WO2020161761A1 - 熱交換器およびこれを備えた空気調和装置 - Google Patents

熱交換器およびこれを備えた空気調和装置 Download PDF

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    • F28D2021/0068—Other heat exchangers for particular applications; Heat exchange systems not otherwise provided for for refrigerant cycles

Definitions

  • the present invention relates to a heat exchanger that distributes a gas-liquid two-phase refrigerant from a refrigerant distributor to a plurality of heat transfer tubes, and an air conditioner including the heat exchanger.
  • the liquid refrigerant condensed in the heat exchanger mounted on the indoor unit and functioning as a condenser is decompressed by the expansion valve to be in a gas-liquid two-phase state in which the gas refrigerant and the liquid refrigerant are mixed. .. Then, the refrigerant in the gas-liquid two-phase state flows into the heat exchanger mounted on the outdoor unit and functioning as an evaporator.
  • the heat exchanger is a high-performance heat exchanger by using a flat tube for the heat transfer tube and corrugated fins provided between the adjacent flat tubes.
  • a method has been proposed in which a header having a double pipe structure is used in the refrigerant distributor to improve the refrigerant distribution (for example, see Patent Document 1).
  • the header of the heat exchanger has a double pipe structure, an orifice is provided in the inner pipe of the double pipe, and the position of the orifice is adjusted to make the refrigerant distributed to a plurality of flat tubes uniform, It improves the refrigerant distribution performance of the distributor.
  • the flat tube has a larger dimension in the width direction than the conventional heat transfer tube is a circular tube, and since the outer tube of the double tube has a large diameter, the amount of refrigerant accumulated inside the header becomes large. Will end up. Further, if the outer tube and the inner tube of the double tube are made smaller in diameter in order to reduce the amount of the refrigerant, the fluid resistance increases and the refrigerant distribution performance deteriorates.
  • the present invention has been made to solve the above problems, and a heat exchanger capable of improving the refrigerant distribution performance while reducing the volume of the refrigerant distributor, and an air conditioner including the same. Is intended to provide.
  • a heat exchanger is a tubular refrigerant distributor that is formed with a plurality of heat transfer tubes at intervals in a first direction, and has an insertion hole into which an end of the heat transfer tube is inserted from a second direction. And a first space on the side where the end of the heat transfer tube is inserted and a first space on the side where the end of the heat transfer tube is not inserted.
  • a first partition plate for partitioning into a second space having a larger volume than the space; and an inflow pipe provided on one side surface for allowing a gas-liquid two-phase refrigerant to flow into the second space, the heat transfer pipe comprising: In the first space, an end portion is inserted into the insertion hole so as to be spaced apart from the first partition plate, and the first partition plate corresponds to each of the adjacent heat transfer tubes, An orifice is provided which connects the first space and the second space.
  • the air conditioner according to the present invention is provided with a refrigerant circuit in which a compressor, a condenser, an expansion valve, and an evaporator are connected by piping, and a refrigerant flows, and the heat exchange is performed on the condenser or the evaporator. It uses a container.
  • the inside of the refrigerant distributor is not inserted into the first space on the side where the end of the heat transfer tube is inserted by the first partition plate and the end of the heat transfer tube. It is partitioned into a second space having a larger volume than the first space on the side.
  • the heat transfer tube is inserted into the insertion hole so that the end portion is spaced apart from the first partition plate in the first space, and the first partition plate corresponds to each of the adjacent heat transfer tubes.
  • the refrigerant flow path can be divided into the first space and the second space, and the heat transfer tube and the refrigerant can be separated from each other as compared with the case where the inside of the refrigerant distributor is not divided into two spaces.
  • the fluid resistance at the connection with the distributor can be reduced, and the capacity of the refrigerant distributor can be reduced.
  • the first space communicates with the first direction, and the gas-liquid two-phase refrigerant ejected from the orifice is mixed with the space formed by the adjacent heat transfer tubes, so that the refrigerant distribution performance is improved. , Heat exchanger performance can be improved.
  • FIG. 3 is an example of a schematic side view of a vertical cross section of the heat exchanger according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 7 is an example of a schematic side view of a vertical cross section of a heat exchanger according to a modification of the first embodiment of the present invention.
  • 1 is an example of a schematic front view of a vertical cross section of a heat exchanger according to Embodiment 1 of the present invention. It is an example of a schematic front view of a vertical cross section of a conventional heat exchanger having a single-layer structure of a refrigerant channel. It is an example of the side surface schematic diagram of the longitudinal cross section of the heat exchanger which concerns on Embodiment 2 of this invention.
  • FIG. 11 is a schematic diagram showing an example of a flow path cross section of a flat tube of a heat exchanger according to a second modification of the second embodiment of the present invention. It is an example of the side surface schematic diagram of the longitudinal cross section of the heat exchanger which concerns on the 3rd modification of Embodiment 2 of this invention.
  • FIG. 7 is an example of a schematic plan view of a cross section of a refrigerant distributor that is bent into an L shape in the heat exchanger according to Embodiment 2 of the present invention. It is a figure explaining the vertical cross section of the refrigerant distributor shown in FIG. It is a figure explaining the longitudinal cross-sectional view of the modification of the refrigerant distributor shown in FIG.
  • FIG. 13 is an example of a schematic side view of a vertical cross section of a heat exchanger according to a fourth modification of the second embodiment of the present invention. It is an example of the plane schematic diagram of a cross section of the refrigerant distributor of the heat exchanger concerning Embodiment 3 of the present invention. It is an example of the plane schematic diagram of the cross section of the refrigerant distributor of the heat exchanger which concerns on the modification of Embodiment 3 of this invention. It is an example of the plane schematic diagram of the cross section of the refrigerant distributor of the heat exchanger which concerns on Embodiment 4 of this invention.
  • Embodiment 1. 1 is an example of a schematic side view of a vertical cross section of a heat exchanger 100 according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 2 is an example of a schematic side view of a vertical cross section of the heat exchanger 100 according to the modification of the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 is an example of a schematic front view of a vertical cross section of the heat exchanger 100 according to Embodiment 1 of the present invention.
  • the heat exchanger 100 includes a plurality of flat tubes 1, corrugated fins 7, and a refrigerant distributor 200.
  • the refrigerant distributor 200 includes a header outer pipe bottom plate 2, a header outer pipe upper plate 3, a first partition plate 4, an upstream side face lid 8, a downstream side face lid 9, and an inflow pipe 10. ..
  • the refrigerant distributor 200 has a tubular shape, extends in the horizontal direction (direction orthogonal to the paper surface of FIG. 1), and has a rectangular cross section in the vertical direction (vertical direction of FIG. 1). Further, the first partition plate 4 is provided with a plurality of orifices 5 along the horizontal direction. It should be noted that each of the orifices 5 may be arranged at a position displaced in the width direction of the refrigerant distributor 200 (left-right direction in FIG. 1 ). With such a configuration, in the adjacent orifices 5, the influence of the upstream orifice 5 disturbing the flow of the downstream orifice 5 can be suppressed, and the refrigerant distribution performance can be improved.
  • a plurality of orifices 5 may be provided in the width direction of the refrigerant distributor 200.
  • the distribution performance in the width direction can be improved.
  • the heat transfer tube is the flat tube 1 which is long in the width direction of the refrigerant distributor 200 and the width dimension of the internal flow path of the refrigerant distributor 200 is larger than that of the flat tube 1 as in the first embodiment.
  • the heat exchanger 100 is particularly remarkable.
  • a circular tube may be used instead of the flat tube 1 as the heat transfer tube. Even if the heat transfer tube is a circular tube, the capacity of the refrigerant distributor 200 can be reduced.
  • the end portions of the plurality of flat tubes 1 are inserted into the insertion holes 3a formed at intervals in the longitudinal direction of the header outer tube upper plate 3, and are aligned in the longitudinal direction of the refrigerant distributor 200 at equal pitches.
  • the insertion hole 3a has a shape that is longer in the third direction than in the first direction.
  • the flat tube 1 has a flat rectangular horizontal cross section facing the header outer tube upper plate 3.
  • Corrugated fins 7 are provided between the adjacent flat tubes 1, and the corrugated fins 7 are joined to the outer tube surface of the flat tube 1.
  • an upstream side surface lid 8 and a downstream side surface lid 9 are connected to the end portions of the header outer tube bottom plate 2, the header outer tube upper plate 3 and the first partition plate 4, respectively.
  • an inflow pipe 10 is connected to the upstream side lid 8 so as to penetrate therethrough, and the inflow pipe 10 is a first space 36 which is a vertical space in the refrigerant distributor 200 partitioned by the first partition plate 4. And, of the second space 37, it communicates with the lower second space 37.
  • the side of the refrigerant distributor 200 where the upstream side surface lid 8 is provided is the upstream side
  • the side where the downstream side surface lid 9 is provided is the downstream side
  • the arrow in FIG. 3 represents the flow of the gas-liquid two-phase refrigerant.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant flows into the refrigerant distributor 200 from the inflow pipe 10 and flows through the refrigerant flow path that is the second space 37 formed by the first partition plate 4 and the header outer pipe bottom plate 2 to the downstream side lid 9 side. Flow toward. Then, in the process, the refrigerant is sprayed on the first space 36 formed by the first partition plate 4, the header outer pipe upper plate 3 and the header outer pipe bottom plate 2 in sequence in the orifice 5.
  • the sprayed refrigerant is agitated in the space formed between the flat tubes 1 adjacent to each other, and in the case of the modified example, the gas-liquid refrigerant sprayed from the left and right orifices 5 becomes homogeneous and the left and right orifices 5 are distributed. It is distributed to the plurality of flat tubes 1 in a state where the bias is suppressed. After that, the refrigerant exchanges heat with the external air in the process of flowing through the flat tube 1, and flows while evaporating.
  • the refrigerant flow passage which is the space inside the refrigerant distributor 200, has a two-layer structure, so that the reduced fluid resistance and the expanded fluid resistance generated at the insertion portion of the flat tube 1 into the refrigerant distributor 200 are reduced. This can be suppressed, and the refrigerant distributor 200 can be thinned accordingly.
  • FIG. 4 is an example of a schematic front view of a vertical cross section of a conventional heat exchanger 101 having a single-layer refrigerant flow path structure.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant collides with a portion inserted into the inside of the refrigerant distributor 200 from the insertion hole 3 a of the flat tube 1 and is reduced in size.
  • a large fluid resistance is generated in the process of the refrigerant passing through the flow path.
  • the flow passage expands, so that an expanded fluid resistance is generated due to the rapid expansion.
  • the pressure loss due to the contraction and expansion of the flow passage is larger than the frictional fluid resistance of the internal fluid resistance that is inversely proportional to the flow passage area.
  • the flat tube 1 is 1 ⁇ 4 of the flow path height in the refrigerant distributor 200 in order to secure a brazing allowance. As described above, it has been found that it becomes particularly noticeable when it is inserted into the refrigerant distributor 200.
  • the first partition plate 4 provided inside the refrigerant distributor 200 to suppress the fluid resistance due to the contraction and expansion of the flow path results in the refrigerant distributor 200. Can be made thinner. Furthermore, it was found that the flow passage cross-sectional area and volume can be reduced, and the distribution can be improved while reducing the amount of refrigerant.
  • the refrigerant distributor 200 has a rectangular cross section in the vertical direction, but is not limited to this.
  • a circular shape, an elliptical shape, or the like may be used, but in order to secure a brazing allowance, the D-shape and the rectangular shape in which the connection surface of the refrigerant distributor 200 with the flat tube 1 is a linear shape is the minimum wax. It's even easier to secure the allowance.
  • the first space 36 on the side into which the end of the flat tube 1 is inserted communicates with the refrigerant distributor 200 in the longitudinal direction.
  • the orifice 5 is provided in the first partition plate 4, and the center of the orifice 5 is provided so as to be located between the adjacent flat tubes 1.
  • the upstream side of the refrigerant distributor 200 which is the upstream side surface lid 8 side (hereinafter, also referred to as one side surface side), and the downstream side surface lid 9 side (hereinafter, the side surface facing one side surface). It is important that the difference in pressure loss from the downstream side (also referred to as the side) is small. Therefore, in the space inside the refrigerant distributor 200 partitioned by the first partition plate 4, the second space 37 on the side where the end of the flat tube 1 is not inserted has a larger volume than the first space 36.
  • the difference in pressure loss between the upstream side and the downstream side of the refrigerant distributor 200 is reduced, the refrigerant distribution performance is improved, and the amount of refrigerant can be reduced.
  • the second space 37 is longer in the width direction than in the height direction. Therefore, the refrigerant distributor 200 can be formed to be thin, and the heat transfer area of the heat exchanger 100 can be correspondingly expanded.
  • the type of gas-liquid two-phase refrigerant flowing through the refrigerant distributor 200 is not particularly limited. However, when a low-pressure refrigerant is generally used as the refrigerant of the air conditioner, which is lower than the R410A refrigerant or the R32 refrigerant, the gas density is small, and the effect of suppressing the pressure loss by the first partition plate 4 is particularly high. Can be large.
  • the refrigerant flowing through the refrigerant distributor 200 is a low-pressure refrigerant such as an olefin-based refrigerant (R1234yf, R1234ze(E), etc.), propane, DME (dimethyl ether), or a mixed refrigerant obtained by adding these to one of the components.
  • a refrigerant may be used.
  • these refrigerants have a small gas density, and the effect of suppressing the pressure loss by the first partition plate 4 can be increased.
  • the refrigerant flowing through the refrigerant distributor 200 may be a non-azeotropic mixed refrigerant having different boiling points, and in this non-azeotropic mixed refrigerant, gas and liquid are diffused by the orifice 5. Therefore, the composition distribution is further improved by the refrigerant distribution improvement, and the effect of improving the heat exchanger performance can be increased.
  • the heat exchanger 100 has the plurality of heat transfer tubes and the insertion holes 3a formed at intervals in the first direction, and the ends of the heat transfer tubes being inserted from the second direction.
  • a cylindrical refrigerant distributor 200 has a first space 36 in which the end of the heat transfer tube is inserted and a second space 37 having a larger volume than the first space 36 in which the end of the heat transfer tube is not inserted. It is provided with a first partition plate 4 for partitioning into, and an inflow pipe 10 which is provided on one side surface and allows a gas-liquid two-phase refrigerant to flow into the second space 37.
  • the heat transfer tube is inserted into the insertion hole 3a such that the end portion thereof is spaced apart from the first partition plate 4 in the first space 36. Further, the first partition plate 4 is provided with the orifices 5 that connect the first space 36 and the second space 37 to each other so as to correspond to each of the adjacent heat transfer tubes.
  • the inside of the refrigerant distributor 200 has the first space 36 on the side where the end of the heat transfer tube is inserted by the first partition plate 4 and the end of the heat transfer tube. It is partitioned into a second space 37 having a larger volume than the first space 36 on the side not inserted. Further, the heat transfer tube is inserted into the insertion hole 3a so that the end portion thereof is spaced apart from the first partition plate 4 in the first space 36, and the first partition plate 4 has a space between adjacent heat transfer tubes. Corresponding to each of them, the orifice 5 that connects the first space 36 and the second space 37 is provided.
  • the refrigerant flow path can be divided into the first space 36 and the second space 37, and compared with the case where the inside of the refrigerant distributor 200 is not divided into two spaces.
  • the fluid resistance at the connection between the heat pipe and the refrigerant distributor 200 can be reduced, and the capacity of the refrigerant distributor 200 can be reduced.
  • the first space 36 communicates in the first direction and the gas-liquid two-phase refrigerant ejected from the orifice 5 is mixed with the space formed by the adjacent heat transfer tubes, the refrigerant distribution performance is improved. Improved and heat exchanger performance can be improved.
  • Embodiment 2 the second embodiment of the present invention will be described, but the description of the same parts as those of the first embodiment will be omitted, and the same or corresponding parts as those of the first embodiment will be designated by the same reference numerals.
  • FIG. 5 is an example of the side surface schematic of the longitudinal cross section of the heat exchanger 100 which concerns on Embodiment 2 of this invention.
  • FIG. 6 is an example of a schematic front view of a vertical cross section of the heat exchanger 100 according to Embodiment 2 of the present invention.
  • the first partition plate 4 and the header outer pipe bottom plate 2 are formed on the upstream side lid 8 side of the refrigerant distributor 200.
  • a second partition plate 6 is provided to partition the refrigerant flow path, which is the second space 37, in the width direction.
  • the arrow in FIG. 6 represents the flow of the gas-liquid two-phase refrigerant.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant flows into the refrigerant distributor 200 from the inflow pipe 10, and is the refrigerant flow path that is the second space 37 formed by the first partition plate 4, the second partition plate 6 and the header outer pipe bottom plate 2. Flowing toward the downstream side lid 9 side. Then, in the process, the refrigerant is sprayed on the first space 36 formed by the first partition plate 4, the header outer pipe upper plate 3 and the header outer pipe bottom plate 2 in sequence in the orifice 5.
  • the sprayed refrigerant is agitated in the space formed between the flat tubes 1 adjacent to each other, and the gas-liquid refrigerant sprayed from the left and right orifices 5 becomes homogeneous, and the uneven distribution of the left and right orifices 5 is suppressed.
  • FIG. 7 is a schematic diagram showing an example of a flow path cross section of the flat tube 1 of the heat exchanger 100 according to Embodiment 2 of the present invention.
  • FIG. 8 is a schematic diagram showing an example of a flow path cross section of the flat tube 1 of the heat exchanger 100 according to the first modification of the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 9 is a schematic diagram showing an example of a flow path cross section of the flat tube 1 of the heat exchanger 100 according to the second modification of the second embodiment of the present invention.
  • the flat tube 1 is a heat transfer tube made of a metal such as aluminum, copper, or stainless, and has a flat rectangular cross section as shown in FIG.
  • the flat tube 1 may be a flat porous tube having a plurality of partition columns 1a provided therein as shown in FIG.
  • the pressure resistance can be improved by the partition column 1a, and the wall thickness of the flat tube 1 can be reduced.
  • the flat tube 1 has a plurality of partition columns 1a provided therein, and further, a plurality of convex portions 1b are formed along the flow path between adjacent partition columns 1a.
  • FIG. 10 is an example of the side surface schematic of the longitudinal cross section of the heat exchanger 100 which concerns on the 3rd modification of Embodiment 2 of this invention.
  • the shape of the refrigerant distributor 200 may be a substantially D shape in which the header outer tube bottom plate 2 has an R shape.
  • the pressure resistance of the header outer pipe bottom plate 2 is improved and the wall thickness of the header outer pipe bottom plate 2 can be reduced correspondingly as compared with the case of a rectangular shape. ..
  • the header outer tube upper plate 3 has a straight portion, the flat tube 1 has good brazing properties, and the insertion amount of the flat tube 1 can be reduced.
  • the effective sectional area formed by the header outer pipe upper plate 3, the first partition plate 4, and the header outer pipe bottom plate 2 is A, and the first partition plate 4, the second partition plate 6, the header outer pipe bottom plate 2,
  • B1+B2>A it is preferable to set B1+B2>A. By doing so, it is possible to allocate a large amount of area to the left and right refrigerant flow paths located on the lower side of the flow path cross-sectional area of the flow path formed inside the refrigerant distributor 200. It is possible to suppress an increase in pressure loss in the refrigerant flow path of the above and improve the refrigerant distribution performance.
  • FIG. 11 is an example of the side surface schematic of the longitudinal cross section of the heat exchanger 100 which concerns on Embodiment 2 of this invention.
  • the shape of the header outer tube upper plate 3 of the refrigerant distributor 200 may be a distorted semicircular shape.
  • the pressure resistance is improved as compared with the case of a linear shape, and the wall thickness of the header outer tube upper plate 3 can be reduced accordingly. Since the wall thickness of the header outer pipe upper plate 3 can be made smaller than the wall thickness of the header outer pipe bottom plate 2, the material can be reduced.
  • the effective cross-sectional area formed by the header outer pipe upper plate 3 and the first partition plate 4 is A
  • the first partition plate 4, the second partition plate 6, and the header outer pipe bottom plate 2 are
  • B1+B2>A it is preferable to set B1+B2>A.
  • FIG. 12 is an example of the plane schematic diagram of the cross section of the refrigerant distributor 200 of the heat exchanger 100 which concerns on Embodiment 2 of this invention.
  • FIG. 13 is a diagram showing the flow of the refrigerant inside the refrigerant distributor 200 shown in FIG.
  • the orifices 5 are provided between the adjacent flat tubes 1 and on the left and right refrigerant flow passages partitioned by the second partition plate 6.
  • the upstream end of the second partition plate 6 is arranged with a space from the inflow pipe 10, and the refrigerant flowing from the inflow pipe 10 into the refrigerant distributor 200 is divided into two flow paths. It is like this.
  • the second partition plate 6 and the inflow pipe 10 are separated by a distance L.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant flowing through the inflow pipe 10 is distributed to the left and right refrigerant passages at the upstream end of the second partition plate 6. Then, it passes through a plurality of orifices 5 provided at the top of each refrigerant flow path, is sprayed and stirred, and is formed by the header outer pipe upper plate 3, the first partition plate 4, and the header outer pipe bottom plate 2. It is distributed to the first space 36. Therefore, the refrigerants that have respectively flowed in the left and right refrigerant flow paths join together in the first space 36 formed by the header outer pipe upper plate 3, the first partition plate 4, and the header outer pipe bottom plate 2.
  • the center position of the orifice 5 is provided between the flat tubes 1 adjacent to each other, and when the orifices 5 are provided between the plurality of flat tubes 1, the refrigerants in the left and right refrigerant channels are uniformly mixed in the first space 36. It is easy and has a great effect of improving the refrigerant distribution performance. With such a structure, the bias of the left and right liquid refrigerant inside the refrigerant distributor 200 can be improved.
  • the flow passage cross section of the second space 37 approaches a square shape, so that the flow mode is an annular flow or a large amount of gas refrigerant flowing near the pipe center of the refrigerant distributor 200. It becomes easier to transition to the churn style. As a result, the flow rate and the dryness range of the refrigerant effective for improving the refrigerant distribution performance by spraying the orifice 5 are expanded. Therefore, the range in which the refrigerant distribution performance can be improved by spraying the orifice 5 is widened.
  • connection position and the distance of the inflow pipe 10 are not limited, but according to the experiments of the inventors, the end portion of the inflow pipe 10 on the insertion side and the second partition plate 6 are If the distance L is equal to or larger than the inner diameter of the inflow pipe 10, it is preferable that the pressure loss becomes relatively small.
  • the refrigerant distributor 200 may be configured such that the left and right refrigerant flow paths have different flow passage cross-sectional areas. By doing so, it is possible to arrange the refrigerant distributor 200 such that the flow passage having a large flow passage cross-sectional area is on the windward side and the flow passage having a small flow passage cross-sectional area is on the leeward side. Further, a large amount of refrigerant can be distributed to the windward side where the temperature difference between the refrigerant and air is large and the amount of heat exchange is large, and heat exchange efficiency can be improved.
  • the refrigerant distributor 200 has one inflow pipe 10
  • a plurality of inflow pipes 10 may be provided.
  • a valve or a capillary tube for flow adjustment may be provided on the upstream side of the inflow pipe 10.
  • FIG. 14 is an example of a schematic plan view of a cross section of a refrigerant distributor 200 that is bent into an L shape of the heat exchanger 100 according to Embodiment 2 of the present invention.
  • FIG. 15 is a diagram illustrating a vertical cross section of the refrigerant distributor 200 shown in FIG. As shown in FIG. 14, the inside of the refrigerant distributor 200 when the refrigerant distributor 200 is bent in an L-shape (not necessarily strictly L-shape) from the first direction to the third direction.
  • L-shape not necessarily strictly L-shape
  • the refrigerant flow mode is described as an example of the annular flow or the churn flow, but it is not limited to this. For example, it may be a slug flow, a laminar flow, or a bubbly flow.
  • FIG. 16 is a figure explaining the longitudinal cross-sectional view of the modification of the refrigerant distributor 200 shown in FIG.
  • FIG. 17 is an example of the side surface schematic of the longitudinal cross section of the heat exchanger 100 which concerns on the 4th modification of Embodiment 2 of this invention.
  • the centers of the plurality of orifices 5 provided in the first partition plate 4 are indicated by arrows in FIG. 16 rather than the center lines (CC, DD) of the left and right refrigerant passages. You may make it arrange
  • the center line CC and DD of the left and right refrigerant flow paths when the width of the first partition plate 4 is defined as L2 as shown in FIG. 17, the center line CC and the outside of the header are defined.
  • the distance L3 from the inner side surface on the leeward side (left side) of the tube bottom plate 2 satisfies 1 ⁇ 4 ⁇ L2.
  • the distance L4 between the center line DD and the inner side surface of the header outer tube bottom plate 2 on the leeward side (left side) satisfies 3/4 ⁇ L2.
  • the black arrow in FIG. 17 represents the flow direction of the air passing through the flat tube 1, and in such a case, the temperature difference between the air and the refrigerant in the region on the windward side of the flat tube 1 becomes large, and the heat exchange amount becomes large. growing. Therefore, if the inside diameter of the orifice 5 on the windward side of the left and right refrigerant flow paths, that is, on the right side of the refrigerant flow path in FIG. A large amount of liquid refrigerant can be distributed to a portion where the temperature difference between the refrigerant and the refrigerant is large.
  • the fins of the heat exchanger 100 are described as the corrugated fins 7.
  • the present invention is not limited to this, and may be another type of fin such as a plate fin. May be.
  • the refrigerant distributor 200 partitions the second space 37 in the third direction and forms the two flow paths in the second space 37. It is equipped with.
  • the second partition plate 6 is provided inside the refrigerant distributor 200. Therefore, the flow pattern of the refrigerant flowing through the flow path is likely to transition to the annular flow or the churn flow, and the range in which the refrigerant distribution performance by the atomization of the orifice 5 can be improved is widened.
  • the inflow pipe 10 and the second partition plate 6 are arranged with a space therebetween.
  • the refrigerant flowing from the inflow pipe 10 into the refrigerant distributor 200 is divided into two flow paths.
  • the distance between the inflow pipe 10 and the second partition plate 6 is equal to or larger than the inner diameter of the inflow pipe 10. According to the heat exchanger 100 according to the second embodiment, the pressure loss can be relatively reduced.
  • the refrigerant distributor 200 is bent into an L shape. According to the heat exchanger 100 according to the second embodiment, by providing the second partition plate 6 inside the refrigerant distributor 200, when the gas-liquid two-phase refrigerant flows in the bent portion, liquid generated by centrifugal force is applied. The bias of the refrigerant is suppressed, and the heat exchange efficiency can be improved.
  • Embodiment 3 Hereinafter, the third embodiment of the present invention will be described, but the description of the same parts as those of the first and second embodiments will be omitted, and the same or corresponding parts as those of the first and second embodiments will be designated by the same reference numerals. ..
  • FIG. 18 is an example of the plane schematic diagram of the cross section of the refrigerant distributor 200 of the heat exchanger 100 which concerns on Embodiment 3 of this invention.
  • the first partition plate 4 of the refrigerant distributor 200 is provided with a plurality of orifices 5, and the orifices 5 between the flat tubes 1 adjacent to each other are provided. In each case, it is provided only on one of the left and right refrigerant passages.
  • the orifice 5 is provided only on the upstream side lid 8 side on the right side refrigerant passage, and the orifice 5 is provided only on the downstream side lid 9 side on the left side refrigerant passage. ..
  • FIG. 19 is an example of the plane schematic diagram of the cross section of the refrigerant distributor 200 of the heat exchanger 100 which concerns on the modification of Embodiment 3 of this invention.
  • a passage blocking plate that closes the refrigerant passage in the middle of the right refrigerant passage, specifically, at a position downstream of the most downstream orifice 5 in the right refrigerant passage. 12 may be provided. By doing so, the sealed space 13 in which the refrigerant does not flow can be formed in a part of the right side refrigerant flow path, and the refrigerant filling amount can be suppressed.
  • the orifice 5 is provided only on one of the two refrigerant passages between the adjacent heat transfer tubes, and one of the two refrigerant passages is provided. It is provided only on the side surface side facing the one side surface on the refrigerant channel, and only on the one side surface side on the other refrigerant channel.
  • a sufficient space can be provided on the downstream side in one of the refrigerant flow paths, so that the effect of the refrigerant colliding with the downstream side surface lid 9 and being disturbed is mitigated. Can be made.
  • the flow path closing plate 12 that closes the refrigerant flow path is provided in the middle of one of the two refrigerant flow paths. Has been. Further, the flow path closing plate 12 is provided at a position closer to the side surface facing one side surface than the orifice 5 on the side surface facing the most one side surface.
  • the sealed space 13 in which the refrigerant does not flow can be formed in a part of the refrigerant flow passage on the right side, and the refrigerant filling amount can be suppressed.
  • FIG. 20 is an example of the plane schematic diagram of the cross section of the refrigerant distributor 200 of the heat exchanger 100 which concerns on Embodiment 4 of this invention.
  • the second partition plate 6 is provided only in the region on the downstream side.
  • the second partition plate 6 and the flow path closing plate 12 in a region where the flow rate of the refrigerant is small and the flow mode transitions to a separated flow such as a slag flow or a wavy flow, the flow channel cross-sectional area is reduced and the flow velocity of the refrigerant is reduced. Goes up. Therefore, the flow mode can be easily changed to the annular flow or the churn flow and can be easily maintained. Further, even if the refrigerant distributor 200 is bent into an L shape in the region where the second partition plate 6 is present, deterioration of refrigerant distribution due to the bending can be suppressed.
  • FIG. 21 is a characteristic diagram of refrigerant distribution by the first partition plate 4 of the refrigerant distributor 200 of the heat exchanger 100 according to Embodiment 4 of the present invention.
  • FIG. 21 is a characteristic schematic diagram of refrigerant distribution by the first partition plate 4 in each of the annular flow and the separated flow, which is measured based on the experiments by the inventors. Further, the range surrounded by the dotted line in FIG. 21 represents the region of the refrigerant distributed to the orifice 5.
  • the numbers in parentheses in FIG. 22 correspond to the orifices 5 and the graph.
  • the flow pattern of annular flow or churn flow is determined based on, for example, the modified Baker diagram.
  • the flow passage cross-sectional area of the second partition plate 6 is such that the inlet of the region that narrows the coolant flow passage has a refrigerant flow pattern in which a large amount of gas coolant such as annular flow or churn flow flows near the center of the coolant flow passage. To decide.
  • the second partition plate 6 is provided only in the area on the side surface side that faces one side surface. According to the heat exchanger 100 according to the fourth embodiment, the refrigerant can be distributed without using a partition on the upstream side where the flow rate of the refrigerant is large and the flow mode is likely to transition to the annular flow or the churn flow.
  • Embodiment 5 a fifth embodiment of the present invention will be described, but the description of the same parts as those of the first to fourth embodiments will be omitted, and the same or corresponding parts as those of the first to fourth embodiments will be designated by the same reference numerals. ..
  • FIG. 22 is an example of the plane schematic diagram of the cross section of the refrigerant distributor 200 of the heat exchanger 100 which concerns on Embodiment 5 of this invention.
  • the heat exchanger 100 according to the fifth embodiment as shown in FIG. 22, it is located in the middle of the right side refrigerant passage, specifically, on the upstream side of the most upstream orifice 5 in the right side refrigerant passage.
  • a flow path closing plate 12 that closes the refrigerant flow path is provided at the position.
  • a gap is provided between the second partition plate 6 and the downstream side lid 9, and the left and right refrigerant flow paths partitioned by the second partition plate 6 of the refrigerant distributor 200 are connected in series on the downstream side. ing.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant flows back from the left side refrigerant passage to the right side refrigerant passage on the downstream side.
  • FIG. 23 is a diagram illustrating distribution characteristics of the refrigerant by the refrigerant distributor 200 of the heat exchanger 100 according to the fifth embodiment of the present invention. Note that the numbers in parentheses in FIG. 23 are an example of numerical representation of the rough characteristics of the liquid refrigerant distribution ratio in the flow mode of the separated flow, for example, in an easy-to-understand manner.
  • the liquid refrigerant tends to be biased to the downstream side, and the liquid refrigerant is distributed at a ratio of 1:2:3 from the upstream side of the left side refrigerant flow path.
  • the liquid refrigerant is returned to the right side refrigerant flow path by the second partition plate 6, the liquid refrigerant is distributed from the downstream side of the right side refrigerant flow path at a ratio of 3:4:5.
  • the sum of the liquid refrigerant distribution ratios becomes equal when viewed in the flow path cross section, improving the uneven distribution of the distribution. Further, the range in which the refrigerant distribution performance can be improved can be expanded.
  • the flow condition with the flow mode of the separated flow is described as an example, but the present invention is not limited to this, and any flow mode and flow conditions such as an annular flow and a churn flow may be used. Also, the effect of improving distribution can be expected.
  • the flow path closing plate 12 is provided at the position closer to the one side surface than the orifice 5 on the one side surface side, and is the same as the second partition plate 6.
  • a gap is provided between the side surface and the side surface facing the side surface.
  • the refrigerant distribution is deteriorated due to the refrigerant colliding with the downstream side surface lid 9 on the downstream side, and the refrigerant distribution is deteriorated when the flow mode is separated flow. Can be suppressed. Further, even if the distribution ratios of the orifices 5 on the respective refrigerant flow paths are uneven, the sum of the liquid refrigerant distribution ratios becomes equal when viewed in the flow path cross section, and the uneven distribution of the distribution can be improved. The range in which the refrigerant distribution performance can be improved can be expanded.
  • FIG. 24 is an example of the plane schematic diagram of the cross section of the refrigerant distributor 200 of the heat exchanger 100 which concerns on Embodiment 6 of this invention.
  • the second partition plate 6 is composed of two plates. Specifically, an upstream second partition plate 6a (hereinafter, also referred to as a first plate) that partitions the refrigerant flow passage in the width direction is provided in the region on the upstream side of the refrigerant distributor 200. Further, a downstream second partition plate 6b (hereinafter, also referred to as a second plate) that partitions the refrigerant flow passage in the width direction is provided in a region on the downstream side of the refrigerant distributor 200.
  • an upstream second partition plate 6a hereinafter, also referred to as a first plate
  • a downstream second partition plate 6b hereinafter, also referred to as a second plate
  • a part of the right side refrigerant flow path, specifically, the right side refrigerant flow path, between the upstream side second partition plate 6a and the downstream side second partition plate 6b is spaced apart from them.
  • a closing plate 12 is provided. Then, since the refrigerant flows through the gap provided between the upstream side second partition plate 6a and the downstream side second partition plate 6b and the flow path closing plate 12, as shown by the arrow in FIG. It circulates in the left and right refrigerant flow paths with the downstream side.
  • FIG. 25 is an example of the plane schematic diagram of the cross section of the refrigerant distributor 200 of the heat exchanger 100 which concerns on the 1st modification of Embodiment 6 of this invention.
  • the second partition plate 6 may be composed of one plate instead of two plates. In this case, the flow path closing plate 12 is not provided. Further, gaps are provided between the second partition plate 6 and the upstream side surface lid 8 and between the second partition plate 6 and the downstream side surface lid 9, respectively.
  • the relationship between the gap L5 between the second partition plate 6 and the upstream side surface lid 8 and the gap L6 between the second partition plate 6 and the downstream side surface lid 9 is L5. ⁇ L6 is preferable.
  • FIG. 26 is an example of the front schematic diagram of the longitudinal cross section of the heat exchanger 100 of the heat exchanger 100 which concerns on the 2nd modification of Embodiment 6 of this invention.
  • the circulation channel is formed by the gap, but the present invention is not limited to this.
  • a part of the second partition plate 6 is used instead of the gap.
  • a circulation channel may be formed by the first left and right through holes 16 and the second left and right through holes 17 which are opened.
  • the second partition plate 6 is composed of the first plate arranged on the one side surface side and the second plate arranged on the side surface side opposite to the one side surface. Has been done. Gaps are provided between the first plate and the second plate, between the one side face and the first plate, and between the side face facing the one side face and the second plate. Further, the flow path closing plate 12 is arranged in the gap between the first plate and the second plate with a gap therebetween.
  • the heat exchanger 100 it is possible to cause a circulating flow when the flow rate of the refrigerant is large, and it is possible to suppress the deviation of the liquid refrigerant at the collision part or the like. Further, even if the refrigerant distributor 200 is bent in an L shape, deterioration of refrigerant distribution due to the bending can be suppressed.
  • the second partition plate 6 is provided with a gap between one side surface and a side surface opposite to the one side surface.
  • the gap between the second partition plate 6 and the side surface facing the one side surface is larger than the gap between the second partition plate 6 and the one side surface.
  • the second partition plate 6 is provided from one side surface to the side surface facing the one side surface, and the second partition plate 6 has one side surface and one side surface. Openings through which the refrigerant passes are formed on the opposite side surfaces. The opening formed on the side surface opposite to the one side surface is larger than the opening formed on the one side surface.
  • the circulating flow can be stabilized.
  • Embodiment 7 a seventh embodiment of the present invention will be described, but the description of the same parts as those of the first to sixth embodiments will be omitted, and the same or corresponding parts as those of the first to sixth embodiments will be designated by the same reference numerals. ..
  • FIG. 27 is an example of the plane schematic diagram of the cross section of the refrigerant distributor 200 of the heat exchanger 100 which concerns on Embodiment 7 of this invention.
  • the orifice 5 is formed by the slit 20 in the first partition plate 4, and the slit 20 is formed on each of the left and right refrigerant flow paths.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant flowing through the inflow pipe 10 is distributed to the left and right flow paths at the upstream end of the second partition plate 6. Then, it passes through the slits 20 provided at the upper part of each flow path and is sprayed.
  • FIG. 28 is an example of the side surface schematic of the longitudinal cross section of the heat exchanger 100 which concerns on the modification of Embodiment 7 of this invention.
  • the size, shape, position, etc. of the slit 20 are not limited, but the slit 20 is formed so as to reach both ends of the first partition plate 4. Then, as shown in FIG. 28, the number of parts can be reduced with the extruded material and the refrigerant distributor 200 can be formed, so that the manufacturing cost can be reduced.
  • brazing can be performed integrally by forming the first partition plate 4, the header outer pipe upper plate 3, the header outer pipe bottom plate 2, the upstream side cover 8 and the downstream side cover 9 with a clad material. Becomes
  • the orifice 5 is formed by the slit 20.
  • the slits 20 are formed so as to reach both ends of the first partition plate 4. According to the heat exchanger 100 according to the seventh embodiment, the manufacturing cost can be reduced.
  • FIG. 29 is an example of the front schematic diagram of the longitudinal cross section of the heat exchanger 100 which concerns on Embodiment 8 of this invention.
  • the heat exchanger 100 according to Embodiment 8 as shown in FIG. 29, one end of each of the plurality of flat tubes 1 is connected to the refrigerant distributor 200 in the vertical direction, and the other end thereof is connected to the other end.
  • the portion is connected to the gas header 300 in the vertical direction.
  • the refrigerant distributor 200 is arranged below the flat pipe 1, the gas header 300 is arranged above the flat pipe 1, and the refrigerant distributor 200 is located upstream and the gas header 300 is arranged relative to the flow of the refrigerant. It will be on the downstream side.
  • corrugated fins 7 are provided between the adjacent flat tubes 1 and are joined to each other on the outer tube surface of the flat tubes 1.
  • the fins of the heat exchanger 100 are described as the corrugated fins 7 in the eighth embodiment, the present invention is not limited to this and may be another type of fin such as a plate fin. May be.
  • an outflow pipe 22 through which the refrigerant flows is connected to one end of the header portion 21 of the gas header 300 so as to penetrate therethrough. It should be noted that if the outflow pipe 22 is provided at a remote position on the opposite side of the inflow pipe 10, the balance of pressure loss approaches evenly, and the refrigerant distribution performance is likely to be improved.
  • the refrigerants heat-exchanged in the flat tubes 1 merge at the header portion 21 and flow out from the outflow pipe 22.
  • FIG. 30 is an example of a schematic side view of a vertical cross section of the heat exchanger 100 according to the first modification of the eighth embodiment of the present invention.
  • the white arrow in FIG. 30 indicates the flow of wind passing through the heat exchanger 100, and the black arrow indicates the flow of refrigerant.
  • the gas header 300 is arranged on the upper side of the flat tube 1 and the refrigerant distributor 200 is arranged on the lower side of the flat tube 1, but as shown in FIG. 30, the gas header 300 is also arranged on the refrigerant distributor 200.
  • the flat tube 1 may be arranged below the flat tube 1.
  • the row header 301 is arranged on the upper side of the flat tube 1.
  • two flat tubes 1 are arranged side by side in the width direction of the heat exchanger 100. Both ends of the two rows of the flat tubes 1 arranged in the width direction are connected to the row header 301.
  • the other end of the leeward flat tube 1 of the two rows of the flat tubes 1 is connected to the refrigerant distributor 200, and the other end of the upwind flat tube 1 is the gas header. Connected to 300. Then, the refrigerant flowing through the flat tubes 1 arranged on the leeward side is folded back by the row-passage header 301 and flows through the flat tubes 1 arranged on the windward side.
  • the flow path through the flat tube 1 becomes long and the pressure loss in the refrigerant distributor 200 becomes relatively small, so that the refrigerant distribution can be improved.
  • the refrigerant distributor 200 is arranged on the leeward side, and the gas header 300 is arranged on the windward side.
  • the outer shape of the gas header 300 is circular as shown in FIG. 30, but the shape is not limited to this.
  • the insertion length of the flat tube 1 into the gas header 300 may be different from that of the flat tube 1 due to the brazing property of the flat tube 1. It tends to be longer than the insertion length into the refrigerant distributor 200. Therefore, the pressure loss in the flow path on the gas header 300 side increases due to the influence of the insertion length of the flat tube 1, and it is better to suppress it.
  • FIG. 31 is an example of the side surface schematic of the longitudinal cross section of the heat exchanger 100 which concerns on the 2nd modification of Embodiment 8 of this invention.
  • the white arrow indicates the flow of wind passing through the heat exchanger 100
  • the black arrow indicates the flow of refrigerant.
  • the outer shape of the gas header 300 may be the same as that of the refrigerant distributor 200, and the height of the gas header 300 may be the same as that of the refrigerant distributor 200. With such a structure, the number of places where the air passing through the heat exchanger 100 collides with the gas header 300 or the refrigerant distributor 200 is reduced, so that an increase in air resistance can be suppressed. Further, by making the outer shape of the gas header 300 the same as that of the refrigerant distributor 200, the parts can be made common.
  • the heat exchanger 100 includes the gas header 300 in which the refrigerants heat-exchanged in the heat transfer tubes join, and the row header 301 that relays the refrigerant distributor 200 and the gas header 300.
  • the heat transfer tubes are arranged in two rows in the width direction of the refrigerant distributor 200. Further, both of the two rows of heat transfer tubes have upper ends connected to the row-passage header 301, and one of the two rows of heat transfer tubes has a lower end connected to the refrigerant distributor 200. The other end is connected to the gas header 300 at the lower end.
  • the flow path flowing through the flat tube 1 becomes long and the pressure loss in the refrigerant distributor 200 becomes relatively small, so that the refrigerant distribution can be improved. .. Further, in the heat exchanger 100, when the flat tubes 1 are arranged in a plurality of rows in the width direction, the refrigerant distributor 200 is arranged on the leeward side, and the gas header 300 is arranged on the windward side. By doing so, the temperature difference between the air and the refrigerant can be easily obtained due to the effect of the counterflow, so that the heat exchange efficiency can be improved.
  • FIG. 32 is a diagram showing an example of a refrigerant circuit included in an air conditioning apparatus equipped with the heat exchanger 100 according to Embodiment 9 of the present invention.
  • the solid line arrow in FIG. 32 indicates the flow of the refrigerant during the heating operation, and the broken line arrow indicates the flow of the refrigerant during the cooling operation.
  • the heat exchanger 100 described in the first to eighth embodiments is installed in the indoor unit.
  • the refrigerant circuit included in the air conditioner includes an indoor unit including a compressor 26, a fan 27 and a heat exchanger 400, an outdoor unit including an expansion valve 28, a fan 32 and a heat exchanger 100, An accumulator 33 is sequentially connected by pipes 29, 30, 31, 34 and 35.
  • refrigerant flowing through the refrigerant circuit examples include low-pressure refrigerants such as olefin-based refrigerants (R1234yf, R1234ze(E), etc.), propane, DME (dimethyl ether), and mixed refrigerants obtained by adding these to one of the components. Further, non-azeotropic mixed refrigerants having different boiling points can be mentioned.
  • low-pressure refrigerants such as olefin-based refrigerants (R1234yf, R1234ze(E), etc.
  • propane propane
  • DME dimethyl ether
  • the refrigerant becomes high-temperature and high-pressure gas refrigerant by the compressor 26.
  • the gas refrigerant flows into the heat exchanger 400.
  • the heat exchanger 400 that functions as a condenser, the gas refrigerant exchanges heat with the air supplied by the fan 27 and condenses to become a high-pressure liquid refrigerant.
  • the liquid refrigerant is then decompressed by the expansion valve 28, becomes a low-temperature low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant, and flows into the heat exchanger 100 including the refrigerant distributor 200.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant is a heat exchanger 100 that functions as an evaporator, is appropriately distributed by the refrigerant distributor 200, heat-exchanges with the air supplied by the fan 32, and evaporates to become a gas refrigerant.
  • the refrigerant flows through the heat exchanger 100 as a vertically rising flow.
  • the refrigerant flows in the heat exchanger 100 as a vertical upward flow, so that the flow of the gas-liquid two-phase refrigerant inside the refrigerant distributor 200 can be made a horizontal flow that is hardly affected by gravity, and the refrigerant distribution Can be improved.
  • the gas refrigerant flows into the compressor 26 again via the accumulator 33.
  • the opening degree of the expansion valve 28, the refrigerant charging amount, and the rotation speed of the compressor 26 may be adjusted.
  • the flow state of the refrigerant flowing through the refrigerant distributor 200 can be changed to the flow state of the refrigerant in which the gas refrigerant mostly flows near the pipe center, for example, an annular flow or a churn flow, and the improvement range of the refrigerant distribution can be widened. can do.
  • the dryness of the inlet of the refrigerant distributor 200 may be controlled in the range of 0.10 to 0.20, preferably 0.15 to 0.30.
  • the refrigerant becomes high-temperature and high-pressure gas refrigerant by the compressor 26.
  • the gas refrigerant flows into the heat exchanger 100 including the refrigerant distributor 200.
  • the gas refrigerant is heat-exchanged with the air supplied by the fan 27 in the heat exchanger 100 functioning as a condenser and condensed to become a high-pressure liquid refrigerant.
  • the liquid refrigerant is then decompressed by the expansion valve 28, becomes a low-temperature low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant, and flows into the heat exchanger 400.
  • the gas-liquid two-phase refrigerant exchanges heat with the air supplied by the fan 27 to evaporate in the heat exchanger 400 functioning as an evaporator, and becomes a gas refrigerant to flow into the compressor 26 again via the accumulator 33. ..
  • the switching between the cooling operation and the heating operation has been described by simplifying it by reversing the refrigerant flow.
  • the switching between the cooling operation and the heating operation is performed using a four-way valve or the like. May be.
  • the compressor 26, the condenser, the expansion valve 28, and the evaporator are connected by the pipes 29, 30, 31, 34, and 35, and the refrigerant circuit in which the refrigerant flows is formed.
  • the heat exchanger 100 described in any of Embodiments 1 to 8 is mounted on a condenser or an evaporator.
  • Embodiment 10 the tenth embodiment of the present invention will be described, but the description of the same parts as those of the first to ninth embodiments will be omitted, and the same or corresponding parts as those of the first to ninth embodiments will be designated by the same reference numerals. ..
  • FIG. 33 is a diagram showing an example of a refrigerant circuit included in an air conditioning apparatus equipped with the heat exchanger 100 according to Embodiment 10 of the present invention.
  • the solid line arrow in FIG. 33 indicates the flow of the refrigerant during the heating operation, and the broken line arrow indicates the flow of the refrigerant during the cooling operation.
  • the heat exchanger 100 described in the first to eighth embodiments is installed in the indoor unit.
  • the refrigerant circuit included in the air conditioner includes, as shown in FIG. 33, an indoor unit including a compressor 26, a fan 27 and a heat exchanger 400, an expansion valve 28, a fan 32, a heat exchanger 100, and a subcool heat.
  • An outdoor unit including an exchanger 500 and an accumulator 33 are sequentially connected by pipes 29, 30, 31, 34 and 35.
  • the subcool heat exchanger 500 is provided on the downstream side of the heat exchanger 100 in the refrigerant flow direction during the cooling operation.
  • the gas refrigerant is cooled in the heat exchanger 100 during the cooling operation, and a low degree of dryness is achieved, so that heat transfer of the refrigerant having a reduced flow velocity can be improved, so that the cooling performance is improved. Can be improved.
  • the number of flat tubes of the subcool heat exchanger 500 is preferably smaller than that of the heat exchanger 100. By doing so, the flow rate of the refrigerant can be increased and the cooling performance can be improved.
  • the subcool heat exchanger 500 is defined as x1, x2, and x3, respectively, at the inlet dryness of the refrigerant distributor 200 in the heating 100% load operation, the heating 50% load operation, and the heating 25% load operation. ..
  • the dryness becomes large under the condition that the flow rate of the refrigerant is small, and the refrigerant distribution in a wide flow range is achieved. Can be improved.
  • the subcool heat exchanger 500 is provided downstream of the heat exchanger 100 in the refrigerant flow direction during the cooling operation.
  • the gas refrigerant is cooled by the heat exchanger 100 during the cooling operation to be in a state of low dryness, and heat transfer of the refrigerant having a reduced flow velocity can be improved. Therefore, the cooling performance can be improved.

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Abstract

熱交換器は、複数の伝熱管と、第１方向に間隔を空けて形成され、伝熱管の端部が第２方向から差し込まれる差込孔を有する筒形状の冷媒分配器と、を備えた熱交換器であって、冷媒分配器は、内部を伝熱管の端部が差し込まれる側の第１空間と伝熱管の端部が差し込まれない側の第１空間よりも容積が大きい第２空間とに仕切る第１仕切り板と、一側面に設けられ、第２空間に気液二相冷媒を流入させる流入管と、を備え、伝熱管は、第１空間において端部が第１仕切り板と間隔が空くように差込孔に差し込まれており、第１仕切り板には、隣り合う伝熱管の間のそれぞれに対応して、第１空間と前記第２空間とを連通させるオリフィスが設けられているものである。

Description

熱交換器およびこれを備えた空気調和装置
　本発明は、冷媒分配器から複数の伝熱管へ気液二相冷媒を分配する熱交換器およびこれを備えた空気調和装置に関するものである。
　従来の空気調和装置において、室内機に搭載され凝縮器として機能する熱交換器で凝縮された液冷媒は、膨張弁によって減圧され、ガス冷媒と液冷媒とが混在する気液二相状態となる。そして、気液二相状態の冷媒は、室外機に搭載され蒸発器として機能する熱交換器に流入する。また、熱交換器を、伝熱管に扁平管を用いて、隣り合う扁平管の間にコルゲートフィンを設けた構成とすることで、高性能な熱交換器となるが、複数の扁平管に冷媒を均一に分配することができる冷媒分配器の開発が課題であった。
　この冷媒分配性能を改善するため、冷媒分配器に二重管構造のヘッダーを用いて冷媒分配の改善を図った方法が提案されている（例えば、特許文献１参照）。特許文献１では、熱交換器のヘッダーを二重管構造とし、二重管の内管にオリフィスを設け、オリフィスの位置を調整することで複数の扁平管に分配される冷媒を均一化し、冷媒分配器の冷媒分配性能を改善している。
特開２０１７－３２２４４号公報
　しかしながら、特許文献１のような従来の熱交換器において、扁平管を二重管にロウ付け接合する場合には、十分なロウ付け代を確保する必要がある。このため、扁平管は幅方向の寸法が、従来の伝熱管が円管である場合に比べて大きくなり、二重管の外管が大径化するため、ヘッダー内部に溜まる冷媒量が大きくなってしまう。また、冷媒量を低減するために、二重管の外管および内管の細径管化を進めると流体抵抗が増加し、冷媒分配性能が悪化してしまうという課題があった。
　本発明は、以上のような課題を解決するためになされたもので、冷媒分配器の小容積化を図りつつ、冷媒分配性能を改善することのできる熱交換器およびこれを備えた空気調和装置を提供することを目的としている。
　本発明に係る熱交換器は、複数の伝熱管と、第１方向に間隔を空けて形成され、前記伝熱管の端部が第２方向から差し込まれる差込孔を有する筒形状の冷媒分配器と、を備えた熱交換器であって、前記冷媒分配器は、内部を前記伝熱管の端部が差し込まれる側の第１空間と前記伝熱管の端部が差し込まれない側の前記第１空間よりも容積が大きい第２空間とに仕切る第１仕切り板と、一側面に設けられ、前記第２空間に気液二相冷媒を流入させる流入管と、を備え、前記伝熱管は、前記第１空間において端部が前記第１仕切り板と間隔が空くように前記差込孔に差し込まれており、前記第１仕切り板には、隣り合う前記伝熱管の間のそれぞれに対応して、前記第１空間と前記第２空間とを連通させるオリフィスが設けられているものである。
　また、本発明に係る空気調和装置は、圧縮機、凝縮器、膨張弁、および、蒸発器が配管で接続され、冷媒が流れる冷媒回路を備え、前記凝縮器または前記蒸発器に上記の熱交換器を用いたものである。
　本発明に係る熱交換器および空気調和装置によれば、冷媒分配器の内部が、第１仕切り板によって伝熱管の端部が差し込まれる側の第１空間と伝熱管の端部が差し込まれない側の第１空間よりも容積が大きい第２空間とに仕切られている。また、伝熱管は、第１空間において端部が第１仕切り板と間隔が空くように差込孔に差し込まれており、第１仕切り板には、隣り合う伝熱管の間のそれぞれに対応して、第１空間と第２空間とを連通させるオリフィスが設けられている。このような構造となっているため、第１空間と第２空間とに冷媒流路を分割することができ、冷媒分配器の内部を２つの空間に分割しない場合と比べて、伝熱管と冷媒分配器との接続部での流体抵抗を低減でき、冷媒分配器の小容量化が可能となる。さらには、第１空間は、第１方向に連通しており、隣り合う伝熱管とで形成される空間にオリフィスから噴出された気液二相冷媒が混合されるため、冷媒分配性能が改善され、熱交換器性能を改善することができる。
本発明の実施の形態１に係る熱交換器の縦断面の側面概略図の一例である。 本発明の実施の形態１の変形例に係る熱交換器の縦断面の側面概略図の一例である。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器の縦断面の正面概略図の一例である。 冷媒流路が単層構造である従来の熱交換器の縦断面の正面概略図の一例である。 本発明の実施の形態２に係る熱交換器の縦断面の側面概略図の一例である。 本発明の実施の形態２に係る熱交換器の縦断面の正面概略図の一例である。 本発明の実施の形態２に係る熱交換器の扁平管の流路断面の一例を示す概略図である。 本発明の実施の形態２の第一変形例に係る熱交換器の扁平管の流路断面の一例を示す概略図である。 本発明の実施の形態２の第二変形例に係る熱交換器の扁平管の流路断面の一例を示す概略図である。 本発明の実施の形態２の第三変形例に係る熱交換器の縦断面の側面概略図の一例である。 本発明の実施の形態２に係る熱交換器の縦断面の側面概略図の一例である。 本発明の実施の形態２に係る熱交換器の冷媒分配器の横断面の平面概略図の一例である。 図１２に示す冷媒分配器の内部の冷媒の流れを示す図である。 本発明の実施の形態２に係る熱交換器のＬ字形状に屈曲された冷媒分配器の横断面の平面概略図の一例である。 図１４に示す冷媒分配器の縦断面を説明する図である。 図１４に示す冷媒分配器の変形例の縦断面図を説明する図である。 本発明の実施の形態２の第四変形例に係る熱交換器の縦断面の側面概略図の一例である。 本発明の実施の形態３に係る熱交換器の冷媒分配器の横断面の平面概略図の一例である。 本発明の実施の形態３の変形例に係る熱交換器の冷媒分配器の横断面の平面概略図の一例である。 本発明の実施の形態４に係る熱交換器の冷媒分配器の横断面の平面概略図の一例である。 本発明の実施の形態４に係る熱交換器の冷媒分配器の第１仕切り板による冷媒分配の特性模式図である。 本発明の実施の形態５に係る熱交換器の冷媒分配器の横断面の平面概略図の一例である。 本発明の実施の形態５に係る熱交換器の冷媒分配器による冷媒の分配特性を説明する図である。 本発明の実施の形態６に係る熱交換器の冷媒分配器の横断面の平面概略図の一例である。 本発明の実施の形態６の第一変形例に係る熱交換器の冷媒分配器の横断面の平面概略図の一例である。 本発明の実施の形態６の第二変形例に係る熱交換器の縦断面の正面概略図の一例である。 本発明の実施の形態７に係る熱交換器の冷媒分配器の横断面の平面概略図の一例である。 本発明の実施の形態７の変形例に係る熱交換器の縦断面の側面概略図の一例である。 本発明の実施の形態８に係る熱交換器の縦断面の正面概略図の一例である。 本発明の実施の形態８の第一変形例に係る熱交換器の縦断面の側面概略図の一例である。 本発明の実施の形態８の第二変形例に係る熱交換器の縦断面の側面概略図の一例である。 本発明の実施の形態９に係る熱交換器を搭載した空気調和装置が備える冷媒回路の一例を示す図である。 本発明の実施の形態１０に係る熱交換器を搭載した空気調和装置が備える冷媒回路の一例を示す図である。
　以下、図面に基づいて本発明の実施の形態について説明する。なお、各図において、同一の符号を付したものは、同一のまた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。さらに、明細書全文に示さ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。また、明細書全文においては、互いに直交する方向を第１方向、第２方向、第３方向とする。そして、その一例として、第１方向を水平方向、第２方向を鉛直方向、第３方向を冷媒分配器の幅方向とした場合について説明しているが、冷媒の流れの向きなどに限定されるものではない。
　また、以下の説明において、理解を容易にするために方向を表す用語、例えば「上」、「下」、「右」、「左」、などを適宜用いるが、これは説明のためのものであって、これらの用語は本願発明を限定するものではない。また、明細書全文においては、熱交換器１００を側面視した状態において、「上」、「下」、「右」、「左」、などを使用する。
　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１００の縦断面の側面概略図の一例である。図２は、本発明の実施の形態１の変形例に係る熱交換器１００の縦断面の側面概略図の一例である。図３は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器１００の縦断面の正面概略図の一例である。
　図１および図３に示すように、本実施の形態１に係る熱交換器１００は、複数の扁平管１と、コルゲートフィン７と、冷媒分配器２００とを備えている。また、冷媒分配器２００は、ヘッダー外管底板２と、ヘッダー外管上板３と、第１仕切り板４と、上流側面フタ８と、下流側面フタ９と、流入管１０とを備えている。
　冷媒分配器２００は、筒形状を有し、水平方向（図１の紙面直交方向）に延びて、鉛直方向（図１の上下方向）の断面が矩形形状を有している。また、第１仕切り板４には、オリフィス５が水平方向に沿って複数設けられている。なお、オリフィス５のそれぞれは、冷媒分配器２００の幅方向（図１の左右方向）にずれた位置に設けられた構成にしてもよい。このような構成とすることで、隣り合うオリフィス５において、上流側のオリフィス５が下流側のオリフィス５の流れを乱す影響を抑制することができ、冷媒分配性能を改善することができる。
　また、図２に示すように、オリフィス５が冷媒分配器２００の幅方向に複数設けられた構成にしてもよい。このような構成とすることで、幅方向の分配性能を改善することができる。この効果は、本実施の形態１のように、伝熱管が冷媒分配器２００の幅方向に長い扁平管１で、冷媒分配器２００の内部流路の幅寸法が扁平管１よりも大きくなるような熱交換器１００において、特に顕著となる。ただし、当然ながら、伝熱管として扁平管１ではなく円管を用いてもよい。伝熱管が円管の場合であっても、冷媒分配器２００の小容積化が可能となる。
　複数の扁平管１の端部は、ヘッダー外管上板３の長手方向に間隔を空けて形成された差込孔３ａに差し込まれており、等ピッチで冷媒分配器２００の長手方向に並んでいる。ここで、差込孔３ａは、第１方向よりも第３方向に長い形状を有している。この扁平管１は、ヘッダー外管上板３に対面する水平断面が扁平矩形形状である。また、隣り合う扁平管１の間には、コルゲートフィン７が設けられ、このコルゲートフィン７は、扁平管１の外管表面に接合されている。また、ヘッダー外管底板２、ヘッダー外管上板３、および、第１仕切り板４の端部には、上流側面フタ８および下流側面フタ９がそれぞれ接続されている。また、上流側面フタ８には、流入管１０が貫通するように接続されており、流入管１０は、第１仕切り板４で仕切られた冷媒分配器２００内の上下空間である第１空間３６および第２空間３７のうち、下側の第２空間３７に連通している。
　なお、以下において、冷媒分配器２００の上流側面フタ８が設けられている側を上流側、下流側面フタ９が設けられている側を下流側とする。
　次に、冷媒分配器２００の内部を流通する気液二相状態の冷媒の流れについて、図３を用いて説明する。なお、図３の矢印は、気液二相冷媒の流れを表わしている。
　気液二相冷媒は、流入管１０から冷媒分配器２００に流入し、第１仕切り板４とヘッダー外管底板２とで形成される第２空間３７である冷媒流路を下流側面フタ９側に向かって流動する。そして、冷媒は、その過程において、オリフィス５にて順次、第１仕切り板４とヘッダー外管上板３とヘッダー外管底板２とで形成される第１空間３６に噴霧される。噴霧された冷媒は、隣り合う扁平管１の間に形成された空間で攪拌され、変形例の場合においては、左右のオリフィス５から噴霧された気液冷媒が均質となり、左右のオリフィス５の分配偏りが抑制された状態で、複数の扁平管１に分配される。その後、冷媒は、扁平管１を流れる過程で外部空気と熱交換し、蒸発しながら流動する。
　このように冷媒分配器２００の内部の空間である冷媒流路を二層構造とすることで、扁平管１の冷媒分配器２００への差込部に発生する縮小流体抵抗と拡大流体抵抗とを抑制する事ができ、その分、冷媒分配器２００を薄型化することができる。
　図４は、冷媒流路が単層構造である従来の熱交換器１０１の縦断面の正面概略図の一例である。
　図４に示すように、冷媒流路が単層構造である場合、気液二相冷媒が扁平管１の差込孔３ａから冷媒分配器２００の内部に差し込まれた部分と衝突し、縮小した流路を冷媒が通過する過程において大きな流体抵抗が発生する。さらには、冷媒が扁平管１を通過する際には、流路が拡大するため、急拡大に伴う拡大流体抵抗が発生する。
　発明者らの実験および計算によると、このような冷媒分配器２００においては、内部の流体抵抗のうち、流路面積に反比例する摩擦流体抵抗よりも、流路の縮小および拡大が要因の圧力損失が約５０％以上を占めることもあることが分かった。また、この効果は、扁平管１をヘッダー外管上板３に接続する際に、ロウ付け代を確保するために冷媒分配器２００内の流路高さに対して扁平管１を１／４以上、冷媒分配器２００の内部に差し込む場合に、特に顕著になることがわかった。
　このため、図１および図３に示すように、冷媒分配器２００の内部に第１仕切り板４を設け、流路の縮小および拡大による流体抵抗を抑制する方が、結果として、冷媒分配器２００の薄型化が可能になる。さらには、流路断面積および容積を減らすことができ、冷媒量の削減を図りつつ、分配改善が図れることが分かった。
　なお、本実施の形態１に係る冷媒分配器２００は、鉛直方向の断面が矩形形状を有しているが、これに限定されるものではない。例えば、円形形状、楕円形状などでもよいが、ロウ付け代を確保するため、冷媒分配器２００の扁平管１との接続面が直線形状となるＤ型形状および矩形形状などの方が、最小ロウ付け代を確保しやすく、なおよい。
　また、第１仕切り板４で仕切られた冷媒分配器２００内の空間のうち、扁平管１の端部が差し込まれる側の第１空間３６は、冷媒分配器２００の長手方向に連通している。また、オリフィス５は第１仕切り板４に設けられており、オリフィス５の中心は、隣り合う扁平管１の間に位置するように設けられている。このような構造とすることで、冷媒分配器２００の上流および下流の気液二相冷媒を扁平管１の第１空間３６で混合および攪拌することができ、冷媒分配性能を改善することができる。
　また、冷媒分配性能を改善するためには、冷媒分配器２００の上流側面フタ８側（以下、一側面側とも称する）である上流と、下流側面フタ９側（以下、一側面に対向する側面側とも称する）である下流との圧力損失の差が小さいことが重要である。このため、第１仕切り板４で仕切られた冷媒分配器２００内の空間のうち、扁平管１の端部が差し込まれない側の第２空間３７を、第１空間３６に比べて容積が大きくなるようにする。そうすることで、冷媒分配器２００の上流と下流との圧力損失の差が小さくなり、冷媒分配性能が改善され、冷媒量の削減ができる。また、第２空間３７は、高さ方向よりも幅方向の方が長くなっている。そのため、冷媒分配器２００を薄型に形成することができ、その分、熱交換器１００の伝熱面積を拡大することができる。
　また、冷媒分配器２００を流れる気液二相冷媒は、その種類が特に限定されるものではない。ただし、一般的に広く空調機の冷媒として使用されている、Ｒ４１０Ａ冷媒またはＲ３２冷媒よりも低圧冷媒を用いた場合には、ガス密度が小さく、特に第１仕切り板４による圧力損失の抑制効果を大きくすることができる。
　また、一例として、冷媒分配器２００を流れる冷媒としては、オレフィン系冷媒(R1234yf、R1234ze(E)など)、プロパン、ＤＭＥ（ジメチルエーテル）、これらを成分の１つに加えた混合冷媒などの低圧の冷媒が挙げられる。そして、これらの冷媒は、ガス密度が小さく、第１仕切り板４による圧力損失の抑制効果を大きくすることができる。
　また、冷媒分配器２００を流れる冷媒としては、沸点の異なる非共沸混合冷媒でもよく、この非共沸混合冷媒においては、オリフィス５によって気液が拡散される。そのため、冷媒分配改善によって、さらには組成分布も改善され、熱交換器性能の改善効果を大きくすることができる。
　以上、本実施の形態１に係る熱交換器１００は、複数の伝熱管と、第１方向に間隔を空けて形成され、伝熱管の端部が第２方向から差し込まれる差込孔３ａを有する筒形状の冷媒分配器２００と、を備えている。また、冷媒分配器２００は、内部を伝熱管の端部が差し込まれる側の第１空間３６と伝熱管の端部が差し込まれない側の第１空間３６よりも容積が大きい第２空間３７とに仕切る第１仕切り板４と、一側面に設けられ、第２空間３７に気液二相冷媒を流入させる流入管１０と、を備えている。そして、伝熱管は、第１空間３６において端部が第１仕切り板４と間隔が空くように差込孔３ａに差し込まれている。また、第１仕切り板４には、隣り合う伝熱管の間のそれぞれに対応して、第１空間３６と第２空間３７とを連通させるオリフィス５が設けられているものである。
　本実施の形態１に係る熱交換器１００によれば、冷媒分配器２００の内部が、第１仕切り板４によって伝熱管の端部が差し込まれる側の第１空間３６と伝熱管の端部が差し込まれない側の第１空間３６よりも容積が大きい第２空間３７とに仕切られている。また、伝熱管は、第１空間３６において端部が第１仕切り板４と間隔が空くように差込孔３ａに差し込まれており、第１仕切り板４には、隣り合う伝熱管の間のそれぞれに対応して、第１空間３６と第２空間３７とを連通させるオリフィス５が設けられている。このような構造となっているため、第１空間３６と第２空間３７とに冷媒流路を分割することができ、冷媒分配器２００の内部を２つの空間に分割しない場合と比べて、伝熱管と冷媒分配器２００との接続部での流体抵抗を低減でき、冷媒分配器２００の小容量化が可能となる。さらには、第１空間３６は、第１方向に連通しており、隣り合う伝熱管とで形成される空間にオリフィス５から噴出された気液二相冷媒が混合されるため、冷媒分配性能が改善され、熱交換器性能を改善することができる。
　実施の形態２．
　以下、本発明の実施の形態２について説明するが、実施の形態１と重複するものについては説明を省略し、実施の形態１と同じ部分または相当する部分には同じ符号を付す。
　図５は、本発明の実施の形態２に係る熱交換器１００の縦断面の側面概略図の一例である。図６は、本発明の実施の形態２に係る熱交換器１００の縦断面の正面概略図の一例である。
　本実施の形態２に係る熱交換器１００では、図５および図６に示すように、冷媒分配器２００の上流側面フタ８側に、第１仕切り板４とヘッダー外管底板２とで形成される第２空間３７である冷媒流路を幅方向に仕切る第２仕切り板６が設けられている。
　次に、冷媒分配器２００の内部を流通する気液二相状態の冷媒の流れについて説明する。なお、図６の矢印は、気液二相冷媒の流れを表わしている。
　気液二相冷媒は、流入管１０から冷媒分配器２００に流入し、第１仕切り板４と第２仕切り板６とヘッダー外管底板２とで形成される第２空間３７である冷媒流路を下流側面フタ９側に向かって流動する。そして、冷媒は、その過程において、オリフィス５にて順次、第１仕切り板４とヘッダー外管上板３とヘッダー外管底板２とで形成される第１空間３６に噴霧される。噴霧された冷媒は、隣り合う扁平管１の間に形成された空間で攪拌され、左右のオリフィス５から噴霧された気液冷媒が均質となり、左右のオリフィス５の分配偏りが抑制された状態で、複数の扁平管１に分配される。その後、冷媒は、扁平管１を流れる過程で外部空気と熱交換し、蒸発しながら流動する。
　図７は、本発明の実施の形態２に係る熱交換器１００の扁平管１の流路断面の一例を示す概略図である。図８は、本発明の実施の形態２の第一変形例に係る熱交換器１００の扁平管１の流路断面の一例を示す概略図である。図９は、本発明の実施の形態２の第二変形例に係る熱交換器１００の扁平管１の流路断面の一例を示す概略図である。
　次に、本実施の形態２に係る扁平管１の詳細について説明する。
　扁平管１は、アルミ、銅、または、ステンレスなどの金属製の伝熱管であり、図７に示すように、流路断面が扁平矩形形状を有している。
　なお、扁平管１は、図８に示すように、内部に仕切り柱１ａが複数設けられた扁平多孔管であってもよい。このような扁平管１とすることで、仕切り柱１ａによって耐圧を向上させることができ、扁平管１の肉厚を減らすことができる。
　また、扁平管１は、図９に示すように、内部に仕切り柱１ａが複数設けられ、さらに隣り合う仕切り柱１ａの間に凸部１ｂが流路に沿って複数形成されている。このような扁平管１とすることで、扁平管１の肉厚を減らすことができるとともに、伝熱性能を向上させることができる。
　図１０は、本発明の実施の形態２の第三変形例に係る熱交換器１００の縦断面の側面概略図の一例である。
　図１０に示すように、冷媒分配器２００の形状を、ヘッダー外管底板２がＲ形状を有する略Ｄ型の形状としてもよい。冷媒分配器２００の形状をこのような形状とすることで、矩形形状の場合よりも、ヘッダー外管底板２の耐圧が向上し、その分、ヘッダー外管底板２の肉厚を減らすことができる。また、ヘッダー外管上板３は直線部分を有するため、扁平管１のロウ付け性がよく、扁平管１の差し込み量を少なくすることができる。
　また、ヘッダー外管上板３と第１仕切り板４とヘッダー外管底板２とで形成される有効断面積をＡとし、第１仕切り板４と第２仕切り板６とヘッダー外管底板２とで形成される有効断面積をＢ１、Ｂ２と定義するとき、Ｂ１＋Ｂ２＞Ａとするとよい。そうすることで、冷媒分配器２００の内部に形成されている流路の流路断面積のうち、下側に位置する左右の冷媒流路に多くの面積を割り振ることができ、その分、左右の冷媒流路で増加する圧力損失を抑制することができ、冷媒分配性能を改善することができる。
　図１１は、本発明の実施の形態２に係る熱交換器１００の縦断面の側面概略図の一例である。
　図１１に示すように、冷媒分配器２００のヘッダー外管上板３の形状を、歪曲された半円形状としてもよい。ヘッダー外管上板３をこのような形状とすることで、直線形状の場合よりも耐圧が向上し、その分、ヘッダー外管上板３の肉厚を減らすことができる。そして、ヘッダー外管上板３の肉厚をヘッダー外管底板２の肉厚よりも小さくすることができるため、材料を減らすことができる。
　なお、図１１においても、ヘッダー外管上板３と第１仕切り板４とで形成される有効断面積をＡとし、第１仕切り板４と第２仕切り板６とヘッダー外管底板２とで形成される有効断面積をＢ１、Ｂ２と定義するとき、Ｂ１＋Ｂ２＞Ａとするとよい。そうすることで、冷媒分配器２００の内部に形成されている流路の流路断面積のうち、下側に位置する左右の冷媒流路に多くの面積を割り振ることができ、その分、左右の冷媒流路で増加する圧力損失を抑制することができ、冷媒分配性能を改善することができる。
　図１２は、本発明の実施の形態２に係る熱交換器１００の冷媒分配器２００の横断面の平面概略図の一例である。図１３は、図１２に示す冷媒分配器２００の内部の冷媒の流れを示す図である。
　図１２に示すように、オリフィス５は、隣り合う扁平管１の間のそれぞれに設けられており、かつ、第２仕切り板６により仕切られた左右の冷媒流路上にそれぞれ設けられている。また、第２仕切り板６の上流側の端部は、流入管１０と間隔を空けて配置されており、流入管１０から冷媒分配器２００の内部に流入した冷媒が、二つの流路に分かれるようになっている。なお、第２仕切り板６と流入管１０とは距離Ｌだけ離れている。
　次に、図１３を用いて冷媒分配器２００の内部の冷媒の流れについて説明する。
　流入管１０を流動する気液二相冷媒は、第２仕切り板６の上流側の端部で左右の冷媒流路に分配される。そして、各冷媒流路の上部に設けられている複数のオリフィス５を通過し、噴霧および攪拌されて、ヘッダー外管上板３と第１仕切り板４とヘッダー外管底板２とで形成された第１空間３６に分配される。したがって、左右の冷媒流路を各々流れた冷媒は、ヘッダー外管上板３と第１仕切り板４とヘッダー外管底板２とで形成された第１空間３６で合流する。このとき、オリフィス５の中心位置は隣り合う扁平管１の間に設けられており、複数の扁平管１の間に設けられると、左右の冷媒流路の冷媒が第１空間３６で均質に混ざりやすく、冷媒分配性能の改善効果が大きい。このような構造とすることで、冷媒分配器２００の内部での左右の液冷媒の偏りを改善することができる。
　また、第２仕切り板６を設けることで、第２空間３７の流路断面が正方形形状に近づくことによって、流動様式が、冷媒分配器２００の管中心付近にガス冷媒が多く流動する環状流またはチャーン流に遷移しやすくなる。これによって、オリフィス５の噴霧による冷媒分配性能を改善するのに効果的な冷媒の流量および乾き度範囲が拡大する。そのため、オリフィス５の噴霧による冷媒分配性能の改善可能な範囲が広くなる。
　なお、本実施の形態２では、流入管１０の接続位置および距離を限定するものではないが、発明者らの実験によると、流入管１０の差込側の端部と第２仕切り板６との距離Ｌが、流入管１０の内径以上であると、圧力損失が比較的少なくなるためよい。
　また、左右の冷媒流路の流路断面積が異なるように冷媒分配器２００を構成してもよい。そうすることで、流路断面積が大きい流路が風上側、流路断面積が小さい流路が風下側となるように冷媒分配器２００を配置することができる。さらに、冷媒と空気との温度差が大きく、熱交換量が大きくなる風上側に冷媒を多く分配でき、熱交換効率を向上させることができる。
　また、本実施の形態２では、冷媒分配器２００に設けられている流入管１０が１本である場合について説明を行ったが、流入管１０は複数本設けられていてもよい。この場合、例えば、流入管１０の上流側にバルブまたは流動調整用のキャピラリーチューブなどを設けるとよい。そうすることで、冷媒分配器２００の内部の第２仕切り板６で冷媒を左右の冷媒流路に分配せずとも、冷媒を左右の冷媒流路に分配し、かつ、左右に流れる冷媒の流量の調整を行うことができるため、冷媒流れの制御性を向上させることができる。また、流入管１０には２分岐管を用いてもよく、そうすることで、低コストで冷媒を左右の冷媒流路に分配することができる。
　図１４は、本発明の実施の形態２に係る熱交換器１００のＬ字形状に屈曲された冷媒分配器２００の横断面の平面概略図の一例である。図１５は、図１４に示す冷媒分配器２００の縦断面を説明する図である。
　図１４に示すように、冷媒分配器２００が第１方向から第３方向に向かってＬ字形状（厳密にＬ字形状でなくてもよい）に屈曲された場合において、冷媒分配器２００の内部に第２仕切り板６を設けることで、気液二相冷媒が屈曲部分を流動する際に、遠心力による液冷媒の偏りが抑制され、熱交換効率を改善することができる。また、図１５に示すように、冷媒分配器２００がＬ字形状に屈曲されていない場合においても、冷媒分配器２００の内部に第２仕切り板６を設けることで、冷媒流路を流れる冷媒の流動様式が環状流またはチャーン流に遷移しやすくなる。そのため、オリフィス５の噴霧による冷媒分配性能の改善可能な範囲が広くなる。なお、本実施の形態２では、冷媒の流動様式は一例として環状流またはチャーン流の場合について説明しているが、これに限定されるものではない。例えば、スラグ流、層状流、または、気泡流などでもよい。
　図１６は、図１４に示す冷媒分配器２００の変形例の縦断面図を説明する図である。図１７は、本発明の実施の形態２の第四変形例に係る熱交換器１００の縦断面の側面概略図の一例である。
　図１６に示すように、第１仕切り板４に設けられている複数のオリフィス５の中心を、左右の各冷媒流路の中心線（Ｃ－Ｃ、Ｄ－Ｄ）よりも図１６の矢印で示す遠心力が働く方向に対して反対の方向に偏心して配置するようにしてもよい。このような構造とすることで、屈曲部分での液冷媒が滞留した領域を避けることができ、液冷媒およびガス冷媒を安定してオリフィス５で噴出させることができるため、冷媒分配性能を改善することができる。
　ここで、左右の各冷媒流路の中心線Ｃ－Ｃ、Ｄ－Ｄに関して、図１７に示すように、第１仕切り板４の幅をＬ２と定義したとき、中心線Ｃ－Ｃとヘッダー外管底板２の風下側（左側）の内側面との距離Ｌ３は、１/４×Ｌ２を満たすものとする。また、中心線Ｄ－Ｄとヘッダー外管底板２の風下側（左側）の内側面との距離Ｌ４は、３/４×Ｌ２を満たすものとする。
　図１７の黒矢印は扁平管１を通過する空気の流れ方向を表しており、このような場合、扁平管１の風上側の領域で空気と冷媒との温度差が大きくなり、熱交換量が大きくなる。このため、左右の冷媒流路のうち風上側、すなわち、図１７では右側の冷媒流路上のオリフィス５の内径を、風下側（左側）の冷媒流路上のオリフィス５の内径よりも大きくすると、空気と冷媒との温度差が大きい部分に液冷媒を多く分配することができる。
　なお、本実施の形態２では、熱交換器１００のフィンをコルゲートフィン７として説明しているが、これに限定されるものではなく、例えば、プレートフィンなどのように別の種類のフィンであってもよい。
　以上、本実施の形態２に係る熱交換器１００において、冷媒分配器２００は、第２空間３７を第３方向に仕切り、第２空間内３７に２つの流路を形成する第２仕切り板６を備えているものである。
　本実施の形態２に係る熱交換器１００によれば、冷媒分配器２００の内部に第２仕切り板６が設けられている。そのため、流路を流れる冷媒の流動様式が環状流またはチャーン流に遷移しやすくなり、オリフィス５の噴霧による冷媒分配性能の改善可能な範囲が広くなる。
　また、本実施の形態２に係る熱交換器１００において、流入管１０と第２仕切り板６とは間隔を空けて配置されている。本実施の形態２に係る熱交換器１００によれば、流入管１０から冷媒分配器２００の内部に流入した冷媒が、二つの流路に分かれるようになっている。
　また、本実施の形態２に係る熱交換器１００において、流入管１０と第２仕切り板６との間隔は、流入管１０の内径以上である。本実施の形態２に係る熱交換器１００によれば、圧力損失が比較的少なくすることができる。
　また、本実施の形態２に係る熱交換器１００において、冷媒分配器２００は、Ｌ字形状に屈曲されている。本実施の形態２に係る熱交換器１００によれば、冷媒分配器２００の内部に第２仕切り板６を設けることで、気液二相冷媒が屈曲部分を流動する際に、遠心力による液冷媒の偏りが抑制され、熱交換効率を改善することができる。
　実施の形態３．
　以下、本発明の実施の形態３について説明するが、実施の形態１および２と重複するものについては説明を省略し、実施の形態１および２と同じ部分または相当する部分には同じ符号を付す。
　図１８は、本発明の実施の形態３に係る熱交換器１００の冷媒分配器２００の横断面の平面概略図の一例である。
　本実施の形態３に係る熱交換器１００では、図１８に示すように、冷媒分配器２００の第１仕切り板４には複数のオリフィス５が設けられており、隣り合う扁平管１の間のそれぞれにおいて、左右の冷媒流路のうち一方の冷媒流路上にのみ設けられている。具体的には、右側の冷媒流路上には、オリフィス５が上流側面フタ８側にのみ設けられており、左側の冷媒流路上には、オリフィス５が下流側面フタ９側にのみ設けられている。
　このような構造とすることで、右側の冷媒流路では下流側に十分な空間を設けることができるため、冷媒が下流側面フタ９に衝突して乱される影響を緩和させることができる。
　図１９は、本発明の実施の形態３の変形例に係る熱交換器１００の冷媒分配器２００の横断面の平面概略図の一例である。
　また、図１９に示すように、右側の冷媒流路の途中、具体的には右側の冷媒流路において最も下流側のオリフィス５よりも下流側となる位置に冷媒流路を塞ぐ流路閉塞板１２を設けてもよい。そうすることで、右側の冷媒流路の一部に冷媒が流れない封止空間１３を形成することができ、冷媒充填量を抑制することができる。
　以上、本実施の形態３に係る熱交換器１００において、オリフィス５は、隣り合う伝熱管の間のそれぞれにおいて、２つの冷媒流路のうち一方の冷媒流路上にのみ設けられており、一方の冷媒流路上では一側面に対向する側面側にのみ、もう一方の冷媒流路上では一側面側のみ設けられている。
　本実施の形態３に係る熱交換器１００によれば、一方の冷媒流路では下流側に十分な空間を設けることができるため、冷媒が下流側面フタ９に衝突して乱される影響を緩和させることができる。
　また、本実施の形態３に係る熱交換器１００において、冷媒分配器２００は、２つの冷媒流路のうち一方の冷媒流路の途中に、該冷媒流路を塞ぐ流路閉塞板１２が設けられている。また、流路閉塞板１２は、最も一側面に対向する側面側のオリフィス５よりも一側面に対向する側面側となる位置に設けられている。
　本実施の形態３に係る熱交換器１００によれば、右側の冷媒流路の一部に冷媒が流れない封止空間１３を形成することができ、冷媒充填量を抑制することができる。
　実施の形態４．
　以下、本発明の実施の形態４について説明するが、実施の形態１～３と重複するものについては説明を省略し、実施の形態１～３と同じ部分または相当する部分には同じ符号を付す。
　図２０は、本発明の実施の形態４に係る熱交換器１００の冷媒分配器２００の横断面の平面概略図の一例である。
　本実施の形態４に係る熱交換器１００では、図２０に示すように、第２仕切り板６が下流側の領域にのみ設けられている。このような構造とすることで、冷媒の流量が大きく、流動様式が環状流またはチャーン流に遷移しやすい上流側で仕切りを用いずに冷媒を分配することができる。また、冷媒の流量が小さく、流動様式がスラグ流または波状流といった分離流に遷移する領域で第２仕切り板６および流路閉塞板１２を設けることで、流路断面積が減り、冷媒の流速が上がる。そのため、流動様式を環状流またはチャーン流に遷移させやすく、かつ、維持しやすくすることができる。また、第２仕切り板６が存在する領域で冷媒分配器２００をＬ字形状に屈曲したとしても、屈曲による冷媒分配の悪化も抑制することができる。
　図２１は、本発明の実施の形態４に係る熱交換器１００の冷媒分配器２００の第１仕切り板４による冷媒分配の特性模式図である。なお、図２１は、発明者らの実験に基づいて測定された、環状流および分離流のそれぞれにおける第１仕切り板４による冷媒分配の特性模式図を示している。また、図２１の点線で囲まれた範囲は、オリフィス５に分配される冷媒の領域を表している。図２２の括弧で囲まれた数字は、各オリフィス５とグラフとを対応させたものである。
　図２１に示すように、環状流（またはチャーン流）のように、冷媒流路の中心付近にガス冷媒が多く流れ、冷媒流路の壁面付近に液冷媒が多く流れるような流れでは、液膜が比較的安定しているため、液冷媒を均等に近い形で分配できることが分かる。一方、分離流においては、冷媒流路の上下に液冷媒とガス冷媒とが分離するため、オリフィス５での分配が不均一となる。
　そこで、環状流またはチャーン流の流動様式の判定は、例えば、修正Ｂａｋｅｒ線図に基づき行う。そして、第２仕切り板６による流路断面積は、冷媒流路を狭める領域の入口が、環状流またはチャーン流などのガス冷媒が冷媒流路の中心付近に多く流れる冷媒の流動様式になるように決定する。
　以上、本実施の形態４に係る熱交換器１００において、第２仕切り板６は、一側面に対向する側面側の領域にのみ設けられている。本実施の形態４に係る熱交換器１００によれば、冷媒の流量が大きく、流動様式が環状流またはチャーン流に遷移しやすい上流側で仕切りを用いずに冷媒を分配することができる。
　実施の形態５．
　以下、本発明の実施の形態５について説明するが、実施の形態１～４と重複するものについては説明を省略し、実施の形態１～４と同じ部分または相当する部分には同じ符号を付す。
　図２２は、本発明の実施の形態５に係る熱交換器１００の冷媒分配器２００の横断面の平面概略図の一例である。
　本実施の形態５に係る熱交換器１００では、図２２に示すように、右側の冷媒流路の途中、具体的には右側の冷媒流路において最も上流側のオリフィス５よりも上流側となる位置に冷媒流路を塞ぐ流路閉塞板１２が設けられている。また、第２仕切り板６と下流側面フタ９との間に隙間が設けられており、冷媒分配器２００の第２仕切り板６で仕切られた左右の冷媒流路が下流側で直列に接続されている。そして、図中の矢印で示すように下流側で気液二相冷媒が左側の冷媒流路から右側の冷媒流路へ折り返して流れるようになっている。このような構造とすることで、冷媒が下流側で下流側面フタ９に衝突することによる冷媒分配の悪化、および、流動様式が分離流となった場合の冷媒分配の悪化を抑制できる。
　図２３は、本発明の実施の形態５に係る熱交換器１００の冷媒分配器２００による冷媒の分配特性を説明する図である。なお、図２３の括弧で囲まれた数字は、例えば分離流の流動様式での液冷媒分配比の大まかな特性を分かりやすく数字で表したものの一例である。
　図２３に示すように、分離流領域では、液冷媒が下流側に偏りやすい傾向があり、左側の冷媒流路の上流から１：２：３の比で液冷媒が分配される。次に、第２仕切り板６で液冷媒が右側の冷媒流路に折り返す構造になっているため、右側の冷媒流路の下流から３：４：５の比で液冷媒が分配される。このような冷媒流路においては、各冷媒流路上のオリフィス５の分配比は不均等であっても、流路断面で見ると液冷媒分配比の和が等しくなり、分配の不均等分配を改善することができ、さらには、冷媒分配性能の改善可能な範囲を拡大することができる。
　なお、本実施の形態５では、分離流の流動様式のある流動条件を例に説明したが、これに限定されるものではなく、環状流およびチャーン流など、どのような流動様式および流動条件においても分配改善の効果が期待できる。
　以上、本実施の形態５に係る熱交換器１００において、流路閉塞板１２は、最も一側面側のオリフィス５よりも一側面側となる位置に設けられており、第２仕切り板６と一側面に対向する側面との間には隙間が設けられている。
　本実施の形態５に係る熱交換器１００によれば、冷媒が下流側で下流側面フタ９に衝突することによる冷媒分配の悪化、および、流動様式が分離流となった場合の冷媒分配の悪化を抑制できる。また、各冷媒流路上のオリフィス５の分配比は不均等であっても、流路断面で見ると液冷媒分配比の和が等しくなり、分配の不均等分配を改善することができ、さらには、冷媒分配性能の改善可能な範囲を拡大することができる。
　実施の形態６．
　以下、本発明の実施の形態６について説明するが、実施の形態１～５と重複するものについては説明を省略し、実施の形態１～５と同じ部分または相当する部分には同じ符号を付す。
　図２４は、本発明の実施の形態６に係る熱交換器１００の冷媒分配器２００の横断面の平面概略図の一例である。
　本実施の形態６に係る熱交換器１００では、図２４に示すように、第２仕切り板６が２枚の板で構成されている。具体的には、冷媒分配器２００の上流側の領域に、冷媒流路を幅方向に仕切る上流側第２仕切り板６ａ（以下、第１板とも称する）が設けられている。また、冷媒分配器２００の下流側の領域に、冷媒流路を幅方向に仕切る下流側第２仕切り板６ｂ（以下、第２板とも称する）が設けられている。また、右側の冷媒流路の一部、具体的には右側の冷媒流路において上流側第２仕切り板６ａと下流側第２仕切り板６ｂとの間には、それらと間隔を空けて流路閉塞板１２が設けられている。そして、上流側第２仕切り板６ａおよび下流側第２仕切り板６ｂと流路閉塞板１２との間に設けられた隙間を冷媒が流れるため、図２４の矢印で示すように冷媒が上流側と下流側とで左右の冷媒流路を循環するようになっている。
　このような構造とすることで、冷媒の流量が大きい場合に循環流を引き起こすことができ、衝突部などでの液冷媒の偏りを抑制することができる。また、冷媒分配器２００をＬ字形状に屈曲したとしても、屈曲による冷媒分配の悪化も抑制することができる。
　図２５は、本発明の実施の形態６の第一変形例に係る熱交換器１００の冷媒分配器２００の横断面の平面概略図の一例である。
　なお、図２５に示すように、第２仕切り板６は、２枚の板ではなく１枚の板で構成されていてもよい。この場合、流路閉塞板１２は設けない。また、第２仕切り板６と上流側面フタ８との間、および、第２仕切り板６と下流側面フタ９との間に、それぞれ隙間が設けられている。なお、循環流を安定させるために、第２仕切り板６と上流側面フタ８との間の隙間Ｌ５と、第２仕切り板６と下流側面フタ９との間の隙間Ｌ６との関係は、Ｌ５＜Ｌ６であることが好ましい。
　図２６は、本発明の実施の形態６の第二変形例に係る熱交換器１００の熱交換器１００の縦断面の正面概略図の一例である。
　なお、本実施の形態６では、循環流路を隙間で形成しているが、これに限定されるものではなく、例えば図２６に示すように、隙間の代わりに第２仕切り板６の一部が開口した第１左右貫通孔１６と第２左右貫通孔１７とで循環流路を形成してもよい。
　以上、本実施の形態６に係る熱交換器１００において、第２仕切り板６は、一側面側に配置された第１板と一側面に対向する側面側に配置された第２板とで構成されている。そして、第１板と第２板との間、一側面と第１板との間、および、一側面に対向する側面と第２板との間に、それぞれ隙間が設けられている。また、流路閉塞板１２は、第１板と第２板との間の隙間に、それらと間隔を設けて配置されている。
　本実施の形態６に係る熱交換器１００によれば、冷媒の流量が大きい場合に循環流を引き起こすことができ、衝突部などでの液冷媒の偏りを抑制することができる。また、冷媒分配器２００をＬ字形状に屈曲したとしても、屈曲による冷媒分配の悪化も抑制することができる。
　また、本実施の形態６に係る熱交換器１００において、第２仕切り板６は、一側面との間、および、一側面に対向する側面との間に、それぞれ隙間が設けられている。そして、第２仕切り板６と一側面に対向する側面との間の隙間は、第２仕切り板６と一側面との間の隙間よりも大きい。
　または、本実施の形態６に係る熱交換器１００において、第２仕切り板６は、一側面から一側面に対向する側面にかけて設けられており、第２仕切り板６の一側面側および一側面に対向する側面側には、それぞれ冷媒が通過する開口が形成されている。そして、一側面に対向する側面側に形成された開口は、一側面側に形成された前記開口よりも大きい。
　本実施の形態６に係る熱交換器１００によれば、循環流を安定させることができる。
　実施の形態７．
　以下、本発明の実施の形態７について説明するが、実施の形態１～６と重複するものについては説明を省略し、実施の形態１～６と同じ部分または相当する部分には同じ符号を付す。
　図２７は、本発明の実施の形態７に係る熱交換器１００の冷媒分配器２００の横断面の平面概略図の一例である。
　本実施の形態７に係る熱交換器１００では、図２７に示すように、第１仕切り板４では、オリフィス５がスリット２０で形成されており、スリット２０は、左右の冷媒流路上それぞれに形成されている。そして、流入管１０を流動する気液二相冷媒は、第２仕切り板６の上流側の端部で左右の流路に分配される。そして、各流路の上部に設けられているスリット２０を通過し、噴霧される。
　図２８は、本発明の実施の形態７の変形例に係る熱交換器１００の縦断面の側面概略図の一例である。
　なお、本実施の形態７では、スリット２０の大きさ、形状、および、位置などを限定するものではないが、スリット２０を第１仕切り板４の両端に至るように形成する。そうすると、図２８に示すように、押し出し材で部品点数を少なく、冷媒分配器２００を形成することができるため、製造時のコストを低減できる。また、これらの第１仕切り板４、ヘッダー外管上板３、とヘッダー外管底板２、上流側面フタ８、および、下流側面フタ９をクラッド材で形成することで、一体でロウ付けが可能となる。
　以上、本実施の形態７に係る熱交換器１００において、オリフィス５がスリット２０で形成されているものである。
　本実施の形態７に係る熱交換器１００によれば、実施の形態１と同様の効果を得ることができる。
　また、本実施の形態７に係る熱交換器１００において、スリット２０は、第１仕切り板４の両端に至るように形成されている。本実施の形態７に係る熱交換器１００によれば、製造時のコストを低減できる。
　実施の形態８．
　以下、本発明の実施の形態８について説明するが、実施の形態１～７と重複するものについては説明を省略し、実施の形態１～７と同じ部分または相当する部分には同じ符号を付す。
　図２９は、本発明の実施の形態８に係る熱交換器１００の縦断面の正面概略図の一例である。
　本実施の形態８に係る熱交換器１００では、図２９に示すように、複数の扁平管１の一方の端部が冷媒分配器２００に対して鉛直方向に接続されており、もう一方の端部がガスヘッダー３００に対して鉛直方向に接続されている。そして、冷媒分配器２００は扁平管１の下側に配置され、ガスヘッダー３００は扁平管１の上側に配置されており、冷媒の流れに対して冷媒分配器２００は上流側、ガスヘッダー３００は下流側となる。
　また、隣り合う扁平管１の間には、コルゲートフィン７が設けられ、扁平管１の外管表面で接合されている。なお、本実施の形態８では、熱交換器１００のフィンをコルゲートフィン７として説明しているが、これに限定されるものではなく、例えば、プレートフィンなどのように別の種類のフィンであってもよい。
　また、ガスヘッダー３００のヘッダー部２１の一方の端部には、冷媒が流出する流出管２２が貫通するように接続されている。なお、流出管２２は、流入管１０と反対側の遠くなる位置に設ける方が、圧力損失のバランスが均等に近づき、冷媒分配性能が改善されやすい。
　ガスヘッダー３００においては、各扁平管１で熱交換された冷媒がヘッダー部２１で合流し、流出管２２から流出する。
　図３０は、本発明の実施の形態８の第一変形例に係る熱交換器１００の縦断面の側面概略図の一例である。なお、図３０の白矢印は熱交換器１００を通過する風の流れを示し、黒矢印は冷媒の流れを示している。
　図２９では、ガスヘッダー３００が扁平管１の上側、冷媒分配器２００が扁平管１の下側となるように配置されているが、図３０に示すように、ガスヘッダー３００も冷媒分配器２００と同様に扁平管１の下側となるように配置してもよい。この場合、扁平管１の上側には列渡しヘッダー３０１が配置される。また、扁平管１が熱交換器１００の幅方向に２つ並べて配置される。そして、幅方向に並んだ２列の扁平管１の両方は、一方の端部が列渡しヘッダー３０１に接続されている。また、２列の扁平管１のうち風下側の扁平管１は、もう一方の端部が冷媒分配器２００に接続されており、風上側の扁平管１は、もう一方の端部がガスヘッダー３００に接続されている。そして、風下側に配置された扁平管１を流れる冷媒は、列渡しヘッダー３０１で折り返され、風上側に配置された扁平管１を流れるようになっている。
　このような構造とすることで、扁平管１を流れる流路が長くなり、冷媒分配器２００での圧力損失が相対的に小さくなるため、冷媒分配を改善することができる。また、熱交換器１００において、扁平管１が幅方向に複数列配置された構成を有している場合、冷媒分配器２００を風下側に配置し、ガスヘッダー３００を風上側に配置する。そうすることで、対向流の効果によって、空気と冷媒との温度差がとりやすくなるため、熱交換効率を向上させることができる。
　なお、本発明の実施の形態８では、図３０に示すようにガスヘッダー３００の外管形状が円管形状を有しているが、これに限定されるものではない。ただし、ガスヘッダー３００の外管形状が円管形状を有している場合は、扁平管１のロウ付け性の問題で、扁平管１のガスヘッダー３００への差し込み長さが、扁平管１の冷媒分配器２００への差し込み長さよりも長くなる傾向がある。このため、ガスヘッダー３００側の流路での圧力損失が扁平管１の差し込み長さの影響によって増加するため、それを抑制する方がよい。
　そこで、冷媒分配器２００の左側流路の有効流路断面積をＢ１、右側流路の有効流路断面積をＢ２、ガスヘッダー３００の有効流路断面積をＣと定義するとき、Ｂ１＋Ｂ２≦Ｃの関係を満足するようにする。そうすることで、ガスヘッダー３００での圧力損失を抑制することができる。
　図３１は、本発明の実施の形態８の第二変形例に係る熱交換器１００の縦断面の側面概略図の一例である。なお、図３２の白矢印は熱交換器１００を通過する風の流れを示し、黒矢印は冷媒の流れを示している。
　なお、図３１に示すように、ガスヘッダー３００の外管形状を冷媒分配器２００と同様の形状とし、ガスヘッダー３００の高さも冷媒分配器２００と同じ高さにしてもよい。このような構造とすることで、熱交換器１００を通過する空気がガスヘッダー３００または冷媒分配器２００に衝突する箇所が少なくなるため、空気抵抗の増大を抑制することができる。また、ガスヘッダー３００の外管形状を冷媒分配器２００と同じ形状とすることで、部品を共通化することができる。
　以上、本実施の形態８に係る熱交換器１００は、伝熱管で熱交換した冷媒が合流するガスヘッダー３００と、冷媒分配器２００とガスヘッダー３００との中継を行う列渡しヘッダー３０１とを備え、伝熱管が冷媒分配器２００の幅方向に２列に配置されている。また、２列の伝熱管の両方は、上側の端部が列渡しヘッダー３０１に接続されており、２列の伝熱管のうち一方は、下側の端部が冷媒分配器２００に接続されており、もう一方は、下側の端部がガスヘッダー３００に接続されている。
　本実施の形態８に係る熱交換器１００によれば、扁平管１を流れる流路が長くなり、冷媒分配器２００での圧力損失が相対的に小さくなるため、冷媒分配を改善することができる。また、熱交換器１００において、扁平管１が幅方向に複数列配置された構成を有している場合、冷媒分配器２００を風下側に配置し、ガスヘッダー３００を風上側に配置する。そうすることで、対向流の効果によって、空気と冷媒との温度差がとりやすくなるため、熱交換効率を向上させることができる。
　実施の形態９．
　以下、本発明の実施の形態９について説明するが、実施の形態１～８と重複するものについては説明を省略し、実施の形態１～８と同じ部分または相当する部分には同じ符号を付す。
　図３２は、本発明の実施の形態９に係る熱交換器１００を搭載した空気調和装置が備える冷媒回路の一例を示す図である。なお、図３２の実線矢印は暖房運転時の冷媒の流れを示しており、破線矢印は冷房運転時の冷媒の流れを示している。
　本実施の形態９に係る空気調和装置では、実施の形態１～８で説明した熱交換器１００は室内機に搭載されている。また、空気調和装置が備える冷媒回路は、図３２に示すように、圧縮機２６、ファン２７および熱交換器４００を備える室内機、膨張弁２８、ファン３２および熱交換器１００を備える室外機、アキュムレータ３３が順次配管２９、３０、３１、３４、３５で接続されて構成されている。
　冷媒回路を流れる冷媒としては、例えば、オレフィン系冷媒(Ｒ１２３４ｙｆ、Ｒ１２３４ｚｅ（Ｅ）など)、プロパン、ＤＭＥ（ジメチルエーテル）、これらを成分の１つに加えた混合冷媒などの低圧の冷媒が挙げられる。また、沸点の異なる非共沸混合冷媒が挙げられる。冷媒回路を流れる冷媒を上記とすることで、実施の形態１に記載されている効果が得られる。
　次に、空気調和装置が暖房運転時である場合の冷媒の流れについて、図３２を用いて説明する。
　冷媒は圧縮機２６によって高温高圧のガス冷媒となる。その後、ガス冷媒は、熱交換器４００に流入する。ガス冷媒は、凝縮器として機能する熱交換器４００で、ファン２７によって供給された空気と熱交換して凝縮し、高圧の液冷媒となる。液冷媒はその後、膨張弁２８によって減圧され、低温低圧の気液二相冷媒となり、冷媒分配器２００を備える熱交換器１００に流入する。
　気液二相冷媒は、蒸発器として機能する熱交換器１００で、冷媒分配器２００によって適切に分配され、ファン３２によって供給された空気と熱交換して蒸発し、ガス冷媒となる。このとき、冷媒は熱交換器１００を垂直上昇流として流動する。このように、冷媒が熱交換器１００を垂直上昇流として流動することで、冷媒分配器２００内部の気液二相冷媒の流れを重力の影響を受けにくい水平流にすることができ、冷媒分配を改善することができる。
　その後、ガス冷媒は、アキュムレータ３３を介して再び圧縮機２６に流入する。なお、膨張弁２８の開度、冷媒充填量、および、圧縮機２６の回転数を調整するとよい。そうすることにより、冷媒分配器２００を流れる冷媒の流動状態を、ガス冷媒が管中心付近に多く流れる冷媒の流動状態、例えば環状流またはチャーン流にすることができ、冷媒分配の改善範囲を広くすることができる。このためには、冷媒分配器２００の入口乾き度を０．１０～０．２０、好ましくは０．１５～０．３０の範囲で制御するとよい。
　次に、空気調和装置が冷房運転時である場合の冷媒の流れについて、図３２を用いて説明する。
　冷媒は圧縮機２６によって高温高圧のガス冷媒となる。その後、ガス冷媒は、冷媒分配器２００を備える熱交換器１００に流入する。ガス冷媒は、凝縮器として機能する熱交換器１００で、ファン２７によって供給された空気と熱交換して凝縮し、高圧の液冷媒となる。液冷媒はその後、膨張弁２８によって減圧され、低温低圧の気液二相冷媒となり、熱交換器４００に流入する。気液二相冷媒は、蒸発器として機能する熱交換器４００で、ファン２７によって供給された空気と熱交換して蒸発し、ガス冷媒となってアキュムレータ３３を介して再び圧縮機２６に流入する。
　なお、本実施の形態９では、冷房運転と暖房運転の切り替えを、冷媒流れを逆とすることで簡略化して説明をしたが、例えば四方弁などを用いて冷房運転と暖房運転の切り替えを行ってもよい。
　以上、本実施の形態９に係る空気調和装置は、圧縮機２６、凝縮器、膨張弁２８、および、蒸発器が配管２９、３０、３１、３４、３５で接続され、冷媒が流れる冷媒回路を備え、凝縮器または蒸発器に実施の形態１～８で説明した熱交換器１００のいずれかが搭載されている。本実施の形態９に係る空気調和装置によれば、実施の形態１～８と同様の効果が得られる。
　実施の形態１０．
　以下、本発明の実施の形態１０について説明するが、実施の形態１～９と重複するものについては説明を省略し、実施の形態１～９と同じ部分または相当する部分には同じ符号を付す。
　図３３は、本発明の実施の形態１０に係る熱交換器１００を搭載した空気調和装置が備える冷媒回路の一例を示す図である。なお、図３３の実線矢印は暖房運転時の冷媒の流れを示しており、破線矢印は冷房運転時の冷媒の流れを示している。
　本実施の形態１０に係る空気調和装置では、実施の形態１～８で説明した熱交換器１００は室内機に搭載されている。また、空気調和装置が備える冷媒回路は、図３３に示すように、圧縮機２６、ファン２７および熱交換器４００を備える室内機、膨張弁２８、ファン３２、熱交換器１００、および、サブクール熱交換器５００を備える室外機、アキュムレータ３３が順次配管２９、３０、３１、３４、３５で接続されて構成されている。
　つまり、本実施の形態１０では、冷房運転時の冷媒流れ方向において、熱交換器１００の下流側にサブクール熱交換器５００が設けられている。サブクール熱交換器５００を設けることで、冷房運転時に熱交換器１００でガス冷媒が冷却され、低乾き度の状態となり、流速が小さくなった冷媒の伝熱を改善することができるため、冷房性能を向上させることができる。
　なお、サブクール熱交換器５００の扁平管の本数は、熱交換器１００よりも少なくすることが好ましく、このようにすることで冷媒の流速を増加させ、冷房性能を向上させることができる。
　また、暖房運転時には、サブクール熱交換器５００を、暖房１００％負荷運転、暖房５０％負荷運転、暖房２５％負荷運転における冷媒分配器２００の入口乾き度を、それぞれｘ１、ｘ２、ｘ３と定義する。そうしたとき、ｘ１＞ｘ２＞ｘ３となるように扁平管の本数を熱交換器１００よりも少なくなるようにすることで、冷媒の流量が少ない条件で乾き度が大きくなり、幅広い流動範囲において冷媒分配を改善することができる。
　以上、本実施の形態１０に係る空気調和装置は、冷房運転時の冷媒流れ方向において、熱交換器１００の下流側にサブクール熱交換器５００が設けられている。本実施の形態１０に係る空気調和装置によれば、冷房運転時に熱交換器１００でガス冷媒が冷却され、低乾き度の状態となり、流速が小さくなった冷媒の伝熱を改善することができるため、冷房性能を向上させることができる。
　１　扁平管、１ａ　仕切り柱、１ｂ　凸部、２　ヘッダー外管底板、３　ヘッダー外管上板、３ａ　差込孔、４　第１仕切り板、５　オリフィス、６　第２仕切り板、６ａ　第２仕切り板、７　コルゲートフィン、８　上流側面フタ、９　下流側面フタ、１０　流入管、１２　流路閉塞板、１３　封止空間、１４　上流側第２仕切り板、１５　下流側第２仕切り板、１６　第１左右貫通孔、１７　第２左右貫通孔、２０　スリット、２１　ヘッダー部、２２　流出管、２６　圧縮機、２７　ファン、２８　膨張弁、２９　配管、３０　配管、３１　配管、３２　ファン、３３　アキュムレータ、３４　配管、３５　配管、３６　第１空間、３７　第２空間、１００　熱交換器、１０１　熱交換器、２００　冷媒分配器、３００　ガスヘッダー、３０１　列渡しヘッダー、４００　熱交換器、５００　サブクール熱交換器。

Claims (28)

  1. 　複数の伝熱管と、
    　第１方向に間隔を空けて形成され、前記伝熱管の端部が第２方向から差し込まれる差込孔を有する筒形状の冷媒分配器と、を備えた熱交換器であって、
    　前記冷媒分配器は、
    　内部を前記伝熱管の端部が差し込まれる側の第１空間と前記伝熱管の端部が差し込まれない側の前記第１空間よりも容積が大きい第２空間とに仕切る第１仕切り板と、
    　一側面に設けられ、前記第２空間に気液二相冷媒を流入させる流入管と、を備え、
    　前記伝熱管は、前記第１空間において端部が前記第１仕切り板と間隔が空くように前記差込孔に差し込まれており、
    　前記第１仕切り板には、隣り合う前記伝熱管の間のそれぞれに対応して、前記第１空間と前記第２空間とを連通させるオリフィスが設けられている
    　熱交換器。
  2. 　前記第１方向、前記第２方向、および、第３方向は、それぞれ互いに直交している
    　請求項１に記載の熱交換器。
  3. 　前記オリフィスは、隣り合う前記伝熱管の間のそれぞれに対応して、前記オリフィスが前記第３方向に間隔を空けて複数設けられている
    　請求項２に記載の熱交換器。
  4. 　前記冷媒分配器は、
    　前記第２空間を前記第３方向に仕切り、前記第２空間内に２つの冷媒流路を形成する第２仕切り板を備えている
    　請求項２または３に記載の熱交換器。
  5. 　前記冷媒分配器は、
    　２つの前記冷媒流路のうち一方の前記冷媒流路の途中に、該冷媒流路を塞ぐ流路閉塞板が設けられている
    　請求項４に記載の熱交換器。
  6. 　前記オリフィスは、隣り合う前記伝熱管の間のそれぞれにおいて、２つの前記冷媒流路のうち一方の前記冷媒流路上にのみ設けられており、一方の前記冷媒流路上では前記一側面に対向する側面側にのみ、もう一方の冷媒流路上では前記一側面側にのみ設けられている
    　請求項４または５に記載の熱交換器。
  7. 　前記流路閉塞板は、最も前記一側面に対向する側面側の前記オリフィスよりも前記一側面に対向する側面側となる位置に設けられている
    　請求項５に従属する請求項６に記載の熱交換器。
  8. 　前記第２仕切り板は、前記一側面に対向する側面側の領域にのみ設けられている
    　請求項４～７のいずれか一項に記載の熱交換器。
  9. 　前記流路閉塞板は、最も前記一側面側の前記オリフィスよりも前記一側面側となる位置に設けられており、
    　前記第２仕切り板と前記一側面に対向する側面との間には隙間が設けられている
    　請求項５に記載の熱交換器。
  10. 　前記第２仕切り板は、前記一側面側に配置された第１板と前記一側面に対向する側面側に配置された第２板とで構成されており、前記第１板と前記第２板との間、前記一側面と前記第１板との間、および、前記一側面に対向する側面と前記第２板との間に、それぞれ隙間が設けられており、
    　前記流路閉塞板は、前記第１板と前記第２板との間の隙間に、それらと間隔を設けて配置されている
    　請求項５に記載の熱交換器。
  11. 　前記第２仕切り板は、前記一側面との間、および、前記一側面に対向する側面との間に、それぞれ隙間が設けられており、
    　前記第２仕切り板と前記一側面に対向する側面との間の隙間は、前記第２仕切り板と前記一側面との間の隙間よりも大きい
    　請求項４に記載の熱交換器。
  12. 　前記第２仕切り板は、前記一側面から前記一側面に対向する側面にかけて設けられており、
    　前記第２仕切り板の前記一側面側および前記一側面に対向する側面側には、それぞれ冷媒が通過する開口が形成されており、
    　前記一側面に対向する側面側に形成された前記開口は、前記一側面側に形成された前記開口よりも大きい
    　請求項４に記載の熱交換器。
  13. 　前記流入管と前記第２仕切り板とは間隔を空けて配置されている
    　請求項４～１２のいずれか一項に記載の熱交換器。
  14. 　前記流入管と前記第２仕切り板との間隔は、前記流入管の内径以上である
    　請求項４～１３のいずれか一項に記載の熱交換器。
  15. 　前記冷媒分配器は、Ｌ字形状に屈曲されている
    　請求項４～１４のいずれか一項に記載の熱交換器。
  16. 　前記冷媒分配器の前記第２空間は、前記第１方向よりも前記第３方向の方が長くなっている
    　請求項２～１５のいずれか一項に記載の熱交換器。
  17. 　前記第１方向は水平方向、前記第２方向は鉛直方向であり、前記第３方向は前記冷媒分配器の幅方向である請求項２～１６のいずれか一項に記載の熱交換器。
  18. 　前記差込孔は、前記第１方向よりも前記第３方向に長い形状を有している
    　請求項２～１７のいずれか一項に記載の熱交換器。
  19. 　前記伝熱管で熱交換した冷媒が合流するガスヘッダーと、
    　前記冷媒分配器と前記ガスヘッダーとの中継を行う列渡しヘッダーとを備え、
    　前記伝熱管が前記冷媒分配器の幅方向に２列に配置されており、
    　２列の前記伝熱管の両方は、上側の端部が前記列渡しヘッダーに接続されており、
    　２列の前記伝熱管のうち一方は、下側の端部が前記冷媒分配器に接続されており、もう一方は、下側の端部が前記ガスヘッダーに接続されている
    　請求項１～１８のいずれか一項に記載の熱交換器。
  20. 　前記オリフィスは、スリットで構成されている
    　請求項１～１９のいずれか一項に記載の熱交換器。
  21. 　前記オリフィスは、前記第１仕切り板の両端に至るように形成されている
    　請求項２０に記載の熱交換器。
  22. 　前記伝熱管は扁平管であり、隣り合う前記伝熱管の間にはコルゲートフィンが設けられている
    　請求項１～２１のいずれか一項に記載の熱交換器。
  23. 　前記冷媒分配器の前記第２空間の２つの冷媒流路のうち、一方の流路断面積の方がもう一方の流路断面積よりも大きい
    　請求項１～２２のいずれか一項に記載の熱交換器。
  24. 　圧縮機、凝縮器、膨張弁、および、蒸発器が配管で接続され、冷媒が流れる冷媒回路を備え、
    　前記凝縮器または前記蒸発器に請求項１～２３のいずれか一項に記載の熱交換器を用いた
    　空気調和装置。
  25. 　前記熱交換器を前記蒸発器と用いた場合、
    　前記伝熱管を冷媒が垂直上昇流として流動する
    　請求項２４に記載の空気調和装置。
  26. 　冷房運転を行う空気調和装置であって、
    　冷房運転時の冷媒流れ方向において、前記熱交換器の下流側にサブクール熱交換器が設けられている
    　請求項２４または２５に記載の空気調和装置。
  27. 　前記冷媒回路を流れる冷媒として、沸点の異なる非共沸混合冷媒が用いられている
    　請求項２４～２６のいずれか一項に記載の空気調和装置。
  28. 　前記冷媒回路を流れる冷媒として、オレフィン系冷媒、プロパン、ＤＭＥ、または、これらを成分の１つに加えた混合冷媒が用いられている
    　請求項２４～２６のいずれか一項に記載の空気調和装置。
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