换热器和使用该换热器的制冷循环装置的制造方法

本发明涉及具有多列使制冷剂相对于热交换流体(例如空气)的流通方向流通的传热管的换热器。

背景技术：
制冷循环装置使用HFC制冷剂，但HFC制冷剂存在全球变暖系数值高的问题。因此，在制冷剂从制冷循环装置泄漏的情况下，会对全球变暖造成强烈的影响，因此，需要减少制冷循环装置内的制冷剂封装量的技术。在制冷循环装置运转期间，被封装的制冷剂大部分滞留于换热器，因此通过减少换热器的传热管的容积来减少制冷剂的量尤为重要。在现有的换热器中，存在对扁平管和圆管进行组合而形成多列传热管，从而提高热交换效率的结构(参考专利文献1)。在先技术文献专利文献专利文献1：日本特开2010-54060号公报(参考图1和图9等)

技术实现要素：
发明所要解决的课题现有的换热器在上风侧使用容积大的圆管的传热管，在下风侧使用容积小的扁平管，因此，在作为冷凝器使用的情况下空气与制冷剂的流动形成对流，在作为蒸发器使用的情况下空气与制冷剂的流动形成平行流，这样就存在密度大的制冷剂滞留在容积大的圆管侧且制冷剂的量增加的问题。另外，在以削减制冷剂的量和高性能化为目的而使用扁平多孔管或小直径圆管作为传热管的情况下，存在传热管内的压力损失增大且制冷循环的运转效率降低的问题。本发明是为了解决上述问题而完成的，其目的是得到一种换热器和使用该换热器的制冷循环装置，通过对作为冷凝器和蒸发器使用的在列方向上排列的各传热管的流路容积、水力当量直径等进行调整，削减滞留在传热管内的制冷剂的量并且降低整个换热器的传热管的压力损失。用于解决课题的方案本发明是一种换热器，通过供热介质流通的流路将设置在热交换流体的上游侧的第一换热器和设置在所述热交换流体的下游侧的第二换热器串联连接，其特征在于，在作为蒸发器发挥功能的情况下，所述热介质以与所述热交换流体形成平行流的方式从所述第一换热器向所述第二换热器流动，在作为冷凝器发挥功能的情况下，所述热介质以与所述热交换流体形成对流的方式从所述第二换热器向所述第一换热器流动，所述第一换热器具有的第一传热管的流路容积的总和小于所述第二换热器具有的第二传热管的流路容积的总和。发明效果根据本发明的换热器，能够削减滞留在换热器的传热管内的制冷剂的量，并且能够降低整个换热器的传热管的压力损失。附图说明图1是表示将实施方式1的换热器安装于热源机并进行采暖运转的制冷剂回路的图。图2是实施方式1的换热器的结构图。图3是表示作为蒸发器使用实施方式1的热源侧换热器时滞留在传热管内的累计制冷剂的量的图。图4是表示作为蒸发器使用实施方式1的热源侧换热器时在传热管内产生的压力损失的图。图5是表示将实施方式1的换热器安装于热源机并进行制冷运转的制冷剂回路的图。图6是表示作为冷凝器使用实施方式1的热源侧换热器时滞留在传热管内的累计制冷剂的量的图。图7是表示作为冷凝器使用实施方式1的热源侧换热器时在传热管内产生的压力损失的图。图8是将实施方式2的换热器应用于室外机的概述图。具体实施方式以下，根据附图对本发明的实施方式进行说明。此外，以下所说明的结构等只是一个例子，本发明的换热器不限定于这样的结构等。另外，对于详细的结构，适当地简化或省略了图示。另外，对于重复或相似的说明，适当地进行了简化或省略。实施方式1图1是表示将实施方式1的换热器安装于热源机并进行采暖运转的制冷剂回路的图。图2是实施方式1的换热器的结构图。制冷循环装置通过制冷剂管道连接对气体制冷剂进行压缩的压缩机201、对从压缩机201排出的制冷剂的流路进行切换的四通阀202、使室内空气与制冷剂进行热交换的使用侧换热器203、对制冷剂进行减压的膨胀阀204、以及使室外空气与制冷剂进行热交换的热源侧换热器101、102。另外，使用侧送风机205与使用侧换热器203相邻设置，向使用侧换热器203吹送作为热交换流体的室内空气。热源侧送风机206也与热源侧换热器101、102相邻设置，向热源侧换热器101、102输送作为热交换流体的室外空气。热源侧换热器101、102是翅片管式换热器，与平行设置的多个传热管103、104大致垂直地可传热地安装有板状的翅片105、106。并且，在热源侧送风机206的送风方向上被分成设置在上风侧的第一热源侧换热器101和设置在下风侧的第二热源侧换热器102。第一热源侧换热器101和第二热源侧换热器102的各传热管被连接成使制冷剂串联地流通。接下来，对第一热源侧换热器101和第二热源侧换热器102的结构进行具体说明。在实施方式1的热源侧换热器101、102中，将第一热源侧换热器101的各传热管103的流路容积的总和设定成小于第二热源侧换热器102的各传热管104的流路容积的总和的数值。另外，将在与各传热管103的轴向垂直的方向上截断第一热源侧换热器101的传热管103的流路截面积的总和设定成小于在与各传热管104的轴向垂直的方向上截断第二热源侧换热器102的传热管104的流路截面积的总和的数值。而且，第一热源侧换热器101的各传热管103的水力当量直径(等价直径)的总和形成为小于第二热源侧换热器102的各传热管104的水力当量直径(等价直径)的总和的数值。这里的水力当量直径(等价直径)(d)是特征长度，表示在将一条传热管的流路换成圆管时其与多大直径的圆管等效。水力当量直径(等价直径)(d)用以下公式表示。d＝4A/L(这里，A表示流路截面积，L表示湿周长度(流路截面上的壁面的长度))。如图2所示，在各传热管103、104的形状中，第一热源侧换热器101的传热管103采用扁平多孔管，第二热源侧换热器102的传热管104采用圆管。通过这样在第一热源侧换热器101的传热管103采用扁平多孔管，能够提高第一热源侧换热器101的热交换效率，使其作为主换热器发挥功能。此外，如果形成上述那样的传热管的流路容积和水力当量直径的关系，则也可以将第一热源侧换热器101设为圆管，并将第二热源侧换热器102设为扁平多孔管。另外，对各热源侧换热器101、102上的传热管103、104的条数和路径数没有特别限制。对于第一热源侧换热器101和第二热源侧换热器102的各传热管103、104的截面配置而言，可以采用与作为热交换流体的空气的流动方向平行配置的网格状的配置或提高传热效率的锯齿状的配置等。另外，对于作为各传热管103、104的设置间隔的间距，例如可以使第一热源侧换热器101的传热管103的间距窄且使第二热源侧换热器102的传热管104的间距宽，使传热管103的条数是传热管104的两倍，从而将第一热源侧换热器101设计成大容量的主换热器。另外，也可以使由传热管103的内部表面积规定的管内传热面积的总和大于传热管104的管内传热面积的总和。对于第一热源侧换热器101和第二热源侧换热器102的各翅片105、106而言，可以例如使第一热源侧换热器101的翅片105的间距窄且使第二热源侧换热器102的翅片106的间距宽，使翅片105的片数是翅片106的两倍，从而将第一热源侧换热器101设计成大容量的主换热器。另外，还可以使各翅片105、106的表面积的总和不同，使第一热源侧换热器101的翅片105的表面积大于第二热源侧换热器102的翅片106的表面积，或者为其同等以上。此外，通过对上述的传热管103、104和翅片105、106的结构进行适当组合，能够使第一热源侧换热器101作为传热管的流路容积小但热交换容量大的主换热器发挥功能，并使第二热源侧换热器102作为辅助主换热器的副换热器发挥功能。接下来，对于具有实施方式1的换热器的制冷循环装置以采暖模式运转的情况下的动作进行说明。从压缩机201输出的高温高压的气体制冷剂通过四通阀202并流入使用侧换热器203。流入使用侧换热器203的制冷剂通过与室内空气的热交换而被冷却并冷凝，随后流入膨胀阀204并被减压。经过减压的低温制冷剂依次流过第一热源侧换热器101、第二热源侧换热器102，由室外空气加热并成为气体制冷剂，经过四通阀202被吸入压缩机201。在处于该采暖模式时，热源侧换热器101、102作为蒸发器使用，制冷剂从第一热源侧换热器101与热源侧送风机206吹送的空气的流动方向平行地向着第二热源侧换热器102流动。接下来，对于热源侧换热器101、102内的制冷剂状态进行说明。图3是表示作为蒸发器使用实施方式1的热源侧换热器时滞留在传热管内的累计制冷剂的量的图。图4是表示作为蒸发器使用实施方式1的热源侧换热器时在传热管内产生的压力损失的图。流入第一热源侧换热器101的制冷剂由室外空气加热，因此干燥度沿流动方向增大。另外，对于第二热源侧换热器102也是一样，制冷剂的干燥度沿流动方向增大。因此，制冷剂的密度沿流动方向逐渐减小。在此，如上所述，热源侧换热器101、102将第一热源侧换热器101的各传热管103的流路容积的总和设定成小于第二热源...