热交换器以及空调机的制作方法

1.本发明涉及具备翅片和管的热交换器以及空调机。


背景技术：

2.以往，已知具备翅片和管的翅片管型的热交换器、和具备热交换器的空调机。翅片设置有多个并且相互隔开间隔地排列。管是以与翅片正交的方式贯通的传热管。空调机具有将压缩机、流路切换装置、作为冷凝器发挥作用的热交换器、膨胀部以及作为蒸发器发挥作用的热交换器通过配管连接而形成的制冷剂回路。在设置于室内机的热交换器作为冷凝器发挥作用时，进行制热运转，在设置于室内机的热交换器作为蒸发器发挥作用时，进行制冷运转。专利文献1公开了一种空调机用热交换器，当在制热运转时作为冷凝器发挥作用时，具有供气液二相状态的制冷剂流动的第一传热管、和供过冷却状态的制冷剂流动的第二传热管。专利文献1设定为供气液二相状态的制冷剂流动的第一传热管的管径比供过冷却状态的制冷剂流动的第二传热管的管径粗。
3.专利文献1：日本特开2004
‑
333013号公报
4.然而，专利文献1公开的空调机用热交换器在制冷运转时作为蒸发器发挥作用的情况下，被膨胀部膨胀后的制冷剂向第二传热管流动，之后向第一传热管流动。在此，第二传热管比第一传热管细，因此虽然制冷剂的填充量减少，但向第二传热管内流动的气液二相状态的制冷剂的压力损失增加。而且，若向第二传热管的内部流动的制冷剂的压力损失增加，则空调机用热交换器的热交换效率降低。


技术实现要素：

5.本发明是为了解决上述那样的课题所做出的，提供一种抑制热交换效率的降低的热交换器以及空调机。
6.本发明的热交换器具备：多个排列的翅片；和管，其插入于翅片，且制冷剂在该管的内部流动，管具有：第一传热管，其在内表面形成槽，该第一传热管的内径是da并且槽的深度是ta；和第二传热管，其内表面被平滑化，该第二传热管的内径是db，并且连接于第一传热管，da
‑2×
ta≤db。
7.根据本发明，由于da
‑2×
ta≤db，因此第二传热管的内径db被尽可能大地设定。因此，能够降低向第二传热管流动的制冷剂的压力损失的增加。因此，热交换器能够抑制热交换效率的降低。
附图说明
8.图1是表示实施方式1的空调机的回路图。
9.图2是表示实施方式1的室内机的侧视图。
10.图3是表示实施方式1的第一传热管的侧剖视图。
11.图4是表示实施方式1的第一传热管的侧剖视图的放大图。
12.图5是表示实施方式1的第二传热管的侧剖视图。
13.图6是表示实施方式1的第一传热管与第二传热管的尺寸关系的侧剖视图。
14.图7是表示实施方式2的第一传热管与第二传热管的尺寸关系的侧剖视图。
具体实施方式
15.以下，一边参照附图、一边对实施方式的热交换器以及空调机进行说明。另外，并不限于以下说明的实施方式。并且包含图1在内，在以下的附图中存在各结构部件的大小的关系与实际不同的情况。并且在以下的说明中，为了易于理解而适当使用表示方向的用语，但这是用于说明的用语，并不限定于这些用语。作为表示方向的用语，例如，可列举出“上”、“下”、“右”、“左”、“前”或者“后”等。
16.实施方式1.
17.图1是表示实施方式1的空调机1的回路图。如图1所示，空调机1是调整室内空气的装置，具备室外机2和室内机3。在室外机2例如设置有压缩机6、流路切换装置7、室外热交换器8、室外送风机9以及膨胀部10。在室内机3例如设置有热交换器11以及室内送风机12。
18.压缩机6、流路切换装置7、室外热交换器8、膨胀部10以及热交换器11通过制冷剂配管5连接而构成制冷剂回路4。压缩机6吸入低温且低压的状态的制冷剂，并对吸入的制冷剂进行压缩而形成高温且高压的状态的制冷剂并排出。流路切换装置7在制冷剂回路4中切换制冷剂流动的方向，例如为四通阀。室外热交换器8例如在室外空气与制冷剂之间进行热交换。室外热交换器8在制冷运转时作为冷凝器发挥作用，在制热运转时作为蒸发器发挥作用。室外送风机9是向室外热交换器8输送室外空气的设备。
19.膨胀部10是对制冷剂进行减压并膨胀的减压阀或膨胀阀。膨胀部10例如是调整开度的电子式膨胀阀。热交换器11例如在室内空气与制冷剂之间进行热交换。热交换器11在制冷运转时作为蒸发器发挥作用，在制热运转时作为冷凝器发挥作用。室内送风机12是向热交换器11输送室内空气的设备。
20.另外，填充于制冷剂回路4的制冷剂例如是r290这样的烃系的可燃性制冷剂。如表1所示，与作为空调机1的制冷剂当前被广泛使用的hfc制冷剂亦即r32相比较，r290是饱和压力较低的低压制冷剂。另外，r290比r32密度低，因此成为低温且低压的气液二相状态的制冷剂在蒸发器中的流速较快，压力损失较大。
21.[表1]
[0022][0023]
(热交换器11)
[0024]
图2是表示实施方式1的室内机3的侧视图。如图2所示，在室内机3的内部，热交换器11设置为包围室内送风机12。设置于室内机3的热交换器11是翅片管型的热交换器，具备多个翅片11a和多个管11b。
[0025]
在此，热交换器11具有：在制热运转时作为冷凝器发挥作用的情况下，制冷剂以气相状态或者气液二相状态存在的主热交换部20、和制冷剂以过冷却状态存在的副热交换部
30。
[0026]
(翅片11a)
[0027]
多个翅片11a在作为热交换器11的宽度方向的一个方向上隔开间隔地排列。吸入到室内机3的内部的室内空气通过翅片11a彼此之间。翅片11a具有：构成主热交换部20的第一翅片21、和构成副热交换部30的第二翅片31。
[0028]
(管11b)
[0029]
管11b例如是金属制且以与多个翅片11a正交的方式插入的沿长度方向延伸的部件。制冷剂在管11b的内部流动，管11b的一部分从翅片11a彼此之间露出。由此，在翅片11a彼此之间通过的室内空气碰到管11b，在管11b的内部流动的制冷剂与室内空气之间进行热交换。通过送风机被吸入到室内机3的室内空气在热交换器11的翅片11a间通过，由此在制热运转时被加热，在制冷运转时被冷却。管11b具有：构成主热交换部20的第一传热管22、和构成副热交换部30的第二传热管32。
[0030]
(第一传热管22)
[0031]
图3是表示实施方式1的第一传热管22的侧剖视图。如图3所示，第一传热管22是在内表面形成有多个相对于长度方向呈螺旋状的槽22a的带槽的管，截面呈圆状。在此，第一传热管22的内径da相当于经过一方的槽22a的底面、第一传热管22的中心o以及另一方的槽22a的底面的直线的长度。若将内径da设为最大内径，则相当于经过一方的槽22a的上端、第一传热管22的中心o以及另一方的槽22a的上端的直线的长度的内径是最小内径。
[0032]
图4是表示实施方式1的第一传热管22的侧剖视图的放大图。如图4所示，设置于第一传热管22的内部的槽22a的深度ta相当于从槽22a的底面到槽22a的上端的距离。
[0033]
(第二传热管32)
[0034]
图5是表示实施方式1的第二传热管32的侧剖视图。如图5所示，第二传热管32是将内表面平滑化的平滑管，截面呈圆状。在此，第二传热管32的内径db相当于经过一方的内表面(内壁)、第二传热管32的中心o以及另一方的内表面的直线的长度。另外，第二传热管32的壁厚是tb，第二传热管32的外径是db tb。
[0035]
在此，向热交换器11流动的制冷剂的流路构成为包括：将主热交换部20的第一传热管22与副热交换部30的第二传热管32连接的多个流路、和多个流路合流而形成的流路。
[0036]
图6是表示实施方式1的第一传热管22与第二传热管32的尺寸关系的侧剖视图。如图6所示，第一传热管22与第二传热管32的尺寸关系是da
‑2×
ta≤db。即，从第一传热管22的内径da减去两个槽22a的深度ta所得到的值为第二传热管32的内径db以下。
[0037]
第二传热管32从市场上大量流通的通用性高的传热管中选择。例如，第二传热管32从由从第一传热管22的内径da减去两个槽22a的深度ta所得到的值以上且成为最接近内径db的外径以及壁厚的组合构成的传热管中选择。通过从市场上大量流通的通用性高的传热管中选择第二传热管32，从而与定制采购具有最佳尺寸的传热管相比，能够容易且低成本地进行采购。在第一传热管22的外径为φ7的情况下、和第一传热管22的外径为φ5的情况下，将作为第二传热管32选定的传热管的外径示于表2。
[0038]
[表2]
[0039][0040]
如表2所示，在第一传热管22的外径为φ7的情况下，槽22a的深度ta是0.15mm，第一传热管22的内径da是φ6.54。此时，由于da
‑2×
ta是6.24mm，因此若考虑da
‑2×
ta≤db，则作为第二传热管32选择的传热管的外径是φ6.35。另外，在第一传热管22的外径为φ5的情况下，槽22a的深度ta是0.15mm，第一传热管22的内径da是φ4.58。此时，由于da
‑2×
ta是4.28mm，因此若考虑da
‑2×
ta≤db，则作为第二传热管32选择的传热管的外径是φ4.76。
[0041]
另外，主热交换部20的数量以及副热交换部30的数量根据空调机1的热交换能力以及风速分布等而适当地决定。另外，主热交换部20的第一传热管22的数量和副热交换部30的第二传热管32的数量，根据空调机1的热交换能力及风速分布等而适当地决定。
[0042]
(运转模式、制冷运转)
[0043]
接下来，对空调机1的运转模式进行说明。首先，对制冷运转进行说明。在制冷运转中，吸入到压缩机6的制冷剂被压缩机6压缩而以高温且高压的气体状态排出。从压缩机6排出的高温且高压的气体状态的制冷剂通过流路切换装置7而流入作为冷凝器发挥作用的室外热交换器8，在室外热交换器8中，与由室外送风机9输送的室外空气进行热交换而冷凝、液化。冷凝后的液态的制冷剂流入膨胀部10，在膨胀部10中被膨胀及减压而成为低温且低压的气液二相状态的制冷剂。然后，气液二相状态的制冷剂流入作为蒸发器发挥作用的热交换器11，在热交换器11中，与由室内送风机12输送的室内空气进行热交换而蒸发、气化。此时，室内空气被冷却，在室内实施制冷。蒸发后的低温且低压的气体状态的制冷剂通过流路切换装置7，被吸入到压缩机6。
[0044]
(运转模式、制热运转)
[0045]
接下来，对制热运转进行说明。在制热运转中，被吸入到压缩机6的制冷剂被压缩机6压缩而以高温且高压的气体状态排出。从压缩机6排出的高温且高压的气体状态的制冷剂通过流路切换装置7而流入作为冷凝器发挥作用的热交换器11，在热交换器11中与由室内送风机12输送的室内空气进行热交换而冷凝、液化。此时，室内空气被加热，在室内实施制热。冷凝后的液态的制冷剂流入膨胀部10，在膨胀部10中被膨胀以及减压而成为低温且低压的气液二相状态的制冷剂。然后，气液二相状态的制冷剂流入作为蒸发器发挥作用的室外热交换器8，在室外热交换器8中与由室外送风机9输送的室外空气进行热交换而蒸发、气化。蒸发后的低温且低压的气体状态的制冷剂通过流路切换装置7，被吸入到压缩机6。
[0046]
接下来，对热交换器11中的制冷剂的流动进行说明。首先，对制冷运转进行说明。在制冷运转中，被膨胀部10膨胀而流入热交换器11的制冷剂低温且低压并且干燥度小。含有较多液相的气液二相状态的制冷剂，首先流入热交换器11中的副热交换部30，并且一边与周围的空气进行热交换被加热发生潜热变化、一边向主热交换部20流动。向主热交换部20流动的制冷剂成为干燥度大的气液二相状态，与周围的空气进行热交换被进一步加热而转变为过热蒸气并被吸入压缩机6。
[0047]
接下来，对制热运转进行说明。在制热运转中，从压缩机6排出而流入热交换器11的制冷剂是高温且高压的过热蒸气状态。过热蒸气状态的制冷剂，首先流入热交换器11中
的主热交换部20，与周围的空气进行热交换而被冷却至冷凝温度，一边发生潜热变化、一边向副热交换部30流动。向副热交换部30流动的制冷剂与周围的空气进行热交换被进一步冷却，成为饱和液状态发生显热变化而转变为过冷却状态并流入膨胀部10。
[0048]
根据本实施方式1，由于为da
‑2×
ta≤db，因此尽可能大地设定第二传热管32的内径db。因此能够降低向第二传热管32流动的制冷剂的压力损失的增加。因而热交换器11能够抑制热交换效率的下降。
[0049]
另外，如上述那样，热交换器11具有主热交换部20和副热交换部30，主热交换部20的第一传热管22是带槽管，副热交换部30的第二传热管32是平滑管。而且，作为第二传热管32，从由从第一传热管22的内径da减去两个槽22a的深度ta所得到的值以上且成为最接近db的外径及壁厚的组合构成的传热管中选择。在此，由于主热交换部20的第一传热管22是带槽管，因此管内的传热面积增加。另外，在热交换器11作为冷凝器发挥作用时以及作为蒸发器发挥作用时，在第一传热管22的内部流动的气液二相状态的制冷剂均在管内成为回旋流而被搅拌。因此，能够提高第一传热管22中的传热性能。
[0050]
另外，当在制热运转中热交换器作为冷凝器发挥作用时，向副热交换部流动的制冷剂是过冷却状态，与制冷剂是气液二相状态的主热交换部相比，难以产生热交换。因此考虑仅将第二传热管的管径细径化，使在管内流动的制冷剂的流速增加来提高热交换性能。但是当在制冷运转中热交换器作为蒸发器发挥作用时，流向副热交换部的制冷剂是低温且低压的含有较多液相的气液二相状态。因此伴随管径的细径化，压力损失增加，空调机的热交换效率降低。由此，被压缩机抽吸的制冷剂的压力降低。伴随吸入压力的降低，压缩机的耗电量增加，因此空调机的运转效率降低。
[0051]
与此相对，本实施方式1作为第二传热管32，从由从第一传热管22的内径da减去两个槽22a的深度ta所得到的值以上且成为最接近db的外径及壁厚的组合构成的传热管中选择。因此，能够抑制第二传热管32的管径过大。因此，能够降低伴随管径细径化而产生的压力损失的增加。
[0052]
实施方式2.
[0053]
图7是表示实施方式2的第一传热管22与第二传热管132的尺寸关系的侧剖视图。本实施方式2与实施方式1的不同点在于：第一传热管22与第二传热管132的尺寸关系为da
‑2×
ta＝db。在本实施方式2中，与实施方式1相同的部分标注相同的附图标记并省略说明，以与实施方式1的不同点为中心进行说明。
[0054]
如图7所示，第一传热管22与第二传热管132的尺寸关系为da
‑2×
ta＝db。即，从第一传热管22的内径da减去两个槽22a的深度ta所得到的值与第二传热管132的内径db相等。因此，第二传热管132的内径db小于第一传热管22的内径da。
[0055]
当在制冷运转中热交换器11作为蒸发器发挥作用时，由于向副热交换部30的第二传热管132流动的制冷剂是低温且低压的含有较多液相的气液二相状态，因此与向主热交换部20的第一传热管22流动的制冷剂相比，流速较慢。本实施方式2由于第二传热管132的内径db小于第一传热管22的内径da，因此流到第二传热管132的内部的制冷剂的流速增加。因此，能够提高第二传热管132的传热性能。
[0056]
另外，在制冷剂的干燥度低且传热管的管径小的情况下，即使在传热管的内表面形成有槽22a，传热性能的提高也不能期待过多。本实施方式2的作为平滑管的第二传热管
132的内径db比作为带槽管的第一传热管22的内径da细径。因此即使在第二传热管132不形成槽22a，但由于内表面与中心o的距离较近，因此流过第二传热管132的中心o的制冷剂容易在与内表面之间进行热交换。因此，能够使第二传热管132的传热性能提高。
[0057]
向副热交换部30流动的制冷剂，当在制热运转中热交换器11作为冷凝器发挥作用时是过冷却状态，当在制冷运转中热交换器11作为蒸发器发挥作用时是含有较多液相的气液二相状态。本实施方式2的作为平滑管的第二传热管132的内径db比作为带槽的管的第一传热管22的内径da细径。因此，第二传热管132的内容积变小，能够降低封入到制冷剂回路4的制冷剂的量。
[0058]
通过切换在配管内循环的制冷剂的流动，由此进行制热运转或者制冷运转。近年来在空调机1中，作为在制冷剂回路4循环的制冷剂，广泛使用hfc(hydro fluoro carbon：氢氟烃)制冷剂。但是hfc制冷剂的全球变暖系数是二氧化碳的数百倍到数千倍，极大，因而有可能成为地球温暖化的重要因素。因此，作为空调机1的制冷剂，要求转换为全球变暖系数小的r290制冷剂这样的烃系自然制冷剂，另外，要求削减填充的制冷剂的量。在此，由于r290制冷剂这样的烃系制冷剂具有可燃性，因此要求削减填充的制冷剂的量，来确保制冷剂泄漏到封闭空间时的安全性。本实施方式2如上述那样，能够降低封入到制冷剂回路4的制冷剂的量。因此，本实施方式2在使用r290制冷剂的情况下，发挥更显著的效果。
[0059]
本实施方式2作为第二传热管132，从由成为从第一传热管22的内径da减去两个槽22a的深度ta所得到的值db的外径及壁厚的组合构成的传热管中选择。因此，能够抑制第二传热管132的管径过大。因此，能够降低伴随管径细径化而产生的压力损失的增加。此外，作为平滑管的第二传热管132的内径db比作为带槽的管的第一传热管22的内径da细径。因此，本实施方式2能够降低压力损失的增加，并且实现基于细径化的传热性能的提高及制冷剂量的减少。
[0060]
另外，在本实施方式1及实施方式2中，对热交换器11设置于室内机3的情况进行了例示，但热交换器11也可以为室外热交换器8。当在制冷运转中室外热交换器8作为冷凝器发挥作用的情况下，室外热交换器8被分为冷凝区域和过冷却区域。流向室外热交换器8的制冷剂的流路由多个流路、和多个流路合流而形成的流路构成。在冷凝区域设置第一传热管22，在过冷却区域设置第二传热管32。设置于过冷却区域的第二传热管32，从在市场上大量流通的通用性高的传热管中选择。
[0061]
例如，第二传热管32从由从第一传热管22的内径da减去两个槽22a的深度ta所得到的值以上且成为最接近db的外径及壁厚的组合构成的传热管中选择。第二传热管32从在市场上大量流通的通用性高的传热管中选择，由此与定制采购具有最佳尺寸的传热管相比，能够容易且低成本地进行采购。这样，即使热交换器11为室外热交换器8，也起到与将热交换器11设置于室内机3的情况同样的效果。
[0062]
附图标记说明
[0063]1…
空调机；2
…
室外机；3
…
室内机；4
…
制冷剂回路；5
…
制冷剂配管；6
…
压缩机；7
…
流路切换装置；8
…
室外热交换器；9
…
室外送风机；10
…
膨胀部；11
…
热交换器；11a
…
翅片；11b
…
管；12
…
室内送风机；20
…
主热交换部；21
…
第一翅片；22
…
第一传热管；22a
…
槽；30
…
副热交换部；31
…
第二翅片；32
…
第二传热管；132
…
第二传热管。