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WO2017168669A1 - 熱交換器及び冷凍サイクル装置 - Google Patents

熱交換器及び冷凍サイクル装置 Download PDF

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Publication number
WO2017168669A1
WO2017168669A1 PCT/JP2016/060624 JP2016060624W WO2017168669A1 WO 2017168669 A1 WO2017168669 A1 WO 2017168669A1 JP 2016060624 W JP2016060624 W JP 2016060624W WO 2017168669 A1 WO2017168669 A1 WO 2017168669A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
pipe
heat exchanger
bent
path
header
Prior art date
Application number
PCT/JP2016/060624
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
アバスタリ
Original Assignee
三菱電機株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 三菱電機株式会社 filed Critical 三菱電機株式会社
Priority to JP2018507969A priority Critical patent/JP6563115B2/ja
Priority to PCT/JP2016/060624 priority patent/WO2017168669A1/ja
Priority to US16/072,215 priority patent/US10578377B2/en
Priority to CN201690001575.8U priority patent/CN209054801U/zh
Publication of WO2017168669A1 publication Critical patent/WO2017168669A1/ja

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    • F28D1/047—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits the conduits being bent, e.g. in a serpentine or zig-zag
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    • F28F2210/02—Heat exchange conduits with particular branching, e.g. fractal conduit arrangements

Definitions

  • the present invention relates to a fin-and-tube heat exchanger and a refrigeration cycle apparatus including the heat exchanger.
  • Patent Document 1 discloses a heat exchange fin, a cylindrical wall body surrounding the heat exchange fin, a heat exchange fin and a cylindrical wall body.
  • a heat exchanger is disclosed that includes a water pipe disposed therethrough.
  • thermal distortion occurs in the water conduit due to a temperature difference between the cylindrical wall body and the water conduit.
  • the groove-shaped buffer part is formed in the cylindrical wall body.
  • some conventional fin-and-tube heat exchangers are configured such that a heat exchange medium is supplied to a plurality of heat transfer tubes through a path pipe extending from the header tube.
  • the path pipe extending from the header pipe is bent at a right angle in the middle of the path pipe, and a part of the path pipe extends in the same direction as the longitudinal direction of the header pipe. There may be.
  • a part of the path pipe extends in the same direction as the longitudinal direction of the header pipe, a large thermal stress due to thermal distortion of the header pipe and the path pipe may occur at the connection portion between the path pipe and the heat transfer pipe. Therefore, the conventional fin-and-tube type heat exchanger has a problem that the heat exchanger reliability against the thermal stress may not be ensured due to the thermal stress generated in the connecting portion of the path pipe and the heat transfer tube. .
  • the present invention has been made to solve the above-described problems, and can reduce thermal stress even when a part of a pipe of a heat exchanger is bent, thereby ensuring reliability against thermal stress. It is an object of the present invention to provide a heat exchanger and a refrigeration cycle apparatus that can perform the above operation.
  • the heat exchanger includes a plurality of plate-like fins arranged in parallel at intervals, a heat exchange unit having a plurality of heat transfer tubes intersecting with the plurality of plate-like fins, and the heat exchange unit And a plurality of path pipes connected between the heat exchange section and the header pipe, and one or more path pipes of the plurality of path pipes include the header A first straight pipe part extending in a direction away from the pipe, a first bent pipe part extending from the first straight pipe part, and a second extending in a direction away from the pipe connection part of the heat exchange part. A straight pipe section; a second bent pipe section extending from the second straight pipe section; and a third straight pipe section extending between the first bent pipe section and the second bent pipe section.
  • the bending angle of the first bent tube portion is less than 90 degrees.
  • the refrigeration cycle apparatus includes the above-described heat exchanger.
  • the heat exchanger and refrigeration cycle apparatus which can ensure the reliability with respect to a thermal stress can be provided.
  • FIG. 1 Schematic showing an example of the structure of the first pass pipe 4 and the second pass pipe 6 on the other end side of the first header pipe 3 and the second header pipe 5 of the heat exchanger 1 according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. Another example of the structure of the 1st path
  • FIG. In the heat exchanger 1 according to Embodiment 1 of the present invention, the first header pipe 3 and the first path pipe 4 when the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first path pipe 4 is 90 degrees.
  • 1 is a refrigerant circuit diagram schematically showing an example of a refrigeration cycle apparatus 100 according to Embodiment 1 of the present invention. It is the schematic which shows the internal structure of the outdoor condensation unit 200a of the indoor type refrigeration apparatus which is an example of the refrigeration apparatus 200 which concerns on Embodiment 1 of this invention. It is the schematic which shows the external appearance structure of the outdoor type freezing apparatus 200b which is an example of the freezing apparatus 200 which concerns on Embodiment 1 of this invention.
  • the first header pipe 3 and the first path pipe 4 when the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first path pipe 4 is 60 degrees. It is a schematic side view which shows an example of a structure. In the heat exchanger 1 according to Embodiment 2 of the present invention, the first header pipe 3 and the first path pipe 4 when the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first path pipe 4 is 100 degrees. It is a schematic side view which shows an example of a structure.
  • 6 is a graph showing the relationship between the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first path pipe 4 and the thermal stress in the first bent pipe portion 40b in the heat exchanger 1 according to Embodiment 2 of the present invention.
  • the first bent pipe portion 40b of the first pass pipe 4 when the bent angle ⁇ of the first bent pipe section 40b of the first pass pipe 4 is an acute angle is an acute angle.
  • the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first pass pipe 4 is the graph which showed the relationship.
  • FIG. 1 is a perspective view schematically showing a part of the structure of the heat exchanger 1 according to the first embodiment.
  • a part of the upper end portion of the heat exchanger 1 is shown as a region A surrounded by a rectangular dotted line.
  • a part of the lower end portion of the heat exchanger 1 is shown as a region B surrounded by a rectangular dotted line.
  • the heat exchanger 1 is configured as a fin-and-tube air-cooled heat exchanger. As shown in FIG. 1, the heat exchanger 1 includes a heat exchange unit 2 that constitutes a region where heat exchange is performed with air passing through the inside. A first header pipe 3 and a second header pipe 5 are arranged on one side of the heat exchange unit 2 as viewed from the air passing direction. In FIG. 1, the first header pipe 3 and the second header pipe 5 are arranged on the left side of the heat exchanger 1. Further, a side plate 7 having a plurality of punch holes 7 a is arranged between the heat exchange unit 2 and the first header pipe 3 and between the heat exchange unit 2 and the second header pipe 5.
  • a plurality of first path pipes 4 are connected between the heat exchanging unit 2 and the first header pipe 3.
  • a plurality of second path pipes 6 are connected between the heat exchanging unit 2 and the second header pipe 5.
  • FIG. 2 is a schematic diagram illustrating an example of pipe connection between the heat exchange unit 2 and the first path pipe 4 in the heat exchanger 1 according to the first embodiment.
  • the heat exchange unit 2 includes a plurality of plate-like fins 20 that are arranged in parallel with the side plate 7 at intervals, and a plurality of heat transfer tubes 25 that intersect the plurality of plate-like fins 20. ing.
  • the plurality of plate-like fins 20 are spaced apart from each other, the air flowing between the adjacent plate-like fins 20, and the heat exchange medium flowing inside the plurality of heat transfer tubes 25, For example, heat exchange is performed with the refrigerant.
  • the heat exchanger tube 25 can be comprised as a U-shaped vent pipe bent, for example in the hairpin shape.
  • the end portion 4a of the first path pipe 4 is connected to one end portion 25a of the heat transfer tube 25 arranged so as to protrude from the punch hole 7a of the side plate 7.
  • a pipe connection portion between the end portion 25 a of the heat transfer tube 25 and the punch hole 7 a of the side plate 7 is referred to as a pipe connection portion 10.
  • the end portion of the second pass pipe 6 is connected to the other end portion of the heat transfer tube 25 that protrudes from the punch hole 7a of the side plate 7 in the same manner as the end portion 4a of the first pass pipe 4. Piping is connected.
  • FIG. 3 shows an example of the structure of the first pass pipe 4 and the second pass pipe 6 on one end side of the first header pipe 3 and the second header pipe 5 of the heat exchanger 1 according to the first embodiment.
  • FIG. FIG. 4 shows an example of the structure of the first pass pipe 4 and the second pass pipe 6 on the other end side of the first header pipe 3 and the second header pipe 5 of the heat exchanger 1 according to the first embodiment.
  • FIG. FIG. 5 shows another structure of the first pass pipe 4 and the second pass pipe 6 on the other end side of the first header pipe 3 and the second header pipe 5 of the heat exchanger 1 according to the first embodiment. It is the schematic which shows an example.
  • FIG. 3 shows an example of the structure of the first pass pipe 4 and the second pass pipe 6 in the area A of FIG. 1, that is, the upper end side of the first header pipe 3 and the second header pipe 5.
  • FIG. 4 shows an example of the structure of the first path pipe 4 and the second path pipe 6 in the region B of FIG. 1, that is, the lower end side of the first header pipe 3 and the second header pipe 5.
  • FIG. 5 shows a modification of the first path pipe 4 in the region B of FIG. 1, that is, a modification of FIG.
  • the plurality of first path pipes 4 connected to both ends of the first header pipe 3 include a first straight pipe portion 40a, a first bent pipe portion 40b, Some have two straight pipe portions 40c, a second bent pipe portion 40d, and a third straight pipe portion 40e. That is, the heat exchanger 1 of FIGS. 3 to 5 includes one or more first path pipes 4 having a curved pipe structure.
  • the first straight pipe portion 40 a extends in a direction away from the first header pipe 3.
  • the 1st bending pipe part 40b is extended from the 1st straight pipe part 40a.
  • the second straight pipe part 40 c is connected by the pipe connection part 10 and extends in a direction away from the heat exchange part 2.
  • the second bent pipe portion 40d extends from the second straight pipe portion 40c.
  • the third straight pipe portion 40e extends between the first bent pipe portion 40b and the second bent pipe portion 40d.
  • the first straight pipe part 40a, the first bent pipe part 40b, the second straight pipe part 40c, the second bent pipe part 40d, and the third straight pipe part 40e may be configured integrally or separately.
  • the refrigerant piping may be connected by piping.
  • the first path pipe 4 is configured such that the first straight pipe portion 40 a and the second straight pipe portion 40 c are in a twisted positional relationship with each other. .
  • the first path pipe 4 is configured such that the first straight pipe portion 40a and the second straight pipe portion 40c are in a twisted positional relationship.
  • the first path pipe 4 is configured such that the first straight pipe portion 40 a and the second straight pipe portion 40 c are parallel to each other.
  • the pipe temperature of the first header pipe 3 is, for example, about 100 ° C., for example, high temperature of 98 ° C. to 102 ° C.
  • the first header pipe 3 and the first path are caused by the temperature difference between the pipe temperature and the outside air temperature.
  • the pipe 4 is subjected to thermal distortion due to thermal expansion.
  • thermal distortion generated in the first header pipe 3 and the first pass pipe 4 when a gas refrigerant having a refrigerant temperature of 98 ° C. flows into the first header pipe 3 and the outside air temperature is ⁇ 15 ° C. will be described.
  • FIG. 6 shows the first header pipe 3 and the first path pipe when the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first path pipe 4 is 90 degrees in the heat exchanger 1 according to the first embodiment. It is a schematic side view which shows an example of the structure of 4.
  • FIG. FIG. 7 is a schematic view of the heat exchanger 1 of FIG. 6 as viewed from below. 6 and 7 correspond to the structures of the first header pipe 3 and the first path pipe 4 shown in FIG.
  • FIG. 8 schematically shows thermal distortion of the first header pipe 3 and the first pass pipe 4 when a high-temperature and high-pressure gas refrigerant flows into the first header pipe 3 in the heat exchanger 1 of FIG. It is a side view.
  • FIG. 9 is a schematic view of the heat exchanger 1 of FIG. 8 as viewed from below.
  • FIGS. 8 and 9 the shapes of the first header pipe 3 and the first path pipe 4 before thermal distortion are shown by broken lines.
  • the shapes of the first header pipe 3 and the first pass pipe 4 shown by broken lines in FIG. 8 are the same as the shapes of the first header pipe 3 and the first pass pipe 4 shown in FIG.
  • the shape of the 1st header piping 3 and the 1st path piping 4 illustrated with the broken line in FIG. 9 is the same as the shape of the 1st header piping 3 and the 1st path piping 4 of FIG.
  • thermal distortion occurs due to thermal expansion, and thermal stress occurs in the direction of the central axis of the first header pipe 3 due to thermal distortion.
  • thermal strain is generated due to the thermal expansion of the first pass piping 4, and thermal stress is generated due to the thermal strain.
  • thermal distortion occurs due to the thermal expansion of the third straight pipe portion 40 e, and the thermal stress direction of the first header pipe 3 is caused by the thermal distortion.
  • Thermal stress is generated in the same direction. Therefore, in the pipe connection part 10, a resultant force of the thermal stress generated in the first header pipe 3 and the thermal stress generated in the first path pipe 4 is generated, so that the thermal stress in the pipe connection part 10 increases. If the thermal stress in the pipe connection part 10 becomes large, cracks or breakage due to thermal fatigue may occur in the pipe connection part 10, and thus the reliability of the heat exchanger 1 may not be maintained.
  • thermal distortion occurs due to thermal expansion of the first straight pipe part 40 a and the second straight pipe part 40 c, and thermal stress is applied to the pipe connection part 10 due to the thermal distortion.
  • the pipe connection portion 10 is heated in the direction of the central axis of the first straight pipe portion 40a, that is, in the direction parallel to the surface of the side plate 7 and away from the first path pipe 4. Stress is generated.
  • the pipe connection portion 10 causes thermal stress in the direction of the central axis of the second straight pipe portion 40c, that is, in the direction perpendicular to the surface of the side plate 7 and toward the surface of the side plate 7. appear.
  • the thermal stress generated in the pipe connection portion 10 due to the thermal strain of the first straight pipe portion 40a and the second straight pipe portion 40c is not in the same direction as the thermal stress generated in the first header pipe 3. Therefore, in the pipe connection part 10, the thermal stress generated by the thermal distortion of the first straight pipe part 40 a and the second straight pipe part 40 c is generated in the first header pipe 3 and the first path pipe 4. It becomes smaller than the resultant force with thermal stress.
  • produces in the 1st straight pipe part 40a and the 2nd straight pipe part 40c is made small by reducing the length of the center axis direction of the 1st straight pipe part 40a and the 2nd straight pipe part 40c. Can do.
  • FIG. 10 shows the first header pipe 3 and the first path when the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first path pipe 4 is less than 90 degrees in the heat exchanger 1 according to the first embodiment.
  • 3 is a schematic side view showing an example of the structure of a pipe 4.
  • FIG. The first path pipe 4 in FIG. 10 is configured such that the first straight pipe portion 40a and the second straight pipe portion 40c are in a twisted positional relationship with each other, and corresponds to the structure in FIG. Further, in FIG. 10, the direction of the thermal stress generated in the first header pipe 3 and the first path pipe 4 due to thermal strain is indicated by a black block arrow. In FIG. 10, since the configuration corresponding to the second straight pipe portion 40c is not shown, the position where the second straight pipe portion 40c is arranged is indicated by an arrow.
  • FIG. 11 shows the first header pipe 3 and the first path when the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first path pipe 4 is less than 90 degrees in the heat exchanger 1 according to the first embodiment.
  • FIG. 11 shows another example of the structure of the piping 4.
  • the first path pipe 4 in FIG. 11 is configured such that the first straight pipe portion 40a and the second straight pipe portion 40c are parallel to each other, and corresponds to the structure of FIG.
  • pass piping 4 by the thermal strain is shown by the black block arrow.
  • thermal strain is generated due to thermal expansion, and thermal stress is generated in the direction of the central axis of the first header pipe 3 due to thermal strain.
  • thermal distortion occurs due to thermal expansion of the third straight pipe portion 40e, and the third straight pipe portion 40e is caused by thermal distortion. Thermal stress is generated in the direction of the central axis.
  • the direction of the central axis of the third straight pipe part 40e is the first header pipe.
  • the direction is different from the direction of the central axis 3. 10 and 11, the thermal stress in the direction of the central axis of the first header pipe 3 in the pipe connection portion 10 is smaller than that when the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b is 90 degrees. Therefore, by setting the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b to less than 90 degrees, the thermal stress in the pipe connection portion 10 is reduced, and the possibility of occurrence of cracks or breakage due to thermal fatigue in the pipe connection portion 10 is reduced. Therefore, the reliability of the heat exchanger 1 can be maintained.
  • FIG. 12 is a refrigerant circuit diagram schematically showing an example of the refrigeration cycle apparatus 100 according to the first embodiment.
  • the refrigeration cycle apparatus 100 includes a refrigeration cycle circuit 160 in which a compressor 110, a condenser 120, a decompression device 130, and an evaporator 140 are connected by a refrigerant pipe 150, and the refrigerant circulates in the refrigerant pipe 150.
  • Compressor 110 is a fluid machine that compresses sucked low-pressure refrigerant and discharges it as high-pressure refrigerant.
  • the compressor 110 is configured as, for example, a reciprocating compressor, a rotary compressor, a scroll compressor, or the like.
  • the compressor 110 may be configured as a vertical compressor or a horizontal compressor.
  • the condenser 120 is configured as the heat exchanger 1 that is an air-cooled heat exchanger that performs heat exchange between the high-temperature and high-pressure gas refrigerant flowing inside the condenser 120 and the low-temperature air passing through the condenser 120.
  • the In the refrigeration cycle apparatus 100, the condenser 120 may be referred to as a “heat radiator”.
  • the decompression device 130 is an actuator that expands and decompresses the high-pressure liquid refrigerant.
  • the decompression device 130 can be configured, for example, as an expansion valve such as an expansion valve such as a linear electronic expansion valve whose opening degree can be adjusted in multiple stages or continuously, or a mechanical expansion valve.
  • the linear electronic expansion valve may be abbreviated as “LEV”.
  • the evaporator 140 is configured to exchange heat between a low-temperature and low-pressure two-phase refrigerant that flows inside the evaporator 140 and a high-temperature medium that passes through the evaporator 140.
  • the evaporator 140 can be configured as an air-cooled heat exchanger that performs heat exchange between a low-temperature and low-pressure two-phase refrigerant that flows inside the evaporator 140 and high-temperature air that passes through the evaporator 140.
  • the evaporator 140 can also be configured as a water-cooled heat exchanger that exchanges heat between the low-temperature and low-pressure two-phase refrigerant that flows through the evaporator 140 and the water or brine that flows through the evaporator 140.
  • the evaporator 140 can be configured as a cross-fin type fin-and-tube heat exchanger such as the heat exchanger 1 and is configured as a water-cooled heat exchanger. In this case, for example, it can be configured as a plate heat exchanger or a double tube heat exchanger. In the refrigeration cycle apparatus 100, the evaporator 140 may be referred to as a “cooler”.
  • FIG. 12 the flow direction of the refrigerant is indicated by arrows.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 110 flows into the condenser 120.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant that has flowed into the condenser 120 is heat-exchanged by releasing heat to the low-temperature medium in the condenser 120 to become a high-pressure liquid refrigerant.
  • the high-pressure liquid refrigerant flows into the decompression device 130.
  • the high-pressure liquid refrigerant flowing into the decompression device 130 is expanded and decompressed to become a low-temperature and low-pressure two-phase refrigerant.
  • the low-temperature and low-pressure two-phase refrigerant flows into the evaporator 140, absorbs heat from the high-temperature medium in the evaporator 140, and evaporates to become a two-phase refrigerant having a high dryness or a low-temperature and low-pressure gas refrigerant.
  • the two-phase refrigerant having a high degree of dryness or the low-temperature and low-pressure gas refrigerant that has flowed out of the evaporator 140 is sucked into the compressor 110.
  • the refrigerant sucked into the compressor 110 is compressed to become a high-temperature and high-pressure gas refrigerant and discharged from the compressor 110. In the refrigeration cycle apparatus 100, the above cycle is repeated.
  • the condenser 120 when the cooling operation for supplying cold heat to the user is performed, the condenser 120 is configured as a heat source side heat exchanger, and the evaporator 140 is configured as a load side heat exchanger.
  • the condenser 120 when a heating operation for supplying warm heat to the user is performed, the condenser 120 is configured as a load side heat exchanger, and the evaporator 140 is configured as a heat source side heat exchanger.
  • the load side heat exchanger may be referred to as a “use side heat exchanger”.
  • the refrigeration cycle apparatus 100 when configured as an air conditioner, for example, a refrigerant flow switching device such as a four-way valve is disposed in the refrigeration cycle circuit 160, and the cooling operation and the heating operation are performed. It can be configured as a switchable air conditioner. Further, the refrigeration cycle apparatus 100 can be configured such that an accumulator is disposed in the refrigerant pipe 150 that connects the evaporator 140 and the compressor 110 to separate the liquid phase component from the refrigerant that has flowed out of the evaporator 140.
  • a refrigerant flow switching device such as a four-way valve
  • the refrigeration cycle apparatus 100 can be configured such that an accumulator is disposed in the refrigerant pipe 150 that connects the evaporator 140 and the compressor 110 to separate the liquid phase component from the refrigerant that has flowed out of the evaporator 140.
  • a fan such as a propeller fan can be disposed in the refrigeration cycle apparatus 100, and air can be configured to be supplied to the evaporator 140 by rotational driving of the fan.
  • the refrigeration cycle apparatus 100 may include a liquid receiver, an oil separator, a supercooling heat exchanger, and the like in addition to the above-described components.
  • the refrigeration cycle apparatus 100 may have a configuration in which a plurality of condensers 120 or evaporators 140 are arranged in parallel with the refrigeration cycle circuit 160, or a configuration in which a plurality of decompression devices 130 are arranged in the refrigeration cycle circuit 160. Good.
  • the refrigeration cycle apparatus 100 can be configured to include a plurality of refrigeration cycle circuits 160.
  • FIG. 13 is a schematic diagram showing an internal structure of an outdoor condensing unit 200a of an indoor refrigeration apparatus which is an example of the refrigeration apparatus 200 according to Embodiment 1.
  • a white block arrow indicates the direction of air flow when the outdoor condensing unit 200a of the indoor refrigeration apparatus is driven.
  • an outdoor condensing unit 200 a of an indoor refrigeration apparatus has, for example, a V shape with two heat exchangers 1 configured as a condenser 120 inside a cubic housing 210 a with a gap therebetween. It can be made the structure arrange
  • one or more blower fans 220a such as a propeller fan are provided above the housing 210a can be employed.
  • the indoor air is attracted from the side surface of the casing 210a to the internal space of the casing 210a by the rotational drive of the blower fan 220a.
  • the air attracted to the internal space of the housing 210 a passes through the heat exchanger 1, and heat exchange is performed with the high-temperature and high-pressure gas refrigerant flowing inside the heat exchanger 1.
  • the air that has undergone heat exchange joins in the space between the two heat exchangers 1 and is exhausted from the top surface of the casing 210a to the outside air by the rotational drive of the blower fan 220a.
  • FIG. 14 is a schematic diagram showing an external structure of an outdoor refrigeration apparatus 200b which is an example of the refrigeration apparatus 200 according to the first embodiment.
  • the direction in which air flows when the outdoor refrigeration apparatus 200 b is driven is indicated by white block arrows.
  • the outdoor refrigeration apparatus 200 b can have a structure in which, for example, a heat exchanger 1 configured as a condenser 120 is disposed inside a cubic housing 210 b.
  • the heat exchanger 1 can be arranged on the inner surface side of the side surface portion of the housing 210 b provided with a plurality of rectangular openings 215.
  • a structure in which one or more blower fans 220b such as a propeller fan are provided above the housing 210b can be employed.
  • the heat exchanger 1 may be configured to be disposed on one side surface portion of the housing 210b or may be configured to be disposed on a plurality of side surface portions.
  • outdoor air is attracted from the side surface of the housing 210b to the internal space of the housing 210b through the opening 215 of the housing 210b by the rotational drive of the blower fan 220b.
  • the air attracted to the internal space of the casing 210 b passes through the heat exchanger 1, and heat exchange is performed with the high-temperature and high-pressure gas refrigerant flowing inside the heat exchanger 1.
  • the air subjected to the heat exchange is exhausted from the upper part of the casing 210b to the outside air by the rotational drive of the blower fan 220b.
  • the heat exchanger 1 includes the plurality of plate-like fins 20 arranged in parallel at intervals and the plurality of heat transfer tubes 25 intersecting with the plurality of plate-like fins 20.
  • a heat exchange part 2 having a first header pipe 3 that is a header pipe that supplies a refrigerant to the heat exchange part 2, and a path pipe connected between the heat exchange part 2 and the first header pipe 3.
  • a plurality of first path pipes 4, and one or more first path pipes 4 out of the plurality of first path pipes 4 extend in a direction away from the first header pipe 3.
  • a first bent pipe part 40b extending from the first straight pipe part 40a, a second straight pipe part 40c extending in a direction away from the pipe connection part 10 with the heat exchange part 2, and a second straight pipe part 40d extending from the second bent tube portion 40d and the first bent tube portion 40b and the second bent tube portion 40d. That third has a straight pipe portion 40e, the bending angle ⁇ of the first bent tube portion 40b is less than 90 degrees.
  • the refrigeration cycle apparatus 100 includes the heat exchanger 1 described above.
  • the direction of the central axis of the third straight pipe portion 40e is The direction can be different from the direction of the central axis of the one header pipe 3. Therefore, the thermal stress in the direction of the central axis of the first header pipe 3 in the pipe connection part 10 is smaller than when the bending angle ⁇ of the first bent pipe part 40b is 90 degrees. From the above, by making the bending angle ⁇ of the first bent pipe part 40b less than 90 degrees, the thermal stress in the pipe connection part 10 can be reduced, and cracks or breakage due to thermal fatigue can occur in the pipe connection part 10. Therefore, the reliability of the heat exchanger 1 with respect to thermal stress can be maintained.
  • FIG. A heat exchanger 1 according to Embodiment 2 of the present invention will be described.
  • the heat exchanger 1 according to the second embodiment is a modification in which the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b is optimized in the heat exchanger 1 according to the first embodiment.
  • the structure of the heat exchanger 1 excluding the bending angle ⁇ of the first bent tube portion 40b is the same as that of the heat exchanger 1 according to the above-described first embodiment, and thus the description thereof is omitted. To do.
  • the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first path pipe 4 in order to optimize the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first path pipe 4, the bending angle ⁇ of the first bent pipe section 40b of the first path pipe 4 and the pipe connection.
  • the relationship with the thermal stress in the part 10 was measured by thermal stress analysis.
  • the thermal stress analysis of the heat exchanger 1 was performed under natural convection conditions.
  • the temperature of the gas refrigerant was 98 ° C.
  • the temperature of the liquid refrigerant was 57 ° C.
  • the outside air temperature was set to ⁇ 15 ° C.
  • the heat transfer tube 25 was configured as a copper tube, the tube diameter was 19.05 mm, and the thickness was 1.0 mm.
  • pass piping 4 was comprised as a copper pipe, the pipe diameter was 7.94 mm, and thickness was 0.7 mm.
  • the heat transfer coefficient of the heat exchanger 1 was set to 5 W / m 2 ⁇ K.
  • FIG. 15 shows the first header pipe 3 and the first path pipe when the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first path pipe 4 is 60 degrees in the heat exchanger 1 according to the second embodiment. It is a schematic side view which shows an example of the structure of 4.
  • FIG. FIG. 16 shows the first header pipe 3 and the first path pipe when the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first path pipe 4 is 100 degrees in the heat exchanger 1 according to the second embodiment.
  • FIG. 15 shows the first header pipe 3 and the first path pipe when the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first path pipe 4 is 60 degrees in the heat exchanger 1 according to the second embodiment.
  • FIG. 16 shows the first header pipe 3 and the first path pipe when the
  • FIGS. 15 and 16 show an example of the structure of the first path pipe 4 when the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first path pipe 4 is an obtuse angle.
  • the heat exchanger 1 in the pipe connection part 10 is changed by changing the parameter of the bending angle ⁇ of the first bent pipe part 40 b of the first path pipe 4. Thermal stress analysis was performed.
  • FIG. 17 is a graph showing the relationship between the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first path pipe 4 and the thermal stress in the pipe connecting section 10 in the heat exchanger 1 according to the second embodiment. .
  • the horizontal axis of the graph of FIG. 17 is the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first path pipe 4.
  • the vertical axis of the graph of FIG. 17 is a standard value of thermal stress normalized by setting the allowable limit value of thermal stress in the pipe connection part 10 as 100%.
  • a horizontal line indicating that the standard value of thermal stress is 100% is indicated by a dotted line.
  • FIG. 18 shows the first bent pipe part of the first path pipe 4 when the bent angle ⁇ of the first bent pipe part 40b of the first path pipe 4 is an acute angle in the heat exchanger 1 according to the second embodiment. It is a schematic side view which shows an example of the structure of 40b. As shown in FIG. 18, the thermal stress in the first bent tube portion 40b was measured at the tip C of the first bent tube portion 40b. The conditions for the thermal stress analysis of the heat exchanger 1 were the same as those for the thermal stress analysis for the thermal stress in the pipe connection part 10 described above.
  • FIG. 19 is a graph showing the relationship between the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first path pipe 4 and the thermal stress in the first bent pipe portion 40b in the heat exchanger 1 according to the second embodiment. It is.
  • the horizontal axis of the graph of FIG. 17 is the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first path pipe 4.
  • the vertical axis of the graph of FIG. 19 is a standard value of thermal stress normalized by setting the allowable limit value of thermal stress in the first bent pipe portion 40b as 100%.
  • the standard value of the thermal stress in the first bent pipe portion 40b is less than 50%. Therefore, there is little possibility that a crack or breakage due to thermal fatigue occurs in the first bent pipe portion 40b.
  • the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first path pipe 4 is smaller than 85 degrees, cracks or breakage due to thermal fatigue can occur in both the pipe connecting portion 10 and the first bent pipe portion 40b. Is reduced.
  • FIG. 20 shows the first bent pipe part of the first path pipe 4 when the bent angle ⁇ of the first bent pipe part 40b of the first path pipe 4 is an acute angle in the heat exchanger 1 according to the second embodiment. It is a schematic side view which shows another example of the structure of 40b.
  • the structure of the first path pipe 4 in FIG. 20 is the same as that in FIG. 18 except that the tip portion C of the first bent pipe portion 40b is not shown.
  • the heat transfer tube 25 is configured as a copper tube, the tube diameter is 19.05 mm, and the thickness is 1.0 mm.
  • pass piping 4 was comprised as a copper pipe, the pipe diameter was 7.94 mm, and thickness was 0.7 mm.
  • FIG. 21 is a graph showing the relationship between the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first path pipe 4 and the resonance frequency of the first path pipe 4 in the heat exchanger 1 according to the second embodiment. is there.
  • the horizontal axis of the graph of FIG. 21 is the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first path pipe 4.
  • the vertical axis of the graph of FIG. 21 is the resonance frequency of the first path pipe 4 and its unit is Hertz.
  • the region of the bending angle ⁇ of the first bent tube portion 40b where the resonance frequency is 100 Hz or less is indicated by hatching.
  • the resonance frequency of the first path pipe 4 is 100 Hz or less.
  • the first path pipe 4 resonates when the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b is 25 degrees or less. Cracking or breakage may occur.
  • the first pass pipe 4 4 is made by making the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first pass pipe 4 larger than 25 degrees and smaller than 85 degrees. The possibility of occurrence of cracks or breakage due to thermal fatigue or resonance and thermal stress is reduced.
  • FIG. A heat exchanger 1 according to Embodiment 3 of the present invention will be described.
  • the heat exchanger 1 according to the third embodiment is a modification in which the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b is further optimized in the heat exchanger 1 according to the first and second embodiments. is there.
  • the structure of the heat exchanger 1 excluding the bending angle ⁇ of the first bent tube portion 40b is the same as that of the heat exchanger 1 according to the first and second embodiments described above. Therefore, the description is omitted.
  • the horizontal axis of the graph of FIG. 22 is the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first path pipe 4.
  • the left vertical axis of the graph of FIG. 22 is a standard value of thermal stress normalized by setting the allowable limit value of thermal stress in the pipe connection portion 10 as 100%.
  • the vertical axis on the right side of the graph of FIG. 22 shows the material cost of the first path pipe 4 normalized by setting the material cost of the first path pipe 4 to 100% when the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b is 90 degrees. The standard value.
  • a curve indicating the relationship between the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first path pipe 4 and the thermal stress in the pipe connecting portion 10 is indicated by a solid line.
  • the curve which shows the relationship between bending angle (theta) of the 1st bending pipe part 40b of the 1st path piping 4, and material cost is shown with the broken line.
  • the optimum range of the bending angle ⁇ , the standard value of thermal stress, and the standard value of material cost is indicated by hatching.
  • a horizontal line indicating that the standard value of thermal stress is 100% is indicated by a dotted line.
  • the thermal stress generated in the pipe connecting portion 10 is reduced, but the first path pipe 4 becomes longer.
  • the increase in material cost of the 1-pass piping 4 is 50% or more.
  • the first bent pipe part 40b is bent.
  • the optimum value of the angle ⁇ is in a range larger than 28 degrees and smaller than 80 degrees.
  • the first pass pipe 4 4 is made by making the bending angle ⁇ of the first bent pipe portion 40b of the first pass pipe 4 larger than 60 degrees and smaller than 80 degrees.
  • the possibility of occurrence of cracks or breakage due to thermal fatigue or resonance in the case can be reduced.
  • pass piping 4 can be suppressed to less than 50%. Therefore, in the heat exchanger 1 which concerns on this Embodiment 3, while suppressing the material cost increase of the 1st path piping 4, further suppressing the generation
  • the present invention is not limited to the above-described embodiment, and various modifications can be made without departing from the gist of the present invention.
  • the refrigeration apparatus 200 is taken as an example of the refrigeration cycle apparatus 100.
  • the present invention is also applicable to refrigeration cycle apparatuses 100 other than the refrigeration apparatus 200, such as an air conditioner.
  • the plate-like fin 20 may be provided with a heat transfer promoting portion in which peaks and valleys are alternately arranged, and is configured to promote heat transfer in the plate-like fin 20. May be. Moreover, you may comprise the heat exchanger tube 25 as a flat tube.

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Abstract

　熱交換器は、間隔を置いて並列に配置された複数の板状フィンと、複数の板状フィンと交差する複数の伝熱管とを有する熱交換部と、熱交換部に冷媒を供給するヘッダ配管と、熱交換部とヘッダ配管との間に接続された複数のパス配管とを備え、複数のパス配管のうち、１つ以上のパス配管は、ヘッダ配管から離れる方向に延在する第１直管部と、第１直管部から延在する第１屈曲管部と、熱交換部との配管接続部から離れる方向に延在する第２直管部と、第２直管部から延在する第２屈曲管部と、第１屈曲管部と第２屈曲管部との間を延在する第３直管部とを有しており、第１屈曲管部の屈曲角は９０度未満である。また、冷凍サイクル装置は、上述の熱交換器を備える。

Description

熱交換器及び冷凍サイクル装置
　本発明は、フィンアンドチューブ型の熱交換器、及び当該熱交換器を備える冷凍サイクル装置に関する。
　従来のフィンアンドチューブ型の熱交換器としては、例えば特許文献１には、熱交換フィンと、熱交換フィンの周囲を囲む筒状の壁体と、熱交換フィンと筒状の壁体とを貫通して配置される通水管とを備える熱交換器が開示されている。特許文献１の熱交換器は、筒状の壁体と導水管との温度差により導水管に熱歪みが発生する。特許文献１の熱交換器では、通水管の熱歪みによる熱応力を低減するために、溝状の緩衝部が筒状の壁体に形成されている。
特開平７－２１８１７７号公報
　しかしながら、特許文献１のフィンアンドチューブ型の熱交換器では、例えば、導水管の一部が屈曲し、導水管の一部が溝状の緩衝部と同一方向に延在している場合には、緩衝部によって熱応力が低減できない。したがって、特許文献１のフィンアンドチューブ型の熱交換器では、導水管の形状によっては熱応力が低減できない場合があるという課題が存在する。
　また、従来のフィンアンドチューブ型の熱交換器には、ヘッダ管から延在するパス配管を通じて複数の伝熱管に熱交換媒体が供給されるように構成されたものがある。このようなフィンアンドチューブ型の熱交換器では、ヘッダ管から延在するパス配管は、パス配管の途中部分が直角に屈曲され、パス配管の一部がヘッダ管の長手方向と同一方向に延在している場合がある。パス配管の一部がヘッダ管の長手方向と同一方向に延在している場合、パス配管と伝熱管の連結部分にヘッダ管及びパス配管の熱歪みによる大きな熱応力が生じる場合がある。したがって、従来のフィンアンドチューブ型の熱交換器では、パス配管と伝熱管の連結部分に生じる熱応力のために、熱応力に対する熱交換器の信頼性を確保できない場合があるという課題があった。
　本発明は、上述の課題を解決するためになされたものであり、熱交換器の配管の一部が屈曲している場合であっても熱応力を低減でき、熱応力に対する信頼性を確保することが可能な熱交換器及び冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。
　本発明に係る熱交換器は、間隔を置いて並列に配置された複数の板状フィンと、前記複数の板状フィンと交差する複数の伝熱管とを有する熱交換部と、前記熱交換部に冷媒を供給するヘッダ配管と、前記熱交換部と前記ヘッダ配管との間に接続された複数のパス配管とを備え、前記複数のパス配管のうち、１つ以上のパス配管は、前記ヘッダ配管から離れる方向に延在する第１直管部と、前記第１直管部から延在する第１屈曲管部と、前記熱交換部との配管接続部から離れる方向に延在する第２直管部と、前記第２直管部から延在する第２屈曲管部と、前記第１屈曲管部と前記第２屈曲管部との間を延在する第３直管部とを有しており、前記第１屈曲管部の屈曲角は９０度未満である。
　また、本発明に係る冷凍サイクル装置は、上述の熱交換器を備える。
　本発明によれば、第１屈曲管部の屈曲角を９０度未満とすることにより、配管接続部における熱応力を小さくし、配管接続部で熱疲労による亀裂又は折損が発生する可能性を低減できる。したがって、本発明によれば、熱応力に対する信頼性を確保することが可能な熱交換器及び冷凍サイクル装置を提供することができる。
本発明の実施の形態１に係る熱交換器１の構造の一部を概略的に示した斜面図である。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器１における熱交換部２と第１パス配管４との配管接続の一例を示す概略図である。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器１の第１ヘッダ配管３及び第２ヘッダ配管５の一方の末端側における、第１パス配管４及び第２パス配管６の構造の一例を示す概略図である。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器１の第１ヘッダ配管３及び第２ヘッダ配管５の他方の末端側における、第１パス配管４及び第２パス配管６の構造の一例を示す概略図である。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器１の第１ヘッダ配管３及び第２ヘッダ配管５の他方の末端側における、第１パス配管４及び第２パス配管６の構造の別の一例を示す概略図である。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器１において、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θが９０度である場合の第１ヘッダ配管３及び第１パス配管４の構造の一例を示す概略的な側面図である。 図６の熱交換器１を下側から見た概略図である。 図６の熱交換器１において、第１ヘッダ配管３に高温高圧のガス冷媒が流入した場合の第１ヘッダ配管３及び第１パス配管４の熱歪みを概略的に示す側面図である。 図８の熱交換器１を下側から見た概略図である。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器１において、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θが９０度未満である場合の第１ヘッダ配管３及び第１パス配管４の構造の一例を示す概略的な側面図である。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器１において、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θが９０度未満である場合の第１ヘッダ配管３及び第１パス配管４の構造の別の一例を示す概略的な側面図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の一例を概略的に示す冷媒回路図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍装置２００の一例である屋内型冷凍装置の屋外凝縮ユニット２００ａの内部構造を示す概略図である。 本発明の実施の形態１に係る冷凍装置２００の一例である屋外型冷凍装置２００ｂの外観構造を示す概略図である。 本発明の実施の形態２に係る熱交換器１において、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θが６０度である場合の第１ヘッダ配管３及び第１パス配管４の構造の一例を示す概略的な側面図である。 本発明の実施の形態２に係る熱交換器１において、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θが１００度である場合の第１ヘッダ配管３及び第１パス配管４の構造の一例を示す概略的な側面図である。 本発明の実施の形態２に係る熱交換器１における、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θと配管接続部１０における熱応力との関係を示したグラフである。 本発明の実施の形態２に係る熱交換器１において、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θが鋭角である場合の第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの構造の一例を示す概略的な側面図である。 本発明の実施の形態２に係る熱交換器１における、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θと第１屈曲管部４０ｂにおける熱応力との関係を示したグラフである。 本発明の実施の形態２に係る熱交換器１において、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θが鋭角である場合の第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの構造の別の一例を示す概略的な側面図である。 本発明の実施の形態２に係る熱交換器１における、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θと第１パス配管４の共振周波数との関係を示したグラフである。 本発明の実施の形態３に係る熱交換器１における、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θと配管接続部１０における熱応力及び第１パス配管４の材料費との関係を示したグラフである。
実施の形態１．
　本発明の実施の形態１に係る熱交換器１の構造について説明する。図１は、本実施の形態１に係る熱交換器１の構造の一部を概略的に示した斜面図である。図１においては、熱交換器１の上端部の一部は、矩形の点線で囲まれて領域Ａとして示されている。また、熱交換器１の下端部の一部は、矩形の点線で囲まれて領域Ｂとして示されている。
　なお、図１を含む以下の図面では、各構成部材の寸法の関係及び形状は、実際のものとは異なる場合がある。また、以下の図面では、同一の又は類似する部材又は部分には、同一の符号を付すか、又は符号を付すことを省略している。また、各構成部材同士の、例えば上下関係等の位置関係は、原則として、熱交換器１を使用可能な状態に設置したときのものである。
　熱交換器１は、フィンアンドチューブ型の空冷式熱交換器として構成されている。図１に示すように、熱交換器１は、内部を通過する空気との間で熱交換が行われる領域を構成する熱交換部２を備えている。空気の通過方向から見た熱交換部２の一辺側には、第１ヘッダ配管３及び第２ヘッダ配管５が配置されている。図１では、第１ヘッダ配管３及び第２ヘッダ配管５は、熱交換器１の左側に配置されている。また、熱交換部２と第１ヘッダ配管３の間、及び熱交換部２と第２ヘッダ配管５との間には、複数のパンチ穴７ａを有する側板７が配置されている。
　熱交換部２と第１ヘッダ配管３との間には、複数の第１パス配管４が配管接続されている。また、熱交換部２と第２ヘッダ配管５との間には、複数の第２パス配管６が配管接続されている。
　次に、第１パス配管４の熱交換部２との配管接続構造について、図２を用いて説明する。
　図２は、本実施の形態１に係る熱交換器１における熱交換部２と第１パス配管４との配管接続の一例を示す概略図である。図２に示すように、熱交換部２は、側板７と間隔を置いて並列に配置される複数の板状フィン２０と、複数の板状フィン２０と交差する複数の伝熱管２５とを備えている。熱交換部２において、複数の板状フィン２０は互いに間隔を置いて配置されており、隣接する板状フィン２０の間を流動する空気と、複数の伝熱管２５の内部を流れる熱交換媒体、例えば冷媒との間で熱交換が行われる。また、図示しないが、伝熱管２５は、例えばヘアピン形状に折り曲げたＵ字形状のベント管として構成できる。
　第１パス配管４の末端部４ａは、側板７のパンチ穴７ａから突出して配置された伝熱管２５の一方の末端部２５ａに配管接続されている。以降の説明においては、伝熱管２５の末端部２５ａと側板７のパンチ穴７ａとの配管接続部分を配管接続部１０と称する。
　なお、図示しないが、第２パス配管６の末端部は、第１パス配管４の末端部４ａと同様に、側板７のパンチ穴７ａから突出して配置された伝熱管２５の他方の末端部に配管接続されている。
　次に、第１ヘッダ配管３及び第２ヘッダ配管５の両端側における第１パス配管４及び第２パス配管６の構造を図３～図５を用いて説明する。
　図３は、本実施の形態１に係る熱交換器１の第１ヘッダ配管３及び第２ヘッダ配管５の一方の末端側における、第１パス配管４及び第２パス配管６の構造の一例を示す概略図である。図４は、本実施の形態１に係る熱交換器１の第１ヘッダ配管３及び第２ヘッダ配管５の他方の末端側における、第１パス配管４及び第２パス配管６の構造の一例を示す概略図である。図５は、本実施の形態１に係る熱交換器１の第１ヘッダ配管３及び第２ヘッダ配管５の他方の末端側における、第１パス配管４及び第２パス配管６の構造の別の一例を示す概略図である。
　なお、図３は、図１の領域Ａ、すなわち第１ヘッダ配管３及び第２ヘッダ配管５の上端側における第１パス配管４及び第２パス配管６の構造の一例を示すものである。また、図４は、図１の領域Ｂ、すなわち第１ヘッダ配管３及び第２ヘッダ配管５の下端側における第１パス配管４及び第２パス配管６の構造の一例をそれぞれ示すものである。また、図５は、図１の領域Ｂにおける第１パス配管４の変形例、すなわち、図４の変形例を示すものである。
　図３～図５に示すように、第１ヘッダ配管３の両端側に配管接続される複数の第１パス配管４には、第１直管部４０ａと、第１屈曲管部４０ｂと、第２直管部４０ｃと、第２屈曲管部４０ｄと、第３直管部４０ｅとを有するものがある。すなわち、図３～図５の熱交換器１は、湾曲した管構造を有する１以上の第１パス配管４を備えている。
　第１パス配管４において、第１直管部４０ａは、第１ヘッダ配管３から離れる方向に延在している。また、第１パス配管４において、第１屈曲管部４０ｂは第１直管部４０ａから延在している。また、第１パス配管４において、第２直管部４０ｃは、配管接続部１０で接続され、熱交換部２から離れる方向に延在している。また、第１パス配管４において、第２屈曲管部４０ｄは、第２直管部４０ｃから延在している。また、第１パス配管４において、第３直管部４０ｅは、第１屈曲管部４０ｂと第２屈曲管部４０ｄとの間を延在している。なお、第１直管部４０ａ、第１屈曲管部４０ｂ、第２直管部４０ｃ、第２屈曲管部４０ｄ、及び第３直管部４０ｅは、一体化して構成しても良いし、別個の冷媒配管として配管接続して構成しても良い。
　図３においては、第１ヘッダ配管３の上端側において、第１パス配管４は、第１直管部４０ａ及び第２直管部４０ｃが、互いにねじれの位置関係となるように構成されている。また、図４においては、第１ヘッダ配管３の下端側において、第１パス配管４は、第１直管部４０ａ及び第２直管部４０ｃが、互いにねじれの位置関係となるように構成されている。また、図５においては、第１ヘッダ配管３の下端側において、第１パス配管４は、第１直管部４０ａ及び第２直管部４０ｃが、互いに平行となるように構成されている。
　熱交換器１が凝縮器として機能し、第１ヘッダ配管３に高温高圧のガス冷媒が流入した場合、第１ヘッダ配管３の配管温度は例えば１００℃前後、例えば９８℃～１０２℃の高温になる場合がある。例えば、熱交換部２の板状フィン２０の間を流動する外気温度が－１５℃という低温度環境下においては、配管温度と外気温度との温度差により、第１ヘッダ配管３及び第１パス配管４に、熱膨張による熱歪みが生じることとなる。
　次に、第１ヘッダ配管３に冷媒温度９８℃のガス冷媒が流入し、外気温度が－１５℃の場合の第１ヘッダ配管３及び第１パス配管４に生じる熱歪みについて説明する。
　図６は、本実施の形態１に係る熱交換器１において、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θが９０度である場合の第１ヘッダ配管３及び第１パス配管４の構造の一例を示す概略的な側面図である。図７は、図６の熱交換器１を下側から見た概略図である。図６及び図７は、図４に示した第１ヘッダ配管３及び第１パス配管４の構造に対応するものである。
　また、図８は、図６の熱交換器１において、第１ヘッダ配管３に高温高圧のガス冷媒が流入した場合の第１ヘッダ配管３及び第１パス配管４の熱歪みを概略的に示す側面図である。図９は、図８の熱交換器１を下側から見た概略図である。
　図８及び図９においては、配管接続部１０に対応する構造が、円形の点線に囲まれて示されている。また、図８及び図９においては、熱歪み後の第１ヘッダ配管３及び第１パス配管４の形状が実線で図示されている。また、図８においては、熱歪みにより第１ヘッダ配管３及び第１パス配管４に生じる熱応力の方向が白色のブロック矢印で示されている。
　なお、図８及び図９においては、熱歪み前の第１ヘッダ配管３及び第１パス配管４の形状は破線で図示されている。図８において破線で図示された第１ヘッダ配管３及び第１パス配管４の形状は、図６の第１ヘッダ配管３及び第１パス配管４の形状と同一である。また、図９において破線で図示された第１ヘッダ配管３及び第１パス配管４の形状は、図７の第１ヘッダ配管３及び第１パス配管４の形状と同一である。
　図８の白色のブロック矢印に示すように、第１ヘッダ配管３においては、熱膨張によって熱歪みが生じ、熱歪みによって第１ヘッダ配管３の中心軸の方向に熱応力が発生する。
　また、第１パス配管４においても、第１パス配管４の熱膨張によって熱歪みが生じ、熱歪みによって熱応力が発生する。特に、図８の白色のブロック矢印に示すように、第１パス配管４においては、第３直管部４０ｅの熱膨張により熱歪みが生じ、熱歪みによって第１ヘッダ配管３の熱応力方向と同一方向に熱応力が発生する。したがって、配管接続部１０においては、第１ヘッダ配管３に発生する熱応力と第１パス配管４に発生する熱応力との合力が発生するため、配管接続部１０における熱応力は大きくなる。配管接続部１０における熱応力が大きくなると、配管接続部１０に熱疲労による亀裂又は折損が発生する可能性があるため、熱交換器１の信頼性が維持できない可能性がある。
　なお、図９に示すように、第１パス配管４においては、第１直管部４０ａ及び第２直管部４０ｃの熱膨張によって熱歪みが生じ、熱歪みによって配管接続部１０に熱応力が発生する。例えば、第１直管部４０ａの熱歪みによって、配管接続部１０には第１直管部４０ａの中心軸の方向、すなわち、側板７の面に平行かつ第１パス配管４から離れる方向に熱応力が発生する。また、第２直管部４０ｃの熱歪みによって、配管接続部１０では第２直管部４０ｃの中心軸の方向、すなわち、側板７の面に垂直かつ側板７の面に向かう方向に熱応力が発生する。しかしながら、第１直管部４０ａ及び第２直管部４０ｃの熱歪みにより配管接続部１０に発生する熱応力は、第１ヘッダ配管３に発生する熱応力とは同一方向とならない。したがって、配管接続部１０において、第１直管部４０ａ及び第２直管部４０ｃの熱歪みにより発生する熱応力は、第１ヘッダ配管３に発生する熱応力と第１パス配管４に発生する熱応力との合力よりは小さくなる。
　なお、第１直管部４０ａ及び第２直管部４０ｃの中心軸方向の長さを小さくすることにより、第１直管部４０ａ及び第２直管部４０ｃで発生する熱応力を小さくすることができる。
　図１０は、本実施の形態１に係る熱交換器１において、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θが９０度未満である場合の第１ヘッダ配管３及び第１パス配管４の構造の一例を示す概略的な側面図である。図１０における第１パス配管４は、第１直管部４０ａ及び第２直管部４０ｃが、互いにねじれの位置関係となるように構成されており、図４の構造に対応している。また、図１０においては、熱歪みにより第１ヘッダ配管３及び第１パス配管４に生じる熱応力の方向が黒色のブロック矢印で示されている。なお、図１０においては、第２直管部４０ｃに対応する構成が図示されないため、第２直管部４０ｃが配置される位置を矢印にて示している。
　図１１は、本実施の形態１に係る熱交換器１において、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θが９０度未満である場合の第１ヘッダ配管３及び第１パス配管４の構造の別の一例を示す概略的な側面図である。図１１における第１パス配管４は、第１直管部４０ａ及び第２直管部４０ｃが、互いに平行となるように構成されており、図５の構造に対応している。また、図１１においては、熱歪みにより第１ヘッダ配管３及び第１パス配管４に生じる熱応力の方向が黒色のブロック矢印で示されている。
　図１０及び図１１の黒色のブロック矢印に示すように、第１ヘッダ配管３においては、熱膨張によって熱歪みが生じ、熱歪みによって第１ヘッダ配管３の中心軸の方向に熱応力が発生する。また、図１０及び図１１の黒色のブロック矢印に示すように、第１パス配管４においても、第３直管部４０ｅの熱膨張により熱歪みが生じ、熱歪みによって第３直管部４０ｅの中心軸の方向に熱応力が発生する。
　しかしながら、図１０及び図１１において、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θを９０度未満とした場合、第３直管部４０ｅの中心軸の方向は、第１ヘッダ配管３の中心軸の方向と異なる方向となる。図１０及び図１１においては、配管接続部１０における第１ヘッダ配管３の中心軸の方向の熱応力は、第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θを９０度とした場合よりも小さくなる。したがって、第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θを９０度未満とすることにより、配管接続部１０における熱応力を小さくし、配管接続部１０で熱疲労による亀裂又は折損が発生する可能性が低減できるため、熱交換器１の信頼性を維持することができる。
　次に、本実施の形態１に係る熱交換器１を用いた冷凍サイクル装置１００について説明する。
　図１２は、本実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の一例を概略的に示す冷媒回路図である。冷凍サイクル装置１００は、圧縮機１１０、凝縮器１２０、減圧装置１３０、及び蒸発器１４０が冷媒配管１５０で接続され、冷媒配管１５０の内部を冷媒が循環する冷凍サイクル回路１６０を備えている。
　圧縮機１１０は、吸入した低圧冷媒を圧縮し、高圧冷媒として吐出する流体機械である。圧縮機１１０は、例えばレシプロ圧縮機、ロータリ圧縮機、スクロール圧縮機等として構成される。また、圧縮機１１０は、縦置型圧縮機として構成しても、横置型圧縮機として構成してもよい。
　凝縮器１２０は、凝縮器１２０の内部を流れる高温高圧のガス冷媒と、凝縮器１２０を通過する低温の空気との間で熱交換を行う空冷式熱交換器である熱交換器１として構成される。なお、冷凍サイクル装置１００においては、凝縮器１２０は「放熱器」と称される場合がある。
　減圧装置１３０は、高圧液冷媒を膨張及び減圧させるアクチュエータである。減圧装置１３０は、例えば、多段階又は連続的に開度を調節可能なリニア電子膨張弁等の膨張弁、又は機械式膨張弁である膨張機として構成できる。なお、冷凍サイクル装置１００においては、リニア電子膨張弁は「ＬＥＶ」と略称される場合がある。
　蒸発器１４０は、蒸発器１４０の内部を流れる低温低圧の二相冷媒と、蒸発器１４０を通過する高温の媒体との間で熱交換を行うように構成される。例えば、蒸発器１４０は、蒸発器１４０の内部を流れる低温低圧の二相冷媒と、蒸発器１４０を通過する高温の空気との間で熱交換を行う空冷式熱交換器として構成できる。また、蒸発器１４０は、蒸発器１４０の内部を流れ低温低圧の二相冷媒と、蒸発器１４０の内部を流れる水又はブライン等との間で熱交換を行う水冷式熱交換器として構成できる。蒸発器１４０は、空冷式熱交換器として構成される場合は、例えば、熱交換器１のようなクロスフィン式のフィンアンドチューブ型熱交換器として構成でき、水冷式熱交換器として構成される場合は、例えば、プレート式熱交換器又は二重管熱交換器として構成できる。なお、冷凍サイクル装置１００においては、蒸発器１４０は「冷却器」と称される場合がある。
　次に、冷凍サイクル装置１００の動作について説明する。図１２では、冷媒の流れる方向を矢印で示している。
　圧縮機１１０から吐出された高温高圧のガス冷媒は、凝縮器１２０へ流入する。凝縮器１２０に流入した高温高圧のガス冷媒は、凝縮器１２０において低温の媒体に熱を放出することによって熱交換され、高圧の液冷媒となる。高圧の液冷媒は、減圧装置１３０に流入する。減圧装置１３０に流入した高圧の液冷媒は、膨張及び減圧されて低温低圧の二相冷媒となる。低温低圧の二相冷媒は、蒸発器１４０に流入し、蒸発器１４０において高温の媒体から熱を吸収し、蒸発して乾き度の高い二相冷媒又は低温低圧のガス冷媒となる。蒸発器１４０から流出した乾き度の高い二相冷媒又は低温低圧のガス冷媒は圧縮機１１０に吸入される。圧縮機１１０に吸入された冷媒は圧縮されて高温高圧のガス冷媒となり圧縮機１１０から吐出される。冷凍サイクル装置１００では以上のサイクルが繰り返される。
　なお、冷凍サイクル装置１００において、利用者に対し冷熱を供給する冷房運転が行われる場合、凝縮器１２０は熱源側熱交換器として構成され、蒸発器１４０は負荷側熱交換器として構成される。一方、冷凍サイクル装置１００において、利用者に対し温熱を供給する暖房運転が行われる場合、凝縮器１２０は負荷側熱交換器として構成され、蒸発器１４０は熱源側熱交換器として構成される。なお、冷凍サイクル装置１００においては、負荷側熱交換器は「利用側熱交換器」と称される場合がある。
　また、図１では図示しないが、冷凍サイクル装置１００を例えば空気調和機として構成する場合には、四方弁等の冷媒流路切替装置を冷凍サイクル回路１６０に配置し、冷房運転と暖房運転との切り替えが可能な空気調和機として構成できる。また、冷凍サイクル装置１００では、蒸発器１４０と圧縮機１１０との間を連結する冷媒配管１５０にアキュムレータを配置し、蒸発器１４０から流出した冷媒から液相成分を分離するように構成できる。また、蒸発器１４０を空冷式熱交換器として構成する場合、冷凍サイクル装置１００にプロペラファン等のファンを配置することができ、ファンの回転駆動により蒸発器１４０に空気を供給するように構成できる。また、冷凍サイクル装置１００は、上述の構成要素の他に、受液器、油分離器、過冷却熱交換器等を備えていてもよい。
　また、冷凍サイクル装置１００は、複数の凝縮器１２０又は蒸発器１４０を、冷凍サイクル回路１６０に並列に配置した構成としてもよいし、冷凍サイクル回路１６０に複数の減圧装置１３０を配置した構成としてもよい。また、冷凍サイクル装置１００は、複数の冷凍サイクル回路１６０を有する構成にできる。
　次に、本実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の例として、冷凍装置２００の構造について説明する。
　図１３は、本実施の形態１に係る冷凍装置２００の一例である屋内型冷凍装置の屋外凝縮ユニット２００ａの内部構造を示す概略図である。図１３においては、屋内型冷凍装置の屋外凝縮ユニット２００ａの駆動時において空気の流れる方向が白色のブロック矢印で示されている。
　図１３に示すように、屋内型冷凍装置の屋外凝縮ユニット２００ａは、例えば、立方体形状の筐体２１０ａの内部に凝縮器１２０として構成される２つの熱交換器１を間隔を開けてＶ字形状に配置した構造にすることができる。また、筐体２１０ａの上方に、プロペラファン等の送風ファン２２０ａを１つ以上設けた構造にすることができる。
　屋内型冷凍装置の屋外凝縮ユニット２００ａでは、送風ファン２２０ａの回転駆動により、室内空気が筐体２１０ａの側面部から筐体２１０ａの内部空間に誘引される。筐体２１０ａの内部空間に誘引された空気は、熱交換器１を通過し、熱交換器１の内部を流れる高温高圧のガス冷媒との間で熱交換が行われる。熱交換が行われた空気は、２つの熱交換器１に挟まれた空間で合流し、送風ファン２２０ａの回転駆動により、筐体２１０ａの上面部から外気に排気される。
　図１４は、本実施の形態１に係る冷凍装置２００の一例である屋外型冷凍装置２００ｂの外観構造を示す概略図である。図１４においては、屋外型冷凍装置２００ｂの駆動時において空気の流れる方向が白色のブロック矢印で示されている。
　図１４に示すように、屋外型冷凍装置２００ｂは、例えば、立方体形状の筐体２１０ｂの内部に凝縮器１２０として構成される熱交換器１を配置した構造にすることができる。熱交換器１は、例えば図１４に示すように、複数の矩形状の開口部２１５を設けた筐体２１０ｂの側面部の内側面側に配置することができる。また、筐体２１０ｂの上方に、プロペラファン等の送風ファン２２０ｂを１つ以上設けた構造にすることができる。なお、熱交換器１は、筐体２１０ｂの１つの側面部に配置する構成としてもよいし、複数の側面部に配置する構成としてもよい。
　屋外型冷凍装置２００ｂでは、送風ファン２２０ｂの回転駆動により、室外空気が筐体２１０ｂの側面部から筐体２１０ｂの開口部２１５を介して筐体２１０ｂの内部空間に誘引される。筐体２１０ｂの内部空間に誘引された空気は、熱交換器１を通過し、熱交換器１の内部を流れる高温高圧のガス冷媒との間で熱交換が行われる。熱交換が行われた空気は、送風ファン２２０ｂの回転駆動により、筐体２１０ｂの上部から外気に排気される。
　以上に説明したように、本実施の形態１の熱交換器１は、間隔を置いて並列に配置された複数の板状フィン２０と、複数の板状フィン２０と交差する複数の伝熱管２５とを有する熱交換部２と、熱交換部２に冷媒を供給するヘッダ配管である第１ヘッダ配管３と、熱交換部２と第１ヘッダ配管３との間に接続されたパス配管である複数の第１パス配管４とを備え、複数の第１パス配管４のうち、１つ以上の第１パス配管４は、第１ヘッダ配管３から離れる方向に延在する第１直管部４０ａと、第１直管部４０ａから延在する第１屈曲管部４０ｂと、熱交換部２との配管接続部１０から離れる方向に延在する第２直管部４０ｃと、第２直管部４０ｃから延在する第２屈曲管部４０ｄと、第１屈曲管部４０ｂと第２屈曲管部４０ｄとの間を延在する第３直管部４０ｅとを有しており、第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θは９０度未満である。
　また、本実施の形態１の冷凍サイクル装置１００は、上述の熱交換器１を備える。
　本実施の形態１の構成によれば、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θを９０度未満とすることにより、第３直管部４０ｅの中心軸の方向は、第１ヘッダ配管３の中心軸の方向と異なる方向にすることができる。よって、配管接続部１０における第１ヘッダ配管３の中心軸の方向の熱応力は、第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θを９０度とした場合よりも小さくなる。以上のことから、第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θを９０度未満とすることにより、配管接続部１０における熱応力を小さくし、配管接続部１０で熱疲労による亀裂又は折損が発生する可能性が低減できるため、熱応力に対する熱交換器１の信頼性を維持することができる。
実施の形態２．
　本発明の実施の形態２に係る熱交換器１について説明する。本実施の形態２に係る熱交換器１は、上述の実施の形態１に係る熱交換器１において、第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θを最適化した変形例である。本実施の形態２において、第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θを除く熱交換器１の構造は、上述の実施の形態１に係る熱交換器１のものと同一であるため、説明を省略する。
　本実施の形態２においては、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θを最適化するために、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θと配管接続部１０における熱応力との関係を熱応力解析によって実測した。
　熱交換器１の熱応力解析は自然対流条件下で行った。ガス冷媒の温度を９８℃とし、液冷媒の温度を５７℃とした。また、外気温度を－１５℃とした。また、伝熱管２５は銅管として構成し、管径を１９．０５ｍｍとし、厚みを１．０ｍｍとした。また、第１パス配管４は銅管として構成し、管径を７．９４ｍｍとし、厚みを０．７ｍｍとした。また、熱交換器１の熱伝達係数は５Ｗ／ｍ２・Ｋとなるようにした。
　図１５は、本実施の形態２に係る熱交換器１において、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θが６０度である場合の第１ヘッダ配管３及び第１パス配管４の構造の一例を示す概略的な側面図である。図１６は、本実施の形態２に係る熱交換器１において、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θが１００度である場合の第１ヘッダ配管３及び第１パス配管４の構造の一例を示す概略的な側面図である。すなわち、図１５は、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θが鋭角である場合の第１パス配管４の構造の一例を示すものである。また、図１６は、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θが鈍角である場合の第１パス配管４の構造の一例を示すものである。本実施の形態２では、図１５及び図１６に示すように、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θのパラメータを変更することにより、配管接続部１０における熱交換器１の熱応力解析を行った。
　図１７は、本実施の形態２に係る熱交換器１における、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θと配管接続部１０における熱応力との関係を示したグラフである。図１７のグラフの横軸は、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θである。図１７のグラフの縦軸は、配管接続部１０における熱応力の許容限界値を１００％として規格化した熱応力の規格値である。また、図１７のグラフには熱応力の規格値が１００％であることを示す横線が点線で示されている。
　図１７に示すように、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θが８５度以上となった場合、熱応力の規格値が１００％を超えるため、配管接続部１０で熱疲労による亀裂又は折損が発生する可能性が高くなる。
　また、本実施の形態２においては、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θを最適化するために、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θと第１屈曲管部４０ｂにおける熱応力との関係を熱応力解析によって実測した。図１８は、本実施の形態２に係る熱交換器１において、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θが鋭角である場合の第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの構造の一例を示す概略的な側面図である。図１８に示すように、第１屈曲管部４０ｂにおける熱応力は、第１屈曲管部４０ｂの先端部Ｃにおいて測定された。なお、熱交換器１の熱応力解析の条件は、上述の配管接続部１０における熱応力について熱応力解析したものと同一とした。
　図１９は、本実施の形態２に係る熱交換器１における、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θと第１屈曲管部４０ｂにおける熱応力との関係を示したグラフである。図１７のグラフの横軸は、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θである。図１９のグラフの縦軸は、第１屈曲管部４０ｂにおける熱応力の許容限界値を１００％として規格化した熱応力の規格値である。
　図１９に示すように、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θを変化させた場合であっても、第１屈曲管部４０ｂにおける熱応力の規格値は５０％未満となるため、第１屈曲管部４０ｂで熱疲労による亀裂又は折損が発生する可能性が少ない。
　したがって、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θを８５度より小さくすれば、配管接続部１０及び第１屈曲管部４０ｂの双方で熱疲労による亀裂又は折損が発生する可能性が低減される。
　次に、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θと、第１パス配管４の固有値である共振周波数との関係について、図２０及び図２１を用いて説明する。図２０は、本実施の形態２に係る熱交換器１において、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θが鋭角である場合の第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの構造の別の一例を示す概略的な側面図である。図２０の第１パス配管４の構造は、第１屈曲管部４０ｂの先端部Ｃが図示されていない点を除けば図１８と同一である。
　なお、図２０においては、伝熱管２５は銅管として構成し、管径を１９．０５ｍｍとし、厚みを１．０ｍｍとした。また、第１パス配管４は銅管として構成し、管径を７．９４ｍｍとし、厚みを０．７ｍｍとした。
　図２１は、本実施の形態２に係る熱交換器１における、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θと第１パス配管４の共振周波数との関係を示したグラフである。図２１のグラフの横軸は、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θである。図２１のグラフの縦軸は、第１パス配管４の共振周波数であり、単位はヘルツである。また、図２１のグラフでは、共振周波数が１００Ｈｚ以下となる第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θの領域が斜線で示されている。
　図２１に示すように、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θが２５度以下となった場合、第１パス配管４の共振周波数が１００Ｈｚ以下となる。熱交換器１を備える冷凍サイクル装置１００において、圧縮機１１０の運転周波数は最大１００Ｈｚであるため、第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θが２５度以下となると、第１パス配管４が共振することによる亀裂又は折損が発生する可能性がある。
　したがって、本実施の形態２に係る熱交換器１では、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θを２５度より大きく８５度よりも小さくすることにより、第１パス配管４における熱疲労又は共振と熱応力とによる亀裂又は折損が発生する可能性が低減できる。
実施の形態３．
　本発明の実施の形態３に係る熱交換器１について説明する。本実施の形態３に係る熱交換器１は、上述の実施の形態１及び実施の形態２に係る熱交換器１において、第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θを更に最適化した変形例である。本実施の形態３において、第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θを除く熱交換器１の構造は、上述の実施の形態１及び実施の形態２に係る熱交換器１のものと同一であるため、説明を省略する。
　図２２は、本実施の形態３に係る熱交換器１における、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θと配管接続部１０における熱応力及び第１パス配管４の材料費との関係を示したグラフである。図２２のグラフの横軸は、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θである。図２２のグラフの左側縦軸は、配管接続部１０における熱応力の許容限界値を１００％として規格化した熱応力の規格値である。図２２のグラフの右側縦軸は、第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θを９０度とした場合の第１パス配管４の材料費を１００％として規格化した第１パス配管４の材料費の規格値である。
　図２２のグラフでは、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θと配管接続部１０における熱応力との関係を示す曲線は実線で示されている。また、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θと材料費との関係を示す曲線は破線で示されている。なお、図２２のグラフには、屈曲角θ、熱応力の規格値、及び材料費の規格値の最適範囲が斜線にて示されている。また、図２２のグラフには熱応力の規格値が１００％であることを示す横線が点線で示されている。
　図２２に示すように、第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θを６０度以下とした場合、配管接続部１０に発生する熱応力は小さくなるが、第１パス配管４が長くなるため、第１パス配管４の材料費の増加は５０％以上となる。
　また、上述の実施の形態２において、配管接続部１０における熱応力の安全率と第１パス配管４における共振周波数及び熱応力の安全率を１．２とすると、第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θの最適値は２８度より大きく８０度より小さい範囲となる。第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θを２８度より大きく８０度より小さくすることにより、第１パス配管４における熱疲労又は共振による亀裂又は折損が発生する可能性が更に低減できる。
　したがって、本実施の形態３に係る熱交換器１では、第１パス配管４の第１屈曲管部４０ｂの屈曲角θを６０度より大きく８０度よりも小さくすることにより、第１パス配管４における熱疲労又は共振による亀裂又は折損が発生する可能性を低減できる。また、第１パス配管４の材料費の増加を５０％未満に抑制できる。よって、本実施の形態３に係る熱交換器１では、第１パス配管４の材料費増加を抑制するとともに、第１パス配管４における熱疲労又は共振による亀裂又は折損の発生を更に抑制することができる。
その他の実施の形態．
　本発明は、上述の実施の形態に限らず、本発明の要旨を逸脱しない範囲において種々の変形が可能である。例えば、上述の実施の形態では、冷凍サイクル装置１００として冷凍装置２００を例に挙げたが、本発明は、冷凍装置２００以外の冷凍サイクル装置１００、例えば空気調和装置等にも適用可能である。
　また、図示しないが、板状フィン２０には、山部と谷部が交互に並んで形成される伝熱促進部を設けてもよく、板状フィン２０における伝熱を促進させるように構成してもよい。また、伝熱管２５は、扁平管として構成してもよい。
　１　熱交換器、２　熱交換部、３　第１ヘッダ配管、４　第１パス配管、４ａ　末端部、５　第２ヘッダ配管、６　第２パス配管、７　側板、７ａ　パンチ穴、１０　配管接続部、２０　板状フィン、２５　伝熱管、２５ａ　末端部、４０ａ　第１直管部、４０ｂ　第１屈曲管部、４０ｃ　第２直管部、４０ｄ　第２屈曲管部、４０ｅ　第３直管部、１００　冷凍サイクル装置、１１０　圧縮機、１２０　凝縮器、１３０　減圧装置、１４０　蒸発器、１５０　冷媒配管、１６０　冷凍サイクル回路、２００　冷凍装置、２００ａ　屋外凝縮ユニット、２００ｂ　屋外型冷凍装置、２１０ａ、２１０ｂ　筐体、２１５　開口部、２２０ａ、２２０ｂ　送風ファン。

Claims (6)

  1. 　間隔を置いて並列に配置された複数の板状フィンと、前記複数の板状フィンと交差する複数の伝熱管とを有する熱交換部と、
    　前記熱交換部に冷媒を供給するヘッダ配管と、
    　前記熱交換部と前記ヘッダ配管との間に接続された複数のパス配管と
    を備え、
    　前記複数のパス配管のうち、１つ以上のパス配管は、
    　前記ヘッダ配管から離れる方向に延在する第１直管部と、
    　前記第１直管部から延在する第１屈曲管部と、
    　前記熱交換部との配管接続部から離れる方向に延在する第２直管部と、
    　前記第２直管部から延在する第２屈曲管部と、
    　前記第１屈曲管部と前記第２屈曲管部との間を延在する第３直管部と
    を有しており、
    　前記第１屈曲管部の屈曲角は９０度未満である
    熱交換器。
  2. 　前記第２直管部は、前記第１直管部とねじれの位置にある
    請求項１に記載の熱交換器。
  3. 　前記第２直管部は、前記第１直管部と平行である
    請求項１に記載の熱交換器。
  4. 　前記屈曲角は２５度より大きく８５度よりも小さい
    請求項１～３のいずれか一項に記載の熱交換器。
  5. 　前記屈曲角は６０度より大きく８０度よりも小さい
    請求項１～３のいずれか一項に記載の熱交換器。
  6. 　請求項１～５のいずれか一項に記載の熱交換器を備える冷凍サイクル装置。
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