JP2015158303A - 熱交換器及び冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

【課題】管内圧力損失を増加させずに、所定の伝熱性能を得ることができる伝熱管を有する熱交換器等を提供する。【解決手段】非共沸混合冷媒が流れる伝熱管を備える熱交換器において、ＨＦＯ１２３４ｙｆ、ＨＦＯ１２３４ｚｅ（Ｅ）又はテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｚｅ（Ｚ）と、ＨＦＣ３２とを非共沸混合冷媒として、非共沸混合冷媒の総重量におけるＨＦＣ３２の重量の比率を５０〜６９％の範囲とし、拡管後の伝熱管２０の相当直径Ｄが１ｍｍ≰Ｄ≰３．９ｍｍの範囲である。【選択図】図２

Description

本発明は伝熱管を有する熱交換器等に関するものである。特に非共沸混合冷媒を通過させるのに適した伝熱管を有するものである。

従来、冷凍装置、空気調和装置、ヒートポンプ等に用いるフィンチューブ式の熱交換器では、一般に、所定の間隔で複数並べたフィンに対して、各フィンに設けた貫通穴を貫通するように、内面に溝を形成した伝熱管を配置する。伝熱管は冷凍サイクル装置における冷媒回路の一部となり、管内部を冷媒（流体）が流れるようにしている。

管内面の溝は、管軸方向と溝が延びる方向とが一定の角度をなすように加工されている。ここで、溝を形成することにより管内面に凹凸ができるが、凹部の空間を溝部とし、隣り合う溝の側壁によってできる凸部分を山部として説明する。

伝熱管を流れる冷媒は、伝熱管外側を通過する空気等との熱交換により相変化（凝縮又は蒸発）する。そして、この相変化を効率よく行うために、管内の表面積増加、溝部による流体攪拌効果、溝部の毛細管作用による溝部間の液膜保持効果等により、伝熱管の伝熱性能の改善をはかっている（例えば、特許文献１参照）。

特開２００５−１９５１９２号公報

例えば、上記のような従来の伝熱管は、相当直径が大きく、ＨＣ単一冷媒、Ｒ３２の純冷媒、Ｒ４１０Ａの共沸混合冷媒に対しては優れた伝熱性能を示す。しかし、ＨＣ単一冷媒、Ｒ３２、Ｒ４１０Ａの代替冷媒として地球温暖化への影響を表す地球温暖化係数（ＧＷＰ）が小さいテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｙｆ（例えば２，３，３，３−テトラフルオロプロペン）、テトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｚｅ（Ｅ）（例えば（１Ｅ）−１，３，３，３−テトラフルオロプロペン）、テトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｚｅ（Ｚ）（例えば（１Ｚ）−１，３，３，３−テトラフルオロプロペン）の冷媒と混合したＨＦＣ３２とテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｙｆの混合冷媒、ＨＦＣ３２とテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｚｅ（Ｅ）の混合冷媒、ＨＦＣ３２とテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｚｅ（Ｚ）の混合冷媒の沸点の異なる冷媒を混合した非共沸混合冷媒に対しては、効果が得られない。

効果が得られない理由は、次のように説明できる。ＨＣ単一冷媒、Ｒ３２の純冷媒、Ｒ４１０Ａの共沸混合冷媒は、凝縮又は蒸発過程における相変化では温度一定、濃度一定である。非共沸混合冷媒では、平衡状態での気相と液相の組成が異なるため、例えばＨＦＣ３２とテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｙｆの混合冷媒、ＨＦＣ３２とテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｚｅ（Ｅ）の混合冷媒、ＨＦＣ３２とテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｚｅ（Ｚ）の混合冷媒が凝縮するときは、高沸点であるＨＦＯ１２３４ｙｆ、ＨＦＯ１２３４ｚｅ（Ｅ）、ＨＦＯ１２３４ｚｅ（Ｚ）がＨＦＣ３２よりも多く凝縮する。したがって、気液界面の気相側には低沸点成分濃度の厚い層ができ、液相側には低沸点成分濃度の薄い層ができる（以下、これらを濃度境界層という）。そして、濃度境界層が伝熱を妨害する抵抗となって、管内熱伝達率が低下することになる。

このとき、従来の伝熱管のように相当直径が大きいと、濃度境界層が厚くなり、濃度境界層の濃度勾配が大きく、管内熱伝達率が低下する。さらに、この傾向は、冷媒が凝縮する場合には、管内溝部に形成される薄い液膜により、伝熱が促進される割合が比較的に大きくなる高乾き度域において顕著に見られるという問題があった。

本発明は上記の課題を解決するためになされたもので、管内圧力損失を増加させずに、所定の伝熱性能を得ることができる伝熱管を有する熱交換器等を提供することを目的とする。

本発明に係る熱交換器は、非共沸混合冷媒が流れる伝熱管を備える熱交換器において、ＨＦＯ１２３４ｙｆ、ＨＦＯ１２３４ｚｅ（Ｅ）又はテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｚｅ（Ｚ）と、ＨＦＣ３２とを非共沸混合冷媒として、非共沸混合冷媒の総重量におけるＨＦＣ３２の重量の比率を５０〜６９％の範囲とし、拡管後の伝熱管の相当直径Ｄが１ｍｍ≦Ｄ≦３．９ｍｍの範囲である。

本発明の伝熱管によれば、混合冷媒におけるＨＦＣ３２の比率は５０〜６９％範囲であるので、冷媒の相変化の温度変化及び圧力変化を小さくすることができ、濃度境界層が薄くなり、管内熱伝達率の低減を改善することができる。このとき、拡管後における伝熱管の相当直径Ｄを１ｍｍ≦Ｄ≦３．９ｍｍとしたので、濃度境界層をさらに薄くすることができ、気液界面の濃度境界層の濃度勾配を小さくし、従来の伝熱管に比べて、圧力損失を増加させずに、管内伝熱性能を高めることができる。

本発明の実施の形態１に係る伝熱管２０を有する熱交換器１を表す図である。 ＨＦＣ３２の混合冷媒比と熱交換率比との関係を示す図である。 非共沸混合冷媒の濃度境界層を示す線図である。 拡管後の相当直径Ｄと熱交換率比との関係を示す図である。 本発明の実施の形態２に係る伝熱管２０の管内面の形状を表す図である。 本発明の実施の形態３に係る伝熱管２０の管内面の形状を表す図である。 機械拡管方式による拡管の状況を表す図である。 本発明の実施の形態４に係る伝熱管２０の管内面の形状を表す図である。 本発明の実施の形態５に係る熱交換器を示す図である。 熱交換器のＤｐと性能と冷媒削減指数との比との関係を示す図である。 本発明の実施の形態６に係る空気調和装置の構成を示す図である。

以下、本発明の実施の形態に係る熱交換器等について図面等を参照しながら説明する。以下の図面において、同一の符号を付したものは、同一又はこれに相当するものであり、以下に記載する実施の形態の全文において共通することとする。そして、明細書全文に表わされている構成要素の形態は、あくまでも例示であって、明細書に記載された形態に限定するものではない。そして、図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。

実施の形態１．
図１は本発明の実施の形態１に係る伝熱管２０を有する熱交換器１を表す図である。図１において、熱交換器１は、冷凍装置、空気調和装置等の蒸発器、凝縮器として広く利用されているフィンチューブ式の熱交換器である。図１（ａ）は熱交換器１を鉛直方向で切断したときの斜視図を表し、図１（ｂ）は断面の一部を表す。拡管後の相当直径（等価直径）Ｄは４×流路断面積／濡れぶち長さで求めることができる。例えば円管の相当直径Ｄは４×π×Ｄ^２／４／（π×Ｄ）で計算することができる。

熱交換器１は、複数の熱交換器用のフィン１０と伝熱管２０とで構成している。あらかじめ定められた間隔で複数並べたフィン１０に対して、各フィン１０に設けた貫通穴を貫通するように、伝熱管２０が設けられている。伝熱管２０は冷凍サイクル装置における冷媒回路の一部となり、管内部を冷媒が流れる。伝熱管２０内部を流れる冷媒と外部を流れる空気との熱をフィン１０を介して伝えることで空気との接触面となる伝熱面積が拡がり、冷媒と空気との間の熱交換を効率よく行える。

図２はＨＦＣ３２の混合冷媒比と熱交換率比との関係を示す図である。本実施の形態では、ＨＦＣ３２を含む非共沸混合冷媒（以下、混合冷媒という）が熱交換器１を通過する。ＨＦＣ３２（Ｒ３２）と混合する冷媒として、テトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｙｆ、テトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｚｅ（Ｅ）又はテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｚｅ（Ｚ）のいずれかを用いる。本実施の形態では、混合冷媒の総重量に対して、ＨＦＣ３２の重量の比率が５０〜６９％（重量パーセント（ｗｔ％））の範囲となるようにする。

図３は非共沸混合冷媒の濃度境界層を示す線図である。前述したように、混合冷媒が熱交換器内を通過すると、濃度境界層ができる。熱交換器１において、混合冷媒におけるＨＦＣ３２の比率を５０〜６９％の範囲に設定したのは、混合冷媒におけるＨＦＣ３２の比率を５０％より小さくすると、冷媒の相変化において温度変化及び圧力変化が大きくなって、濃度境界層が厚くなり、管内伝熱性能が低下するからである。また、混合冷媒におけるＨＦＣ３２の比率を６９％以上にすると、温度変化が小さくて、温度勾配を利用して不可逆損失を減らすことができなくなり、伝熱性能が低下するからである。

図４は拡管後の伝熱管の相当直径Ｄと熱交換率比との関係を示す図である。本実施の形態では、拡管後の伝熱管の相当直径Ｄを１ｍｍ≦Ｄ≦３．９ｍｍの範囲とする。

このように、熱交換器１において、拡管後の伝熱管の相当直径Ｄを１ｍｍ≦Ｄ≦３．９ｍｍの範囲に設定したのは、拡管後の伝熱管の相当直径Ｄを１ｍｍより小さくすると、冷媒の圧力変化が大きく、伝熱性能が低下するからである。また、拡管後の伝熱管の相当直径Ｄを３．９ｍｍより大きくすると、濃度境界層が厚くなり、管内伝熱性能が低下するからである。

以上のように、実施の形態１の熱交換器１によれば、非共沸混合冷媒として、ＨＦＣ３２とテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｙｆの混合冷媒、ＨＦＣ３２とテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｚｅ（Ｅ）の混合冷媒又はＨＦＣ３２とテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｚｅ（Ｚ）の混合冷媒のいずれかを用い、さらに混合冷媒におけるＨＦＣ３２の比率を５０〜６９％の範囲とし、拡管後の伝熱管２０の相当直径Ｄを１ｍｍ〜３．９ｍｍの範囲となるようにしたので、伝熱管２０における濃度境界層を薄くすることができる。このため、物質伝達促進効果と伝熱促進効果とが得られ、伝熱性能を向上させることができる。また、冷媒回路内の冷媒の減量、高効率を維持しつつ、小型化等をはかることもできる。

実施の形態２．
図５は本発明の実施の形態２に係る伝熱管２０の管内面の形状を表す図である。図５は拡管後の状態を表す。本実施の形態の伝熱管２０は、外円管２０Ａと、外円管２０Ａの中心部に中実棒２０Ｂとを有している。また、外円管２０Ａから中実棒２０Ｂに到る間は半径方向（中実棒２０Ｂから外円管２０Ａに向かう方向）に形成した複数の仕切り壁２０Ｃを有している。図５では４つの仕切り壁２０Ｃを形成している。また、外円管２０Ａの内面には溝２０Ｄを有している。外円管２０Ａと中実棒２０Ｂと仕切り壁の空間には、ＨＦＣ３２を含む非共沸混合冷媒が流れるようにする。拡管後の伝熱管の相当直径Ｄは１ｍｍ≦Ｄ≦３．９ｍｍの範囲であることが望ましい。

このように、熱交換器１において、外円管２０Ａと、外円管２０Ａの中心部に中実棒２０Ｂと、外円管２０Ａから中実棒２０Ｂの間に半径方向で多数の仕切り壁２０Ｃを有し、外円管２０Ａと中実棒２０Ｂと仕切り壁２０Ｃの空間にはＨＦＣ３２の混合冷媒が流れるようにすることで、濃度境界層をさらに薄くし、気液界面の濃度境界層の濃度勾配を小さくすることができる。このため、従来の伝熱管に比べて、圧力損失を増加させずに、管内伝熱性能を高めることができる。また、外円管２０Ａの内面に形成した溝２０Ｄにより、濃度境界層の濃度勾配を破壊することで、管内伝熱性能をさらに高めることができる。

実施の形態３．
図６は本発明の実施の形態３に係る伝熱管２０の管内面の形状を表す図である。図６は拡管後の伝熱管２０の状態を表す。外円管２０Ａと、外円管２０Ａの中心部に中実棒２０Ｂと、外円管２０Ａと中実棒２０Ｂとの間に半径方向で多数の仕切り壁２０Ｃとを有している。また、外円管２０Ａの内面、外円管２０Ａの中心部にある中実棒２０Ｂ及び外円管２０Ａと中実棒２０Ｂとの間を仕切る仕切り壁２０Ｃには溝２０Ｄを備える。そして、外円管２０Ａ、中実棒２０Ｂ及び仕切り壁２０Ｃでできる空間にはＨＦＣ３２の混合冷媒が流れるようにする。拡管後の伝熱管の相当直径Ｄは１ｍｍ≦Ｄ≦３．９ｍｍの範囲が望ましい。

このように、熱交換器１において、外円管２０Ａと、外円管２０Ａの中心部に中実棒２０Ｂと、外円管２０Ａから中実棒２０Ｂの間は半径方向で多数の仕切り壁を有し、外円管２０Ａの内面と、外円管２０Ａの中心部に中実棒２０Ｂと、外円管２０Ａから中実棒２０Ｂの間の半径方向で多数の仕切り壁には溝を備えて、外円管２０Ａと中実棒２０Ｂと仕切り壁の空間にはＨＦＣ３２の混合冷媒が流れるようにすることで、濃度境界層をさらに薄くし、気液界面の濃度境界層の濃度勾配を小さくすることができる。このため、従来の伝熱管に比べて、圧力損失を増加させずに、管内伝熱性能を高めることができる。

図７は本発明に係る機械拡管方式による拡管の状況を表す図である。前述した実施の形態１から実施の形態３における熱交換器１は、まず、長手方向の中央部であらかじめ定められた曲げピッチでヘアピン状に曲げ加工し、伝熱管２０となる複数のヘアピン管を製作する。フィン１０の貫通穴に、ヘアピン管を通過させた後、機械拡管方式によりヘアピン管を拡管して、伝熱管２０をフィン１０と密着させ、接合する。機械拡管方式とは、伝熱管２０の外円管２０Ａの中心部に中実棒２０Ｂと、外円管２０Ａから中実棒２０Ｂの間は半径方向で多数の仕切り壁に内径よりやや大きい拡管玉３０を先端に有するロッド３１を、伝熱管２０の管内部に通し、伝熱管２０の外径を拡げることで、フィン１０と密着させる方法である。

機械拡管方式により拡管する際、拡管玉３０が接触することで、管内のすべてに拡管玉３０挿入の圧力が加わるので、伝熱管２０のスプリンバックを抑えることができる。これにより、伝熱管２０とフィン１０との密着性が改善し、熱交換に係る効率を高めることができる。

実施の形態４．
図８は本発明の実施の形態４に係る伝熱管２０の管内面の形状を表す図である。本実施の形態の伝熱管２０は、断面が、長辺側が直線をしており、短辺側が半円状の曲線をしている形状（扁平形状）である扁平管である。伝熱管２０の内部には複数の仕切り壁を有し、複数の流路が形成されている。長辺側を直線と短辺側を半円状の曲線とした形状と仕切り壁（流路となる面）には溝が形成され、空間にはＨＦＣ３２の混合冷媒が流れるようにする。拡管後の伝熱管２０の相当直径Ｄは１ｍｍ≦Ｄ≦３．９ｍｍの範囲が望ましい。

このように、熱交換器１において、扁平管である伝熱管２０において、複数の仕切り壁により伝熱管２０内部に形成された複数の流路において、溝を備え、流路となる空間にＨＦＣ３２の混合冷媒が流れるようにすることで、濃度境界層をさらに薄くし、気液界面の濃度境界層の濃度勾配を小さくすることができる。このため、従来の伝熱管に比べて、圧力損失を増加させずに、管内伝熱性能を高めることができる。

実施の形態５．
図９は本発明の実施の形態５に係る熱交換器を示す図である。図９においては、熱交換器１を側面側からみた断面の一部を示している。熱交換器１は、複数のフィン１０と、複数の伝熱管２０とを備えている。複数のフィン１０は、間隔を空けて配置され、その間を気体（例えば空気）が流れる。複数の伝熱管２０は、内部に媒体（例えば冷媒）が流れる。複数の伝熱管２０は、気体の流れ方向（気流方向）に交差する段方向に複数段配置されている。また、複数の伝熱管２０は、気体の流れ方向（気流方向）に沿う列方向に複数列配置されている。

図１０は熱交換器１における段ピッチＤｐと、性能と冷媒削減指数（ＧＷＰ×冷媒量）との比との関係を示す図である。図１０では、拡管後の伝熱管２０の相当直径Ｄが、０．５ｍｍ、１．０ｍｍ、２．０ｍｍ、３．０ｍｍ、３．９ｍｍ及び５．０ｍｍについて、それぞれ段ピッチＤｐを変化させたときの性能と冷媒削減指数との比を百分率で算出したものである。図１０に示すように、拡管後の伝熱管の相当直径Ｄが１≦Ｄ≦３．９ｍｍの範囲で、伝熱管の段方向の段ピッチＤｐが４．５Ｄ≦Ｄｐ≦５．５Ｄの範囲において、性能と冷媒削減指数との比の値がよい。

このように、熱交換器１において、伝熱管の段方向の段ピッチＤｐを４．５Ｄ≦Ｄｐ≦５．５Ｄの範囲がよいのは、例えば段ピッチＤｐを４．５Ｄより小さくすると、熱交換器１における伝熱管２０の配置密度が上昇し、熱交換器１の内容積が大きくなるため、冷媒使用量が増大し、熱交換器１の段ピッチＤｐと性能と冷媒削減指数（ＧＷＰ＊冷媒量）との比が低下するからである。また、段ピッチＤｐを５．５Ｄより大きくすると、冷媒使用量が削減できるが、フィン効率が低下し、熱伝達率が低下し、伝熱性能が低下するからである。

以上のように、実施の形態５の熱交換器１によれば、拡管後の伝熱管の相当直径Ｄを１≦Ｄ≦３．９ｍｍとし、伝熱管の段方向の段ピッチＤｐを４．５Ｄ≦Ｄｐ≦５．５Ｄ範囲にして構成するようにしたので、伝熱管２０における濃度境界層が薄く、物質伝達促進効果と伝熱促進効果が得られ、伝熱性能を向上させることができる。また、冷媒回路内の冷媒の減量、高効率を維持しつつ、小型化等をはかることもできる。ここで、本実施の形態では、段ピッチについて説明しているが、例えば３以上の伝熱管が列方向に並んでいる場合等においては、列方向のピッチにも適用することができる。

実施の形態６．
図１１は本発明の実施の形態６に係る空気調和装置の構成を示す図である。本実施の形態では、冷凍サイクル装置の例として空気調和装置について説明する。図１１の空気調和装置は、熱源側ユニット（室外機）１００と負荷側ユニット（室内機）２００とを備え、これらが冷媒配管で連結され、冷媒回路を構成して冷媒を循環させている。冷媒配管のうち、気体の冷媒（ガス冷媒）が流れる配管をガス配管３００とし、液体の冷媒（液冷媒。気液二相冷媒の場合もある）が流れる配管を液配管４００とする。ここで、冷媒として、ＨＦＣ３２とテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｙｆ（例えば２，３，３，３−テトラフルオロプロペン）の混合冷媒、ＨＦＣ３２とテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｚｅ（Ｅ）（例えば(１Ｅ)−１，３，３，３−テトラフルオロプロペン）の混合冷媒、ＨＦＣ３２とテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｚｅ（Ｚ）（例えば(１Ｚ)−１，３，３，３−テトラフルオロプロペン）の混合冷媒のいずれかを用いるものとする。

熱源側ユニット１００は、本実施の形態においては、圧縮機１０１、油分離器１０２、四方弁１０３、熱源側熱交換器１０４、熱源側ファン１０５、アキュムレータ１０６、熱源側絞り装置（膨張弁）１０７、冷媒間熱交換器１０８、バイパス絞り装置１０９及び熱源側制御装置１１１の各装置（手段）で構成する。

圧縮機１０１は、冷媒を吸入して、その冷媒を圧縮して高温・高圧のガス状態にして冷媒配管に流す。ここで、圧縮機１０１は、運転周波数を任意に変化させることにより、圧縮機１０１の容量（単位時間あたりの冷媒を送り出す量）を細かく変化させることができるものとする。

また、油分離器１０２は、冷媒に混じって圧縮機１０１から吐出された潤滑油を分離させるものである。分離された潤滑油は圧縮機１０１に戻される。四方弁１０３は、熱源側制御装置１１１からの指示に基づいて冷房運転時と暖房運転時とによって冷媒の流れを切り換える。また、熱源側熱交換器１０４は、実施の形態１〜５において説明した熱交換器１を用いて構成し、冷媒と空気（室外の空気）との熱交換を行う。例えば、暖房運転時においては蒸発器として機能し、熱源側絞り装置１０７を介して流入した低圧の冷媒と空気との熱交換を行い、冷媒を蒸発させ、気化させる。また、冷房運転時においては凝縮器として機能し、四方弁１０３側から流入した圧縮機１０１において圧縮された冷媒と空気との熱交換を行い、冷媒を凝縮して液化させる。熱源側熱交換器１０４には、冷媒と空気との熱交換を効率よく行うため、熱源側ファン１０５が設けられている。熱源側ファン１０５もインバータ回路（図示せず）を有してファンモータの運転周波数を任意に変化させてファンの回転速度を細かく変化させるようにしてもよい。

冷媒間熱交換器１０８は、冷媒回路の主となる流路を流れる冷媒と、その流路から分岐してバイパス絞り装置１０９（膨張弁）により流量調整された冷媒との間で熱交換を行う。特に冷房運転時において冷媒を過冷却する必要がある場合に、冷媒を過冷却して負荷側ユニット２００に供給するものである。冷媒間熱交換器１０８についても、実施の形態１〜５において説明した熱交換器１を用いて構成する。

バイパス絞り装置１０９を介して流れる液体は、バイパス配管を介してアキュムレータ１０６に戻される。アキュムレータ１０６は例えば液体の余剰冷媒を溜めておく手段である。熱源側制御装置１１１は、例えばマイクロコンピュータ等からなる。負荷側制御装置２０４と有線又は無線通信することができ、例えば、空気調和装置内の各種検知手段（センサ）の検知に係るデータに基づいて、インバータ回路制御による圧縮機１０１の運転周波数制御等、空気調和装置に係る各手段を制御して空気調和装置全体の動作制御を行う。

一方、負荷側ユニット２００は、負荷側熱交換器２０１、負荷側絞り装置（膨張弁）２０２、負荷側ファン２０３及び負荷側制御装置２０４で構成される。負荷側熱交換器２０１についても、実施の形態１〜５において説明した熱交換器１を用いて構成し、冷媒と空気調和の対象となる空間の空気との熱交換を行う。例えば、暖房運転時においては凝縮器として機能し、ガス配管３００から流入した冷媒と空気との熱交換を行い、冷媒を凝縮させて液化（又は気液二相化）させ、液配管４００側に流出させる。一方、冷房運転時においては蒸発器として機能し、負荷側絞り装置２０２により低圧状態にされた冷媒と空気との熱交換を行い、冷媒に空気の熱を奪わせて蒸発させて気化させ、ガス配管３００側に流出させる。また、負荷側ユニット２００には、熱交換を行う空気の流れを調整するための負荷側ファン２０３が設けられている。この負荷側ファン２０３の運転速度は、例えば利用者の設定により決定される。負荷側絞り装置２０２は、開度を変化させることで、負荷側熱交換器２０１内における冷媒の圧力を調整するために設ける。

また、負荷側制御装置２０４もマイクロコンピュータ等からなり、例えば熱源側制御装置１１１と有線又は無線通信することができる。熱源側制御装置１１１からの指示、居住者等からの指示に基づいて、例えば室内があらかじめ定められた温度となるように、負荷側ユニット２００の各装置（手段）を制御する。また、負荷側ユニット２００に設けられた検知手段の検知に係るデータを含む信号を送信する。

次に空気調和装置の動作について説明する。まず、冷房運転時の冷媒回路における基本的な冷媒循環について説明する。圧縮機１０１の駆動運転により、圧縮機１０１から吐出した高温、高圧ガス（気体）の冷媒は、四方弁１０３から熱源側熱交換器１０４内を通過することで凝縮し、液冷媒となって熱源側ユニット１００を流出する。液配管４００を通って負荷側ユニット２００に流入した冷媒は、負荷側絞り装置２０２の開度調整により圧力調整された低温低圧の液冷媒が負荷側熱交換器２０１内を通過して蒸発して流出する。そして、ガス配管３００を通って熱源側ユニット１００に流入し、四方弁１０３、アキュムレータ１０６を介して圧縮機１０１に吸入され、再度加圧され吐出することで循環する。

また、暖房運転時の冷媒回路における基本的な冷媒循環について説明する。圧縮機１０１の駆動運転により、圧縮機１０１から吐出した高温、高圧ガス（気体）の冷媒は、四方弁１０３からガス配管３００を通って負荷側ユニット２００に流入する。負荷側ユニット２００においては、負荷側絞り装置２０２の開度調整により圧力調整され、負荷側熱交換器２０１内を通過することにより凝縮し、中間圧力の液体又は気液二相状態の冷媒となって負荷側ユニット２００を流出する。液配管４００を通って熱源側ユニット１００に流入した冷媒は、熱源側絞り装置１０７の開度調整により圧力調整され、熱源側熱交換器１０４内を通過することで蒸発し、ガスの冷媒となって四方弁１０３、アキュムレータ１０６を介して圧縮機１０１に吸入され、前述したように加圧され吐出することで循環する。

以上のように実施の形態６の空気調和装置によれば、熱源側ユニット１００の熱源側熱交換器１０４、冷媒間熱交換器１０８、負荷側ユニット２００の負荷側熱交換器２０１について、熱交換率の高い実施の形態１〜５の熱交換器１を蒸発器、凝縮器として用いるようにしたので、ＣＯＰ（Coefficient of Performance ：エネルギ消費効率、成績係数）等を向上させることができ、省エネルギ等をはかることができる。

上述した実施の形態６では、本発明に係る熱交換器に関し、空気調和装置への適用について説明した。本発明は、これらの装置に限定することなく、例えば、冷凍装置、ヒートポンプ装置等、冷媒回路を構成し、蒸発器、凝縮器となる熱交換器を有する他の冷凍サイクル装置にも適用することができる。

１ 熱交換器、１０ フィン、２０ 伝熱管、２０Ａ 外円管、２０Ｂ 中実棒、２０Ｃ 仕切り壁、２０Ｄ 溝、３０ 拡管玉、３１ ロッド、１００ 熱源側ユニット、１０１ 圧縮機、１０２ 油分離器、１０３ 四方弁、１０４ 熱源側熱交換器、１０５ 熱源側ファン、１０６ アキュムレータ、１０７ 熱源側絞り装置、１０８ 冷媒間熱交換器、１０９ バイパス絞り装置、１１１ 熱源側制御装置、２００ 負荷側ユニット、２０１ 負荷側熱交換器、２０２ 負荷側絞り装置、２０３ 負荷側ファン、２０４ 負荷側制御装置、３００ ガス配管、４００ 液配管。

Claims (7)

1. 非共沸混合冷媒が流れる伝熱管を備える熱交換器において、
   ＨＦＯ１２３４ｙｆ、ＨＦＯ１２３４ｚｅ（Ｅ）又はテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｚｅ（Ｚ）と、ＨＦＣ３２とを非共沸混合冷媒として、該非共沸混合冷媒の総重量におけるＨＦＣ３２の重量の比率を５０〜６９％の範囲とし、
   拡管後の伝熱管の相当直径Ｄが１ｍｍ≦Ｄ≦３．９ｍｍの範囲であることを特徴とする熱交換器。
2. 前記伝熱管は、
   内面側に溝を有する外円管と、
   該外円管の中心部に配置される中実棒と、
   前記外円管と前記中実棒との間に設置される複数の仕切り壁とを有し、前記外円管、前記中実棒及び前記仕切り壁で構成される複数の空間を、前記非共沸混合冷媒が流れる流路とすることを特徴とする請求項１記載の熱交換器。
3. 前記中実棒の表面及び前記仕切り壁の壁面に溝を有することを特徴とする請求項２記載の熱交換器。
4. あらかじめ定められた間隔で伝熱管が挿入され、熱交換の伝熱面積を拡げる複数のフィンをさらに備え、
   前記あらかじめ定められた間隔である伝熱管間のピッチＤｐを、４．５Ｄ≦Ｄｐ≦５．５Ｄとすることを特徴とする請求項１〜３のいずれか一項に記載の熱交換器。
5. 熱交換の伝熱面積を拡げる複数のフィンと、前記伝熱管とを、前記伝熱管の内面側から加圧して拡管し、接合して構成することを特徴とする請求項１〜４のいずれか一項に記載の熱交換器。
6. 長辺側を直線とし、短辺側を半円状の曲線とした形状を断面とする扁平管を前記伝熱管とし、
   前記扁平管内を複数の仕切り壁で仕切って構成される複数の空間を、前記非共沸混合冷媒が流れる流路とし、前記扁平管の内壁面及び前記複数の仕切り壁に溝を備えることを特徴とする請求項１記載の熱交換器。
7. 冷媒を圧縮する圧縮機と、熱交換により前記冷媒を凝縮させる凝縮器と、凝縮された冷媒を減圧させるための膨張手段と、減圧された前記冷媒を熱交換により蒸発させる蒸発器とを配管接続して、請求項１〜６のいずれかに記載の非共沸混合冷媒を前記冷媒として循環させる冷媒回路を構成する冷凍サイクル装置であって、
   請求項１〜６のいずれかに記載の熱交換器を、前記凝縮器及び前記蒸発器の少なくとも一方とすることを特徴とする冷凍サイクル装置。

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