが前記空気流れ方向に並んで形成された熱交換器。
4. 前記コルゲートフィンを上面視したときの前記フィン部の面積をＡ１と定義し、前記熱交換部間における前記排水空間の開口面積をＡ２と定義したとき、前記フィン部の面積Ａ１と前記排水空間の開口面積Ａ２との面積比Ａ２／Ａ１が、０．０３以上、０．４０以下を満たす関係である請求項１～請求項３のいずれか一項に記載の熱交換器。
5. 前記コルゲートフィンの前記フィン部は、前記フィン部上の水を排出する排水スリットを有し、
   前記風下側となる前記コルゲートフィンの前記フィン部における前記排水スリットは、前記風上側となる前記コルゲートフィンの前記フィン部における前記排水スリットよりも開口面積が小さいまたは前記風下側となる前記コルゲートフィンの前記フィン部は前記排水スリットを有していない請求項１～請求項３のいずれか一項に記載の熱交換器。
6. 前記風上側の前記熱交換部の前記コルゲートフィンと前記風下側の前記熱交換部の前記コルゲートフィンとは複数のルーバーに挟まれる位置に排水スリットを有し、前記風上側の前記熱交換部の前記コルゲートフィンの前記排水スリットの幅は、前記風上側の前記熱交換部の前記コルゲートフィンのルーバー幅よりも長い請求項１～請求項３のいずれか一項に記載の熱交換器。
7. 前記風上側となる前記コルゲートフィンにおけるルーバーの数は、前記風下側となる前記コルゲートフィンにおけるルーバーの数よりも少ない請求項１～請求項３のいずれか一項に記載の熱交換器。
8. 前記風上側となる前記コルゲートフィンおよび前記風下側となる前記コルゲートフィンは、前記フィン部の板状の平坦部に対するルーバーの向きが、それぞれ逆の関係にある請求項１～請求項３のいずれか一項に記載の熱交換器。
9. 前記風上側となる前記コルゲートフィンは、前記空気の流れる方向において前側の縁である前縁部が前記扁平伝熱管に対して風上側に突出した構造であり、前記前縁部の一部はフィン材を折り曲げた縁折部を有する請求項１～請求項３のいずれか一項に記載の熱交換器。
10. 前記風下側となる前記コルゲートフィンも、前記前縁部の一部に前記縁折部を有し、
    前記風上側となる前記コルゲートフィンの前記縁折部の長さをＸ_Ａと定義し、前記風下側となる前記コルゲートフィンの前記縁折部の長さをＸ_Ｂと定義したとき、Ｘ_Ａ＞Ｘ_Ｂの関係である請求項９に記載の熱交換器。
11. 前記コルゲートフィンは、前記空気の流れる方向において後側の縁である後縁部にも前記縁折部を有する請求項９に記載の熱交換器。
12. 前記空気の流れる方向から正面視したとき、前記風上側となる前記熱交換部における前記扁平伝熱管と前記風下側となる前記熱交換部における前記扁平伝熱管と位置が水平方向にずれている請求項１～請求項３のいずれか一項に記載の熱交換器。
13. 請求項１～請求項３のいずれか一項に記載の熱交換器を搭載する冷凍サイクル装置。

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