WO2018029784A1 - 熱交換器及びこの熱交換器を備えた冷凍サイクル装置 - Google Patents

熱交換器及びこの熱交換器を備えた冷凍サイクル装置 Download PDF

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Definitions

  • the present invention relates to a heat exchanger that acts as a condenser and a refrigeration cycle apparatus including the heat exchanger.
  • a conventional refrigeration cycle apparatus has a refrigeration cycle circuit in which a compressor, a condenser, a decompression device, and an evaporator are sequentially connected by a refrigerant pipe. And as a condenser used for a refrigerating cycle device, there is a condenser which has a plurality of refrigerant flow paths connected in parallel (for example, refer to patent documents 1).
  • Patent Document 1 discloses a technique for setting the height position of each refrigerant outlet of a plurality of refrigerant channels in order to suppress the drift of the plurality of refrigerant channels.
  • the heat exchanger acts as a condenser
  • the refrigerant passing through the plurality of heat transfer tubes undergoes a phase change from gas to liquid by exchanging heat with air passing between a plurality of heat radiation fins. .
  • the gas single-phase region is a region where the temperature of the refrigerant gradually decreases after heat exchange is performed, and is a region where only gas exists.
  • the two-phase region is a region where the temperature of the refrigerant is substantially constant even when heat exchange is performed, and is a region where gas and liquid are mixed.
  • the supercooled liquid region is a region where only the liquid exists, in which the temperature of the liquid refrigerant gradually decreases to the air temperature passing through the heat exchanger by performing heat exchange even after liquefaction.
  • the condenser includes a high-temperature portion composed of heat transfer tube portions in the gas single-phase region and two-phase region and heat radiation fins through which the heat transfer tube portion passes, and a heat transfer tube portion in the supercooled liquid region and its heat transfer.
  • the low temperature part comprised with the radiation fin which a heat pipe part passes is comprised.
  • Patent Document 1 a high-temperature part and a low-temperature part are mixed and provided integrally in a heat exchanger that acts as a condenser. For this reason, the heat
  • the present invention has been made to solve the above-described problems.
  • the heat exchanger functions as a condenser
  • the heat exchanger capable of reducing heat leakage inside the condenser and the heat exchanger are provided. It aims at providing the refrigerating-cycle apparatus provided with the heat exchanger.
  • the heat exchanger according to the present invention is a heat exchanger having a plurality of refrigerant channels, and each of the plurality of refrigerant channels is a channel through which the refrigerant that has flowed in a gas state flows out in a liquid state.
  • the gas-liquid and gas-liquid two-phase refrigerant passes through the upstream flow path, and the gas-liquid two-phase and liquid refrigerant passes through the downstream flow path.
  • An upstream heat exchanger having a flow path, a downstream heat exchanger having a downstream flow path, and one or a plurality of mergers that merge refrigerant flowing out from each upstream flow path into the downstream flow path
  • the upstream heat exchanger and the downstream heat exchanger are configured separately, and the number of downstream flow paths is smaller than the number of upstream flow paths.
  • the refrigeration cycle apparatus according to the present invention includes the heat exchanger described above.
  • FIG. 1 It is a block diagram of the air conditioner provided with the heat exchanger which concerns on Embodiment 1 of this invention. It is a schematic perspective view of the outdoor side heat exchanger 13 which concerns on Embodiment 1 of this invention. It is explanatory drawing of the refrigerant
  • FIG. 1 is a configuration diagram of an air conditioner including a heat exchanger according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the solid line arrow indicates the refrigerant flow direction during the heating operation
  • the broken line arrow indicates the refrigerant flow direction during the cooling operation.
  • the air conditioner 100 including the heat exchanger according to the first embodiment includes an outdoor unit 10 and an indoor unit 20.
  • the outdoor unit 10 includes a compressor 11 that compresses a refrigerant, a four-way valve 12, an outdoor heat exchanger 13, a decompression device 14, an accumulator 15, and an outdoor blower 16.
  • the compressor 11 sucks the refrigerant and compresses the refrigerant to a high temperature and high pressure state.
  • the compressor 11 may have a variable operating capacity (frequency) or may have a constant capacity.
  • the four-way valve 12 switches the refrigerant circulation direction between the cooling operation and the heating operation.
  • the outdoor heat exchanger 13 is a fin-and-tube heat exchanger. Details of the configuration of the outdoor heat exchanger 13 will be described later.
  • the decompression device 14 decompresses the high-pressure liquid refrigerant into a low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant, and is composed of, for example, an expansion valve.
  • the accumulator 15 separates the liquid refrigerant and the gas refrigerant and supplies the gas refrigerant to the compressor 11.
  • the outdoor blower 16 is a fan that blows air to the indoor heat exchanger 21, and includes a centrifugal fan, a multiblade fan, or the like.
  • the indoor unit 20 includes an indoor side heat exchanger 21 and an indoor side blower 22.
  • the indoor heat exchanger 21 is a fin-and-tube heat exchanger.
  • the indoor blower 22 is a fan that blows air to the indoor heat exchanger 21, and includes, for example, a crossflow fan or a propeller fan.
  • a compressor 11, a four-way valve 12, an outdoor heat exchanger 13, a pressure reducing device 14, an indoor heat exchanger 21, and an accumulator 15 are sequentially connected by a pipe to constitute a refrigeration cycle circuit.
  • the refrigeration cycle circuit of the air conditioner 100 during the cooling operation includes a compressor 11, an outdoor heat exchanger 13 that operates as a condenser, a decompression device 14, an indoor heat exchanger 21 that operates as an evaporator, and an accumulator 15 as refrigerant. It is configured to be connected in a ring by piping. Further, the refrigeration cycle circuit of the air conditioner 100 during the heating operation includes a compressor 11, an indoor heat exchanger 21 that operates as a condenser, a decompression device 14, an outdoor heat exchanger 13 that operates as an evaporator, and an accumulator 15. Are configured to be connected annularly by a refrigerant pipe.
  • the air conditioner 100 configured as described above operates as follows.
  • the refrigerant compressed into the high-temperature and high-pressure gas state by the compressor 11 flows into the outdoor heat exchanger 13 through the four-way valve 12.
  • the refrigerant that has flowed into the outdoor heat exchanger 13 exchanges heat with outdoor air from the outdoor blower 16 to release condensation latent heat, and enters a high-pressure liquid state.
  • the liquid refrigerant that has flowed out of the outdoor heat exchanger 13 is reduced in pressure through the decompression device 14, becomes a low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant, and flows into the indoor heat exchanger 21.
  • the refrigerant that has flowed into the indoor heat exchanger 21 exchanges heat with the indoor air from the indoor blower 22, absorbs heat from the indoor air in the form of latent heat of evaporation, and evaporates. Then, the refrigerant that has evaporated to a gas state flows out of the indoor heat exchanger 21 and returns to the compressor 11 through the four-way valve 12 and the accumulator 15. As described above, the refrigerant circulates in the refrigeration cycle circuit to perform the cooling operation.
  • the outdoor heat exchanger 13 acts as a condenser, and gaseous refrigerant flows in and flows out in a liquid state.
  • the outdoor heat exchanger 13 acting as a condenser will be described in detail.
  • FIG. 2 is a schematic perspective view of the outdoor heat exchanger 13 according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the outdoor heat exchanger 13 includes an upstream heat exchanger 30 and a downstream heat exchanger 31, and the upstream heat exchanger 30 and the downstream heat exchanger 31 are configured separately. Have.
  • Each of the upstream heat exchanger 30 and the downstream heat exchanger 31 is juxtaposed in parallel with each other, and a plurality of radiating fins 1 through which air passes and a plurality of radiating fins 1 penetrate in the juxtaposing direction. It has the structure which has arrange
  • the heat exchange unit 3 on the upstream heat exchanger 30 side may be distinguished as the upstream heat exchange unit 3a
  • the heat exchange unit 3 on the downstream heat exchanger 31 side may be distinguished as the downstream heat exchange unit 3b.
  • FIG. 3 is an explanatory diagram of the refrigerant flow path in the outdoor heat exchanger 13 according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the outdoor heat exchanger 13 has a first refrigerant channel 41 to a ninth refrigerant channel 49.
  • the first refrigerant flow path 41 to the sixth refrigerant flow path are the first half of the refrigerant flow path from the refrigerant inlet to the refrigerant outlet of the outdoor heat exchanger 13 and through which the gaseous and gas-liquid two-phase refrigerant passes. 46 is provided in the upstream heat exchanger 30.
  • the seventh refrigerant flow path 47 to the ninth refrigerant flow path 49 through which the gas-liquid two-phase and liquid refrigerant pass. Is provided in the downstream heat exchanger 31.
  • the first refrigerant channel 41 to the sixth refrigerant channel 46 are connected in parallel to each other, and the seventh refrigerant channel 47 to the ninth refrigerant channel 49 are downstream of the first refrigerant channel 41 to the sixth refrigerant channel 46. Are connected in parallel with each other.
  • the first refrigerant channel 41 to the sixth refrigerant channel 46 constitute the upstream side channel of the present invention, and the seventh refrigerant channel 47 to the ninth refrigerant channel 49 constitute the downstream side channel of the present invention. Yes.
  • the refrigerant flows in a high-temperature gas state and flows out in a low-temperature liquid state.
  • the temperature of the refrigerant is gas refrigerant> two-phase refrigerant> liquid refrigerant.
  • the upstream heat exchanger 30 becomes a high temperature part
  • the downstream heat exchanger 31 becomes a low temperature part.
  • the upstream heat exchanger 30 and the downstream heat exchanger 31 are integrally formed, heat leaks from the high temperature portion to the low temperature portion.
  • the upstream heat exchanger 30 and the downstream heat exchange are performed. Since the container 31 is formed separately, heat leakage can be reduced. As a result, the heat exchange efficiency in the outdoor heat exchanger 13 can be increased. Further, since heat is easily transmitted upward, the upstream heat exchanger 30 is disposed above the downstream heat exchanger 31.
  • the heat exchange efficiency can be increased by increasing the flow rate passing through the heat transfer tube 2.
  • the number of downstream channels here, three
  • the number of upstream channels here, six
  • the first refrigerant channel 41 is configured by a channel from the inlet 41a to the merger 51 through the outlet 41b.
  • the second refrigerant flow path 42 is configured by a flow path from the inlet portion 42a to the merger 51 through the outlet portion 42b.
  • the third refrigerant flow path 43 is configured by a flow path from the inlet portion 43a to the merger 52 through the outlet portion 43b.
  • the fourth refrigerant channel 44 is configured by a channel from the inlet portion 44a to the merger 52 through the outlet portion 44b.
  • the fifth refrigerant channel 45 is configured by a channel from the inlet 45a to the merger 53 via the outlet 45b.
  • the sixth refrigerant channel 46 is configured by a channel from the inlet 46a to the merger 53 through the outlet 46b.
  • the seventh refrigerant flow path 47 is configured by a flow path from the merger 51 to the outlet portion 47b through the inlet portion 47a.
  • the eighth refrigerant flow path 48 is configured by a flow path from the merger 52 through the inlet portion 48a to the outlet portion 48b.
  • the ninth refrigerant channel 49 is configured by a channel that extends from the merger 53 to the outlet 49b through the inlet 49a.
  • the total number of the heat transfer tubes 2 constituting each of the seventh refrigerant channel 47 to the ninth refrigerant channel 49 is the heat transfer tube 2 constituting each of the first refrigerant channel 41 to the sixth refrigerant channel 46. Less than the total number of That is, the number of the heat transfer tubes 2 of the downstream heat exchanger 31 is smaller than that of the upstream heat exchanger 30.
  • One of the reasons is as follows.
  • the refrigerant since the refrigerant is in a liquid state at the outlet of the condenser, the refrigerant generally tends to stay. Therefore, if the refrigerant stays in the condenser without being circulated, the air conditioner is operated with the “remaining refrigerant amount” excluding the retained liquid refrigerant amount. For this reason, it is necessary to increase the amount of the refrigerant and fill the refrigeration cycle circuit with the refrigerant in anticipation of the stagnation of the liquid refrigerant. In other words, if the amount of liquid refrigerant staying at the outlet of the condenser can be reduced, the amount of charged refrigerant can be reduced.
  • the number of the heat transfer tubes 2 through which the liquid refrigerant flows in the condenser is long, in other words, if the number of the heat transfer tubes 2 through which the liquid refrigerant flows is large, the space volume that allows the refrigerant to stay increases, and the amount of stay increases. From the above, the number of heat transfer tubes 2 of the downstream heat exchanger 31 is set to be smaller than that of the upstream heat exchanger 30.
  • the opposing surfaces 50 of the upstream heat exchanger 30 and the downstream heat exchanger 31 are flat surfaces extending in the air passing direction here. If the facing surface 50 is inclined or stepped upward as it goes in the air passage direction, the air whose temperature has risen through the upstream heat exchanger 30 side passes through the downstream heat exchanger 31 side. become. However, in this Embodiment 1, since the opposing surface 50 is made into the plane extended in an air passage direction here, the air which passed the upstream heat exchanger 30 side does not pass the downstream heat exchanger 31 side. Therefore, it is possible to avoid inconveniences that cause a decrease in heat exchanger efficiency. In addition, in order to acquire this effect, it is preferable to make the opposing surface 50 into the plane extended in an air passage direction, However, This invention shall not be limited to this but shall include the form made into step shape or inclination.
  • each refrigerant flowing into the casing (not shown) of the outdoor heat exchanger 13 is branched into six branches.
  • Each of the six branched refrigerants first passes through the upstream heat exchanger 30. That is, each refrigerant passes through the first refrigerant channel 41, the second refrigerant channel 42, the third refrigerant channel 43, the fourth refrigerant channel 44, the fifth refrigerant channel 45, and the sixth refrigerant channel 46.
  • each refrigerant changes from a gas refrigerant to a two-phase refrigerant by exchanging heat with the air passing between the radiation fins 1 of the outdoor heat exchanger 13.
  • Each refrigerant that has passed through the first refrigerant channel 41, the second refrigerant channel 42, the third refrigerant channel 43, the fourth refrigerant channel 44, the fifth refrigerant channel 45, and the sixth refrigerant channel 46 has two channels. Merge at mergers 51 to 53 one by one. Then, the combined refrigerant passes through the seventh refrigerant channel 47, the eighth refrigerant channel 48, and the ninth refrigerant channel 49. In that case, each refrigerant
  • each refrigerant further flows from the outlet portion 47b, the outlet portion 48b, and the outlet portion 49b while changing from a liquid refrigerant to a supercooled liquid refrigerant, and then merges to form a casing (not shown) of the outdoor heat exchanger. I) It flows out.
  • the refrigerant passing through the upstream heat exchanger 30 flows in as a gas refrigerant and flows out as a two-phase refrigerant.
  • the refrigerant passing through the downstream heat exchanger flows in as a two-phase refrigerant and flows out as a supercooled liquid refrigerant. Therefore, although the upstream heat exchanger 30 has a higher temperature than the downstream heat exchanger 31, the upstream heat exchanger 30 and the downstream heat exchanger 31 are configured separately. Therefore, heat leakage from the upstream heat exchanger 30 to the downstream heat exchanger can be suppressed.
  • the outdoor heat exchanger 13 functioning as a condenser has an upstream heat exchanger having an upstream flow path through which a gaseous and gas-liquid two-phase refrigerant passes.
  • merging devices 51 to 53 for merging the refrigerants flowing out from the first refrigerant channel 41 to the sixth refrigerant channel 46 and into the seventh refrigerant channel 47 to the ninth refrigerant channel 49, and
  • the number of paths was made smaller than the number of upstream flow paths. In other words, the number of refrigerant channels through which the liquid refrigerant passes is reduced so that the flow rate through one refrigerant channel is increased. For this reason, heat exchange efficiency can be improved compared with the case where the number of flow paths of the upstream flow path and the downstream flow path is the same.
  • the upstream heat exchanger 30 is disposed above the downstream heat exchanger 31, the heat of the upstream heat exchanger 30 is transmitted to the downstream heat exchanger 31 as compared with the case where the upstream heat exchanger 30 is disposed upside down. Can be suppressed.
  • the number of the heat transfer tubes 2 constituting the downstream heat exchanger 31 increases, the amount of liquid refrigerant flowing through the downstream heat exchanger 31 increases and the amount of liquid refrigerant remaining in the heat transfer tubes 2 increases.
  • the number of the heat transfer tubes 2 constituting the downstream heat exchanger 31 is at least smaller than that of the upstream heat exchanger 30 and the number of heat transfer tubes 2 constituting the downstream heat exchanger 31 is reduced. Yes. For this reason, compared with the case where it makes the same number, the liquid refrigerant
  • the mutually opposing surfaces 50 of the upstream heat exchanger 30 and the downstream heat exchanger 31 are flat surfaces extending in the air passage direction, the air that has passed through the upstream heat exchanger 30 side is the downstream heat exchanger. Since it does not pass the 31 side, the inconvenience which causes the heat exchanger efficiency to fall can be avoided.
  • the heat exchanger described in FIG. 2 is an example, and the number of rows of the heat exchange units 3 may be a plurality of rows in the air passage direction, and may not be three rows. Absent.
  • the number of flow paths in the upstream heat exchanger 30 is six and the number of flow paths in the downstream heat exchanger is three, but the present invention is not limited to this configuration.
  • the number of channels in the upstream heat exchanger 30 is larger than the number of channels in the downstream heat exchanger 31. As described above, this increases the heat exchange efficiency by increasing the flow rate passing through the heat transfer tube 2 when the refrigerant is in a liquid state.
  • the present invention is not limited to the configuration in which the number of flow paths in the upstream heat exchanger 30 is larger than the number of flow paths in the downstream heat exchanger, and the number of flow paths may be the same.
  • Embodiment 2 FIG.
  • the upstream heat exchanger 30 and the downstream heat exchanger 31 have the same number of rows of the heat exchange units 3, but in the second embodiment, the heat exchange unit 3 of the downstream heat exchanger 31 is the same.
  • the number of rows is less than that of the upstream heat exchanger 30, and the number of heat transfer tubes 2 through which the liquid refrigerant passes is reduced.
  • Configurations not described in the second embodiment are the same as those in the first embodiment.
  • FIG. 4 is a schematic perspective view of an outdoor heat exchanger 13A according to Embodiment 2 of the present invention.
  • the outdoor heat exchanger 13A of the second embodiment is different from the outdoor heat exchanger 13 of the first embodiment shown in FIG. 2 only in the configuration of the downstream heat exchanger. Other configurations are the same as those of the outdoor heat exchanger 13 of the first embodiment.
  • the heat exchange units are configured in two rows.
  • the number of heat transfer tubes 2 in one downstream heat exchange unit 32b is the same as that of the downstream heat exchange unit 3b in the first embodiment, and is configured with eight in this example.
  • the number of the heat exchanger tubes 2 of the downstream heat exchange unit 32b is not limited to this number.
  • FIG. 5 is an explanatory diagram of dimensions of the outdoor heat exchanger 13A according to Embodiment 2 of the present invention.
  • the upstream heat exchanger 30 and the downstream heat exchanger 32 are configured with the following dimensional relationship.
  • a ⁇ C B D here, A: Width in the air passage direction of the upstream heat exchange unit 3a B: Total width in the air passage direction of the entire upstream heat exchange unit 3a C: Width in the air passage direction of the downstream heat exchange unit 32b D: Downstream side Total width in the air passage direction of all rows of heat exchange units 32b
  • the width in the passing direction is the same dimension.
  • the refrigerant flows out as a two-phase refrigerant while promoting heat exchange with air as in the first embodiment.
  • the downstream heat exchanger 32 it flows in with a two-phase refrigerant
  • coolant changes into a liquid refrigerant by heat exchange with air, and also changes into a supercooled liquid refrigerant.
  • the flow path from the change to the supercooled liquid refrigerant to the outlet of the downstream heat exchanger 32 is shortened. That is, the content integral of the heat transfer tube 2 and the amount of refrigerant remaining are reduced as the flow path is shortened.
  • the same effects as those of the first embodiment can be obtained, and the following effects can be further obtained. That is, by setting the number of rows of the heat exchange units 3 of the downstream heat exchanger 31 to be smaller than that of the upstream heat exchanger 30, the number of heat transfer tubes 2 through which the supercooled liquid refrigerant flows can be reduced. Therefore, it is possible to reduce the content integral of the heat transfer tube 2 with the reduced number and the retention amount of the liquid refrigerant. As a result, it is not necessary to fill the refrigerant amount in anticipation of the retention amount, and it is possible to provide a heat exchanger that can reduce the amount of refrigerant sealed in the refrigeration cycle apparatus.
  • the width of the entire radiation fin 1 for the entire row of the upstream heat exchanger 30 in the three-row configuration in the air passage direction and the air in the entire radiation fin 1 for the entire row of the downstream heat exchanger 32 in the two-row configuration Since the width in the passing direction is the same, the following effects can be obtained. That is, suppose that the width in the air passage direction of the heat radiating fins 1 of the heat exchange unit 3 is the same in the upstream heat exchanger 30 and the downstream heat exchanger 32, and the air passage direction of the entire radiating fin 1 for all rows is assumed.
  • the downstream heat exchanger 32 is configured to be shorter than the upstream heat exchanger 30, the heat exchange efficiency is reduced by the reduction of the radiating fin width.
  • a decrease in heat exchange efficiency can be avoided by making the width of the entire heat radiation fin 1 for all rows in the air passage direction the same in the downstream heat exchanger 32 and the upstream heat exchanger 30.
  • column is one side. Can be the same.
  • Embodiment 3 FIG.
  • the fin pitch which is the width between the radiating fins, is the same in the upstream heat exchanger and the downstream heat exchanger, but in the third embodiment, the downstream heat exchange is performed.
  • the fin pitch of the vessel is smaller than that of the upstream heat exchanger.
  • FIG. 6 is an explanatory diagram of dimensions of the outdoor heat exchanger 13B according to Embodiment 3 of the present invention.
  • the outdoor heat exchanger 13B of the third embodiment has E> when the fin pitch of the radiation fins 1 of the upstream heat exchange unit 3a is E, and the fin pitch of the radiation fins 1 of the downstream heat exchange unit 32b is F> F.
  • Embodiment 2 described above by reducing the number of heat transfer tubes 2 of the downstream heat exchanger 32 through which the supercooled liquid refrigerant flows, sufficient heat exchange performance cannot be obtained on the downstream heat exchanger 32 side. Can be considered.
  • the fin pitch F on the downstream heat exchanger 32 side is made narrower than the fin pitch E on the upstream heat exchanger 30 side.
  • the same effect as in the second embodiment can be obtained, and the following effect can be obtained by setting E> F. That is, the heat exchange performance of the downstream heat exchanger 32 can be improved compared to the case where the fin pitch F on the downstream heat exchanger 32 side is the same as the fin pitch E on the upstream heat exchanger 30 side. Therefore, it is possible to cover a decrease in heat exchange performance due to a decrease in the number of heat transfer tubes 2 of the downstream heat exchanger 32 through which the supercooled liquid refrigerant flows.
  • the air conditioner is used as an example of the refrigeration cycle apparatus.
  • the air conditioner has changed the refrigerant sealed in the refrigeration cycle circuit from the viewpoint of preventing global warming. It's getting on.
  • R410A of HFC refrigerant has been used, but it is being changed to a refrigerant having a lower GWP (global warming potential).
  • a low GWP refrigerant is a halogenated hydrocarbon having a carbon double bond in its composition.
  • HFC refrigerant unsaturated hydrocarbons having a carbon double bond are called olefins, and are often expressed as HFO using O of olefins.
  • Such an HFO refrigerant is going to be used as a mixed refrigerant with R32 of the HFC refrigerant, but such a mixed refrigerant has a slight heat level but is flammable unlike R410 which is nonflammable. .
  • any of Embodiments 1 to 3 to which the present invention is applied can reduce the amount of refrigerant sealed in the refrigeration cycle circuit as compared with the refrigeration cycle apparatus to which the present invention is not applied. It becomes possible. Therefore, even if the refrigerant leaks, the amount of the leaked refrigerant can be reduced. Therefore, the heat exchanger in the present invention is particularly suitable for a refrigeration cycle apparatus using a flammable refrigerant.
  • the outdoor heat exchanger 13 has been described as an example of the heat exchanger, but the present invention can also be applied to the indoor heat exchanger 21.
  • the refrigeration cycle apparatus is described as an air conditioner.
  • a cooling apparatus that cools a refrigerated refrigerator warehouse or the like may be used.

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Abstract

熱交換器が凝縮器として作用する場合に、凝縮器内部での熱漏洩を減少させることが可能な熱交換器及びこの熱交換器を備えた冷凍サイクル装置を提供する。複数の冷媒流路を有する熱交換器(13)であって、複数の冷媒流路のそれぞれは、ガス状態で流入した冷媒が液状態となって流出する流路であり、ガス状及び気液二相状の冷媒が通過する上流側流路(41-46)と、気液二相状及び液状の冷媒が通過する下流側流路(47-49)とを有する。そして、熱交換器は、上流側流路を有する上流側熱交換器(30)と、下流側流路を有する下流側熱交換器(31)と、各上流側流路から流出した冷媒を合流して下流側流路に流入させる１又は複数の合流器(51-53)とを備え、上流側熱交換器と下流側熱交換器とが別体で構成されており、下流側流路の数は、上流側流路の数よりも少ないものである。

Description

熱交換器及びこの熱交換器を備えた冷凍サイクル装置
　本発明は、凝縮器として作用する熱交換器及びこの熱交換器を備えた冷凍サイクル装置に関するものである。
　従来の冷凍サイクル装置は、圧縮機、凝縮器、減圧装置及び蒸発器を順次冷媒配管で接続して冷凍サイクル回路を構成している。そして、冷凍サイクル装置に用いられる凝縮器として、並列に接続された複数の冷媒流路を有する凝縮器がある（例えば、特許文献１参照）。特許文献１では、複数の冷媒流路の偏流を抑制するために、複数の冷媒流路のそれぞれの冷媒出口の高さ位置を設定する技術が開示されている。
特開２００９－２８７８３７号公報
　熱交換器が凝縮器として作用する場合、複数の伝熱管内を通過する冷媒は、多数枚の放熱フィンの間を通過する空気と熱交換することで、ガスから液へと相変化している。そして、伝熱管内には、ガス単相領域と、二相領域と、過冷却液領域とが混在した状態となる。ガス単相領域は、熱交換が行われて徐々に冷媒の温度が低下する領域であって、ガスのみが存在する領域である。二相領域は、熱交換が行われても冷媒の温度がほぼ一定である領域であって、ガスと液とが混在している領域である。過冷却液領域は、液化した後も熱交換を行うことで熱交換器を通過する空気温度まで徐々に液冷媒の温度が低下する領域であって、液のみが存在する領域である。
　このように、伝熱管内には、温度が異なる３つの領域を有している。このため、凝縮器には、ガス単相領域及び二相領域の伝熱管部分とその伝熱管部分が通過する放熱フィンとで構成される高温部と、過冷却液領域の伝熱管部分とその伝熱管部分が通過する放熱フィンとで構成される低温部とが構成される。
　特許文献１では、凝縮器として作用する熱交換器において高温部と低温部とが混在して一体に設けられている。このため、高温部の熱が低温部へと漏洩し、熱交換器における温度効率が低下するという課題があった。
　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、熱交換器が凝縮器として作用する場合に、凝縮器内部での熱漏洩を減少させることが可能な熱交換器及びこの熱交換器を備えた冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。
　本発明に係る熱交換器は、複数の冷媒流路を有する熱交換器であって、複数の冷媒流路のそれぞれは、ガス状態で流入した冷媒が液状態となって流出する流路であり、ガス状及び気液二相状の冷媒が通過する上流側流路と、気液二相状及び液状の冷媒が通過する下流側流路とを有しており、熱交換器は、上流側流路を有する上流側熱交換器と、下流側流路を有する下流側熱交換器と、各上流側流路から流出した冷媒を合流して下流側流路に流入させる１又は複数の合流器とを備え、上流側熱交換器と下流側熱交換器とが別体で構成されており、下流側流路の数は、上流側流路の数よりも少ないものである。
　本発明に係る冷凍サイクル装置は、上記の熱交換器を備えたものである。
　本発明によれば、熱交換器が凝縮器として作用する場合の熱交換器内部で熱漏洩を減少させることが可能である。
本発明の実施の形態１に係る熱交換器を備えた空気調和機の構成図である。 本発明の実施の形態１に係る室外側熱交換器１３の概略斜視図である。 本発明の実施の形態１に係る室外側熱交換器１３における冷媒流路の説明図である。 本発明の実施の形態２に係る室外側熱交換器１３Ａの概略斜視図である。 本発明の実施の形態２に係る室外側熱交換器１３Ａの寸法説明図である。 本発明の実施の形態３に係る室外側熱交換器１３Ｂの寸法説明図である。
　以下、熱交換器を備えた冷凍サイクル装置の一例である空気調和機について図面等を参照しながら説明する。なお、以下に説明する実施の形態によって本発明が限定されるものではない。また、各図において同一の符号を付したものは、同一の又はこれに相当するものであり、これは明細書の全文において共通している。更に、明細書全文に表れている構成要素の形態は、あくまで例示であってこれらの記載に限定されるものではない。
実施の形態１．
　図１は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器を備えた空気調和機の構成図である。なお、図１において、実線矢印は暖房運転時における冷媒の流れ方向を示し、破線矢印は冷房運転時における冷媒の流れ方向を示している。
　図１に示すように、本実施の形態１に係る熱交換器を備えた空気調和機１００は、室外機１０と室内機２０とを備えている。
　室外機１０には、冷媒を圧縮する圧縮機１１と、四方弁１２と、室外側熱交換器１３と、減圧装置１４と、アキュムレータ１５と、室外側送風機１６とを備えている。
　圧縮機１１は、冷媒を吸入し、その冷媒を圧縮して高温且つ高圧の状態にするものである。圧縮機１１は、運転容量（周波数）を可変させることが可能なものでも良いし、一定容量のものでもよい。四方弁１２は、冷房運転と暖房運転とで冷媒の循環方向を切り替えるものである。室外側熱交換器１３はフィンアンドチューブ型熱交換器で構成されている。室外側熱交換器１３の構成の詳細については後述する。
　減圧装置１４は高圧の液冷媒を減圧して低圧の気液二相冷媒にするものであり、例えば膨張弁で構成される。アキュムレータ１５は、液冷媒とガス冷媒とを分離して圧縮機１１へガス冷媒を供給するものである。室外側送風機１６は、室内側熱交換器２１に空気を送風するファンであり、遠心ファン又は多翼ファン等から構成されている。
　室内機２０は、室内側熱交換器２１と、室内側送風機２２とを備えている。室内側熱交換器２１はフィンアンドチューブ型熱交換器で構成されている。室内側送風機２２は、室内側熱交換器２１に空気を送風するファンであり、例えば横流ファン、プロペラファン等で構成される。
　空気調和機１００は、圧縮機１１、四方弁１２、室外側熱交換器１３、減圧装置１４、室内側熱交換器２１及びアキュムレータ１５が順次配管で接続されて冷凍サイクル回路を構成している。
　そして、四方弁１２の切り替えにより冷房運転と暖房運転とを切り替え可能となっている。冷房運転時における空気調和機１００の冷凍サイクル回路は、圧縮機１１、凝縮器として動作する室外側熱交換器１３、減圧装置１４、蒸発器として動作する室内側熱交換器２１及びアキュムレータ１５が冷媒配管で環状に接続されて構成される。また、暖房運転時における空気調和機１００の冷凍サイクル回路は、圧縮機１１、凝縮器として動作する室内側熱交換器２１、減圧装置１４、蒸発器として動作する室外側熱交換器１３及びアキュムレータ１５が冷媒配管で環状に接続されて構成される。
　このように構成された空気調和機１００は、次のように動作する。
　冷房運転時、圧縮機１１で圧縮されて高温高圧のガス状態となった冷媒は、四方弁１２を介して室外側熱交換器１３に流入する。室外側熱交換器１３に流入した冷媒は、室外側送風機１６からの室外空気と熱交換して凝縮潜熱を放出し、高圧の液状態になる。
　室外側熱交換器１３から流出した液冷媒は、減圧装置１４を通過して減圧され、低圧の気液二相冷媒となり、室内側熱交換器２１に流入する。室内側熱交換器２１に流入した冷媒は、室内側送風機２２からの室内空気と熱交換して蒸発潜熱の形で室内空気から吸熱し、蒸発していく。そして、蒸発してガス状態となった冷媒は室内側熱交換器２１から流出し、四方弁１２及びアキュムレータ１５を経て圧縮機１１に戻る。以上のように冷媒が冷凍サイクル回路を循環することにより冷房運転を行う。
　上記冷凍サイクル回路において室外側熱交換器１３は凝縮器として作用しており、ガス状の冷媒が流入し、液状となって流出する。以下、凝縮器として作用する室外側熱交換器１３について詳しく説明する。
　図２は、本発明の実施の形態１に係る室外側熱交換器１３の概略斜視図である。
　室外側熱交換器１３は、上流側熱交換器３０と下流側熱交換器３１とを備えており、上流側熱交換器３０と下流側熱交換器３１とが別体に構成された構成を有する。
　上流側熱交換器３０及び下流側熱交換器３１のそれぞれは、互いに間隔を空けて並設され、その間を空気が通過する複数の放熱フィン１と、複数の放熱フィン１を並設方向に貫通する複数の伝熱管２とを有する熱交換ユニット３を、空気通過方向に３列重ねて配置した構成を有する。以下では、上流側熱交換器３０側の熱交換ユニット３を上流側熱交換ユニット３ａ、下流側熱交換器３１側の熱交換ユニット３を下流側熱交換ユニット３ｂとして区別する場合がある。
　図３は、本発明の実施の形態１に係る室外側熱交換器１３における冷媒流路の説明図である。
　室外側熱交換器１３は、第１冷媒流路４１～第９冷媒流路４９を有する。そして、室外側熱交換器１３の冷媒入口から冷媒出口に至る冷媒流路の前半であって、ガス状及び気液二相状の冷媒が通過する第１冷媒流路４１～第６冷媒流路４６を上流側熱交換器３０に設けている。また、室外側熱交換器１３の冷媒入口から冷媒出口に至る冷媒流路の後半であって、気液二相状及び液状の冷媒が通過する第７冷媒流路４７～第９冷媒流路４９を下流側熱交換器３１に設けている。
　第１冷媒流路４１～第６冷媒流路４６は互いに並列に接続され、第７冷媒流路４７～第９冷媒流路４９は、第１冷媒流路４１～第６冷媒流路４６の下流で互いに並列に接続されている。第１冷媒流路４１～第６冷媒流路４６は本発明の上流側流路を構成し、第７冷媒流路４７～第９冷媒流路４９は本発明の下流側流路を構成している。
　凝縮器として作用する室外側熱交換器１３では、上述したように冷媒が高温のガス状態で流入し、低温の液状態となって流出する。冷媒の温度は、ガス冷媒＞二相冷媒＞液冷媒である。このため、上流側熱交換器３０が高温部、下流側熱交換器３１が低温部となる。上流側熱交換器３０と下流側熱交換器３１とを一体に形成すると、高温部から低温部へと熱が漏洩するが、本実施の形態１では上流側熱交換器３０と下流側熱交換器３１とを別体に形成しているので、熱漏洩を減少させることができる。その結果、室外側熱交換器１３における熱交換効率を高めることが可能となる。また、熱は上方に伝わりやすいため、上流側熱交換器３０を下流側熱交換器３１の上方に配置している。
　また、冷媒が液状態の時には伝熱管２を通過する流量を多くすると熱交換効率を高めることができる。このため、下流側流路の流路数（ここでは３つ）を、上流側流路の流路数（ここでは６つ）に比べて少なくなるように構成している。
　以下、図２を参照して室外側熱交換器１３の構成について更に具体的に説明する。
　第１冷媒流路４１は、入口部４１ａから出口部４１ｂを経て合流器５１に至る流路で構成される。第２冷媒流路４２は入口部４２ａから出口部４２ｂを経て合流器５１に至る流路で構成される。第３冷媒流路４３は入口部４３ａから出口部４３ｂを経て合流器５２に至る流路で構成される。第４冷媒流路４４は入口部４４ａから出口部４４ｂを経て合流器５２に至る流路で構成される。第５冷媒流路４５は入口部４５ａから出口部４５ｂを経て合流器５３に至る流路で構成される。第６冷媒流路４６は入口部４６ａから出口部４６ｂを経て合流器５３に至る流路で構成される。
　第７冷媒流路４７は、合流器５１から入口部４７ａを経て出口部４７ｂに至る流路で構成される。第８冷媒流路４８は、合流器５２から入口部４８ａを経て出口部４８ｂに至る流路で構成される。第９冷媒流路４９は、合流器５３から入口部４９ａを経て出口部４９ｂに至る流路で構成される。
　なお、第７冷媒流路４７～第９冷媒流路４９のそれぞれを構成する伝熱管２の本数の合計は、第１冷媒流路４１～第６冷媒流路４６のそれぞれを構成する伝熱管２の本数の合計よりも少ない。つまり、下流側熱交換器３１の伝熱管２の本数は上流側熱交換器３０よりも少ない構成となっている。その理由の一つとして、以下がある。
　すなわち、凝縮器の出口では冷媒が液状態であるため、一般的に冷媒が滞留しやすい。よって、冷媒が循環せずに凝縮器内に滞留すると、滞留した液冷媒量を除いた「残りの冷媒量」で空気調和機の運転を行うことになる。このため、液冷媒の滞留を見越して、冷媒量を増やして冷凍サイクル回路に冷媒を充填する必要がある。見方を変えれば、凝縮器出口における液冷媒の滞留量を低減できれば、充填冷媒量を低減することが可能である。
　凝縮器内において液冷媒が流れる流路が長いと、言い換えれば液冷媒が流れる伝熱管２の本数が多いと、その分、冷媒の滞留を許容する空間容積も大きくなり、滞留量も多くなる。以上のことから、下流側熱交換器３１の伝熱管２の本数を上流側熱交換器３０よりも少ない構成としている。
　また、上流側熱交換器３０と下流側熱交換器３１との互いの対向面５０をここでは空気通過方向に延びる平面としている。対向面５０が仮に空気通過方向に向かうに従って上方に傾斜する傾斜状又は階段状とすると、上流側熱交換器３０側を通過して温度上昇した空気が下流側熱交換器３１側を通過することになる。しかし、本実施の形態１では、対向面５０をここでは空気通過方向に延びる平面としているため、上流側熱交換器３０側を通過した空気が下流側熱交換器３１側を通過することが無いため、熱交換器効率の低下を招く不都合を回避できる。なお、この効果を得るために、対向面５０を空気通過方向に延びる平面とすることが好ましいが、本発明はこれに限定するものではなく、階段状又は傾斜状とした形態も含むものとする。
　次に、冷房運転時の室外側熱交換器１３における冷媒の流れについて図１～図３を参照して説明する。
　冷房運転時、室外側熱交換器１３の筐体（図示せず）内に流入した冷媒は、６分岐される。６分岐された各冷媒は、まず上流側熱交換器３０を通過する。すなわち、各冷媒は、第１冷媒流路４１、第２冷媒流路４２、第３冷媒流路４３、第４冷媒流路４４、第５冷媒流路４５及び第６冷媒流路４６を通過する。この際、各冷媒は、室外側熱交換器１３の放熱フィン１間を通過する空気と熱交換することで、ガス冷媒から二相冷媒へと変化していく。
　第１冷媒流路４１、第２冷媒流路４２、第３冷媒流路４３、第４冷媒流路４４、第５冷媒流路４５及び第６冷媒流路４６を通過した各冷媒は２流路ずつ、合流器５１～５３で合流する。そして、合流後の各冷媒は、第７冷媒流路４７、第８冷媒流路４８及び第９冷媒流路４９を通過する。その際に、各冷媒は、下流側熱交換器３１の放熱フィン１間を通過する空気と熱交換することで、二相冷媒から液冷媒へと変化していく。そして、各冷媒は更に液冷媒から過冷却液冷媒へと変化しながら出口部４７ｂ、出口部４８ｂ及び出口部４９ｂから流出し、その後、合流して、室外側熱交換器の筐体（図示せず）外に流出する。
　このように上流側熱交換器３０を通過する冷媒は、ガス冷媒で流入し、二相冷媒となって流出する。一方、下流側熱交換器を通過する冷媒は二相冷媒で流入し、過冷却液冷媒となって流出する。よって、上流側熱交換器３０は下流側熱交換器３１に比べて温度が高い状態となっているが、上流側熱交換器３０と下流側熱交換器３１とは別体で構成されているため、上流側熱交換器３０から下流側熱交換器への熱漏洩を抑制できる。
　以上説明したように、本実施の形態１では、凝縮器として機能する室外側熱交換器１３を、ガス状及び気液二相状の冷媒が通過する上流側流路を有する上流側熱交換器３０と、気液二相状及び液状の冷媒が通過する下流側流路を有する下流側熱交換器３１とを備えた構成とし、これらを別体で構成した。すなわち、高温部となる上流側熱交換器３０と低温部となる下流側熱交換器３１とを別体に構成したことで、高温部から低温部への熱漏洩を低減することができ、一体に構成した場合に比べて能力改善を図ることができる。
　また、第１冷媒流路４１～第６冷媒流路４６から流出した冷媒を合流して第７冷媒流路４７～第９冷媒流路４９に流入させる合流器５１～５３を備え、下流側流路の数を上流側流路の数よりも少なくした。言い換えれば、液冷媒が通過する冷媒流路数を低減して一つの冷媒流路を通過する流量が多くなるようにした。このため、上流側流路と下流側流路との流路数を同じにした場合に比べて熱交換効率を高めることができる。
　また、上流側熱交換器３０を下流側熱交換器３１の上方に配置したので、上下逆に配置した場合に比べて上流側熱交換器３０の熱が下流側熱交換器３１に伝達されるのを抑制できる。
　また、下流側熱交換器３１を構成する伝熱管２の本数が多いほど、下流側熱交換器３１を流れる液冷媒が増加し、伝熱管２内に滞留する液冷媒量が多くなる。ここでは、下流側熱交換器３１を構成する伝熱管２の本数を、少なくとも上流側熱交換器３０よりも少ない構成と、下流側熱交換器３１を構成する伝熱管２の本数削減を図っている。このため、同じ本数とする場合に比べて伝熱管２内に滞留する液冷媒量を低減でき、結果として充填冷媒量を削減できる。
　また、上流側熱交換器３０と下流側熱交換器３１との互いの対向面５０を空気通過方向に延びる平面としたので、上流側熱交換器３０側を通過した空気が下流側熱交換器３１側を通過することが無いため、熱交換器効率の低下を招く不都合を回避できる。
　なお、本実施の形態１において、図２で説明している熱交換器は一例であり、熱交換ユニット３の列数は空気通過方向に複数列であればよく、３列でなくても構わない。
　また、本実施の形態１では、上流側熱交換器３０における流路数を６つ、下流側熱交換器における流路数路３つとしたが、この構成に限られない。
　また、本実施の形態１では、上流側熱交換器３０における流路数が下流側熱交換器３１における流路数より多くしている。これは、上述したように、冷媒が液状態の時には伝熱管２を通過する流量を多くすると熱交換効率を高めることができることに寄る。しかし、本発明は、上流側熱交換器３０における流路数が下流側熱交換器における流路数より多くする構成に限られず、流路数を同じとしてもよい。
実施の形態２．
　上記実施の形態１では上流側熱交換器３０と下流側熱交換器３１とで熱交換ユニット３の列数を同じとしたが、実施の形態２では下流側熱交換器３１の熱交換ユニット３の列数を上流側熱交換器３０よりも少ない構成とし、液冷媒が通過する伝熱管２の本数削減を図ったものである。以下、実施の形態２が実施の形態１と異なる構成を中心に説明する。本実施の形態２において記載されていない構成は、実施の形態１と同様である。
　図４は、本発明の実施の形態２に係る室外側熱交換器１３Ａの概略斜視図である。
　実施の形態２の室外側熱交換器１３Ａは、図２に示した実施の形態１の室外側熱交換器１３と比較して下流側熱交換器の構成のみが異なる。それ以外の構成は実施の形態１の室外側熱交換器１３と同様である。実施の形態２の下流側熱交換器３２は、熱交換ユニットが２列で構成されている。一つの下流側熱交換ユニット３２ｂにおける伝熱管２の本数は、実施の形態１の下流側熱交換ユニット３ｂと同様であり、この例では８本で構成されている。なお、下流側熱交換ユニット３２ｂの伝熱管２の本数はこの本数に限られない。
　図５は、本発明の実施の形態２に係る室外側熱交換器１３Ａの寸法説明図である。実施の形態２の室外側熱交換器１３Ａは、上流側熱交換器３０と下流側熱交換器３２とを以下の寸法関係で構成した。
　Ａ＜Ｃ
　Ｂ＝Ｄ
　ここで、
　Ａ：上流側熱交換ユニット３ａの空気通過方向の幅
　Ｂ：上流側熱交換ユニット３ａ全列の空気通過方向の合計の幅
　Ｃ：下流側熱交換ユニット３２ｂの空気通過方向の幅
　Ｄ：下流側熱交換ユニット３２ｂ全列の空気通過方向の合計の幅
　つまり、３列構成の上流側熱交換器３０の全列分の放熱フィン１全体の空気通過方向の幅と、２列構成の下流側熱交換器３２の全列分の放熱フィン１全体の空気通過方向の幅とを同じ寸法としている。
　以上のように構成された室外側熱交換器１３Ａにおいて、上流側熱交換器３０では、実施の形態１と同様に冷媒が空気との熱交換を促進しつつ、二相冷媒となって流出する。そして、下流側熱交換器３２では、二相冷媒で流入し、空気との熱交換により液冷媒へと変化し、更に過冷却液冷媒へと変化する。そして、下流側熱交換器３２の伝熱管２の本数を低減したことで、過冷却液冷媒へと変化してから下流側熱交換器３２の出口までの流路が短くなる。つまり、流路が短くなった分の伝熱管２の内容積分、冷媒の滞留量が少なくなる。
　以上説明したように本実施の形態２によれば、実施の形態１と同様の効果が得られると共に、更に以下の効果が得られる。すなわち、下流側熱交換器３１の熱交換ユニット３の列数を上流側熱交換器３０よりも少ない構成とすることで、過冷却液冷媒が流れる伝熱管２の本数を減らすことができる。よって、本数を減らした伝熱管２の内容積分、液冷媒の滞留量を減少させることができる。その結果、滞留量を見越した冷媒量の充填が不要となり、冷凍サイクル装置内に封入する冷媒量を削減することが可能となる熱交換器を提供することができる。
　また、３列構成の上流側熱交換器３０の全列分の放熱フィン１全体の空気通過方向の幅と、２列構成の下流側熱交換器３２の全列分の放熱フィン１全体の空気通過方向の幅とを同じ寸法としたので、以下の効果が得られる。すなわち、仮に、熱交換ユニット３の放熱フィン１の空気通過方向の幅を、上流側熱交換器３０と下流側熱交換器３２とで同じとし、全列分の放熱フィン１全体の空気通過方向の幅を、下流側熱交換器３２の方が上流側熱交換器３０よりも短くなる構成とした場合、放熱フィン幅が短くなる分、熱交換効率が低下する。しかし、全列分の放熱フィン１全体の空気通過方向の幅を下流側熱交換器３２と上流側熱交換器３０とで同じとすることで、熱交換効率の低下を回避することができる。
　また、下流側熱交換器３２の各列の熱交換ユニット３同士の放熱フィン１の空気通過方向の幅を互いに同じ構成としたので、各列の熱交換ユニット３のそれぞれの熱交換効率が一方に偏ることがなく、同じにできる。
実施の形態３．
　上記実施の形態１及び実施の形態２では、放熱フィン間の幅であるフィンピッチを、上流側熱交換器と下流側熱交換器とで同じとしていたが、実施の形態３では下流側熱交換器のフィンピッチを上流側熱交換器よりも小さくしたものである。以下、実施の形態３が実施の形態２と相違する部分を中心に説明する。本実施の形態３で記載されていない構成は、実施の形態２と同様である。
　図６は、本発明の実施の形態３に係る室外側熱交換器１３Ｂの寸法説明図である。図６では、説明の便宜上、隣合う放熱フィン１の間隔を拡大して大きく示している。
　実施の形態３の室外側熱交換器１３Ｂは、上流側熱交換ユニット３ａの放熱フィン１のフィンピッチをＥ、下流側熱交換ユニット３２ｂの放熱フィン１のフィンピッチをＦとした場合、Ｅ＞Ｆとしたものである。
　上記実施の形態２において、過冷却液冷媒が流れる下流側熱交換器３２の伝熱管２の本数を減少させたことで、下流側熱交換器３２側で十分な熱交換性能が得られなくなることが考えられる。この対応として、下流側熱交換器３２側のフィンピッチＦを上流側熱交換器３０側のフィンピッチＥよりも狭くする。
　以上説明したように、本実施の形態３によれば、実施の形態２と同様の効果が得られると共に、Ｅ＞Ｆとしたことで以下の効果が得られる。すなわち、下流側熱交換器３２側のフィンピッチＦを上流側熱交換器３０側のフィンピッチＥと同じとした場合に比べて下流側熱交換器３２の熱交換性能を上昇させることができる。よって、過冷却液冷媒が流れる下流側熱交換器３２の伝熱管２の本数を減少させたことによる熱交換性能の低下をカバーできる。
　上記した実施の形態１－３においては冷凍サイクル装置の一例として空気調和機を用いて説明したが、近年、空気調和機では、地球温暖化防止の観点から冷凍サイクル回路に封入する冷媒が変更されつつある。これまでは、ＨＦＣ冷媒のＲ４１０Ａが使用されてきたが、よりＧＷＰ（地球温暖化係数）が低い冷媒へと変更されつつある。このような低ＧＷＰ冷媒の一種として、組成中に炭素の二重結合を有するハロゲン化炭化水素がある。低ＧＷＰ冷媒の代表的なものとしては、ＨＦＯ－１２３４ｙｆ（ＣＦ３ＣＦ＝ＣＨ２）、ＨＦＯ－１２３４ｚｅ（ＣＦ３－ＣＨ＝ＣＨＦ）、ＨＦＯ－１１２３（ＣＦ２＝ＣＨＦ）がある。
　これらはＨＦＣ冷媒の一種ではあるが、炭素の二重結合を持つ不飽和炭化水素がオレフィンと呼ばれることから、オレフィンのＯを使って、ＨＦＯと表現されることが多い。このようなＨＦＯ冷媒は、ＨＦＣ冷媒のＲ３２との混合冷媒として用いられようとしているが、このような混合冷媒は、不燃性であるＲ４１０と異なり、微熱レベルであるが可燃性を有している。
　また、同じく低ＧＷＰ冷媒としてＲ２９０（Ｃ３Ｈ８）に代表されるＨＣ冷媒の使用も検討されており、これも可燃性を有する冷媒である。このような可燃性冷媒を使用するにあたっては、万が一、室内に冷媒漏洩が生じたとしても漏洩冷媒への着火を防ぐために、可燃濃度の気相が室内に形成されないような対策が必要である。そして、漏洩する冷媒量が少なければ少ないほど可燃濃度の気相は形成されにくくなる。
　ここまで説明してきたように、本発明を適用する実施の形態１－３の何れもが、本発明を適用しない冷凍サイクル装置に比して、冷凍サイクル回路に封入する冷媒量を削減することが可能となる。そのため、万が一に冷媒が漏洩したとしても、その漏洩冷媒量を少なくすることができるので、本発明における熱交換器は、可燃性を有する冷媒を用いる冷凍サイクル装置に特に適している。
　なお、上記実施の形態１－３では、熱交換器の一例として室外側熱交換器１３を例に挙げて説明したが、室内側熱交換器２１にも本発明を適用できる。
　また、上記実施の形態１－３では、冷凍サイクル装置が空気調和機であるものとして説明したが、冷蔵冷凍倉庫等を冷却する冷却装置としてもよい。
　１　放熱フィン、２　伝熱管、３　熱交換ユニット、３ａ　上流側熱交換ユニット、３ｂ　下流側熱交換ユニット、１０　室外機、１１　圧縮機、１２　四方弁、１３　室外側熱交換器、１３Ａ　室外側熱交換器、１３Ｂ　室外側熱交換器、１４　減圧装置、１５　アキュムレータ、１６　室外側送風機、２０　室内機、２１　室内側熱交換器、２２　室内側送風機、３０　上流側熱交換器、３１　下流側熱交換器、３２　下流側熱交換器、３２ｂ　下流側熱交換ユニット、４１　第１冷媒流路、４１ａ　入口部、４１ｂ　出口部、４２　第２冷媒流路、４２ａ　入口部、４２ｂ　出口部、４３　第３冷媒流路、４３ａ　入口部、４３ｂ　出口部、４４　第４冷媒流路、４４ａ　入口部、４４ｂ　出口部、４５　第５冷媒流路、４５ａ　入口部、４５ｂ　出口部、４６　第６冷媒流路、４６ａ　入口部、４６ｂ　出口部、４７　第７冷媒流路、４７ａ　入口部、４７ｂ　出口部、４８　第８冷媒流路、４８ａ　入口部、４８ｂ　出口部、４９　第９冷媒流路、４９ａ　入口部、４９ｂ　出口部、５０　対向面、５１　合流器、５２　合流器、５３　合流器、１００　空気調和機、Ｅ　フィンピッチ、Ｆ　フィンピッチ。

Claims (12)

  1. 　複数の冷媒流路を有する熱交換器であって、
    　前記複数の冷媒流路のそれぞれは、ガス状態で流入した冷媒が液状態となって流出する流路であり、ガス状及び気液二相状の冷媒が通過する上流側流路と、気液二相状及び液状の冷媒が通過する下流側流路とを有しており、
    　前記熱交換器は、前記上流側流路を有する上流側熱交換器と、前記下流側流路を有する下流側熱交換器と、各上流側流路から流出した冷媒を合流して前記下流側流路に流入させる１又は複数の合流器とを備え、前記上流側熱交換器と前記下流側熱交換器とが別体で構成されており、前記下流側流路の数は、前記上流側流路の数よりも少ない熱交換器。
  2. 　前記上流側熱交換器は前記下流側熱交換器の上方に配置されている請求項１記載の熱交換器。
  3. 　前記上流側熱交換器及び前記下流側熱交換器のそれぞれは、互いに間隔を空けて並設され、その間を空気が通過する複数の放熱フィンと、前記複数の放熱フィンを並設方向に貫通する複数の伝熱管とを有する熱交換ユニットを備える請求項１又は請求項２記載の熱交換器。
  4. 　前記下流側熱交換器を構成する前記伝熱管の本数が前記上流側熱交換器を構成する前記伝熱管の本数よりも少ない請求項３記載の熱交換器。
  5. 　前記下流側熱交換器の前記複数の放熱フィンのフィンピッチが、前記上流側熱交換器の前記複数の放熱フィンのフィンピッチよりも小さい請求項４記載の熱交換器。
  6. 　前記上流側熱交換器及び前記下流側熱交換器のそれぞれは、前記熱交換ユニットを空気通過方向に複数列、配置した構成を有する請求項３～請求項５の何れか一項に記載の熱交換器。
  7. 　前記下流側熱交換器の前記熱交換ユニットの列数が、前記上流側熱交換器の前記熱交換ユニットの列数よりも少ない請求項６記載の熱交換器。
  8. 　前記上流側熱交換器及び前記下流側熱交換器のそれぞれにおける、前記熱交換ユニット全列の空気通過方向の合計の幅が互いに同じである請求項６又は請求項７記載の熱交換器。
  9. 　前記下流側熱交換器の各列の前記熱交換ユニット同士の前記放熱フィンの空気通過方向の幅が互いに同じである請求項８記載の熱交換器。
  10. 　前記上流側熱交換器の前記熱交換ユニットの列数が３列、前記下流側熱交換器の前記熱交換ユニットの列数が２列である請求項７～請求項９の何れか一項に記載の熱交換器。
  11. 　前記上流側熱交換器と前記下流側熱交換器との互いの対向面が空気通過方向に延びる平面とした請求項４～請求項１０の何れか一項に記載の熱交換器。
  12. 　請求項１～請求項１１の何れか一項に記載の熱交換器を備えた冷凍サイクル装置。
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