CN103518107A

CN103518107A - 制冷循环装置

Info

Publication number: CN103518107A
Application number: CN201280020395.0A
Authority: CN
Inventors: 嘉久和孝; 米泽胜; 谷口和宏
Original assignee: Matsushita Electric Industrial Co Ltd
Current assignee: Panasonic Holdings Corp
Priority date: 2011-04-25
Filing date: 2012-04-24
Publication date: 2014-01-15
Anticipated expiration: 2032-04-24
Also published as: WO2012147336A1; JP2012237543A; CN103518107B; JP5927415B2

Abstract

本发明廉价地实现使供冷供暖运转时的热交换器效率提高的结构。本发明的制冷循环装置中，在室内外的热交换器至少一个具备多个热交换器块（22、23、24），各热交换器块以在蒸发器状态时并列连接，在冷凝器状态时为串列连接的方式配置阀装置（20、21），以在蒸发器状态和冷凝器状态的任一个状态中，制冷剂流过全部热交换器块的方式构成。

Description

制冷循环装置

技术领域

本发明涉及制冷循环装置，特别涉及制冷循环装置的热交换器。

背景技术

现有技术中，在空调机等中使用制冷循环装置，切换蒸发器和冷凝器两种功能进行工作。将这种制冷循环装置作为蒸发器使用时，为了将热交换器中的损失最小化从而高效地使用，优选将用于削减压力损失的制冷剂流路多通路化，降低制冷剂的流速。但是，在将制冷循环装置作为冷凝器使用时，由于考虑压力损失的必要性低，所以使通路数减少的方式能够提高制冷剂的热传递率，能够高效地运转。

图30是表示专利文献1中记载的现有的制冷循环装置的方框图。该制冷循环装置中，通过组合多个电磁二通阀或单向阀，能够根据蒸发器和冷凝器的切换来切换通路数。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开平10-170081号公报

非专利文献

非专利文献1：濑下裕、藤井雅雄著《コンパクト热交换器》日刊工业新闻社，P85

发明内容

发明要解决的课题

但是，上述现有的制冷循环装置的结构存在以下课题。

为了切换通路数而配置的电磁二通阀价格高，在商品中配置多个（3个）该电磁二通阀，如果考虑制造成本是不现实的，作为现实商品的结构难以采用。另外，专利文献1的实施例中，也记载了使用利用廉价的单向阀进行切换的方式，但是，这里所记载的结构不能用于热交换器的一部分，所以是无法实现能够最大效率地使用热交换的结构。

本发明为了解决上述现有课题，目的在于提供一种能够以廉价的结构进行通路数的切换，并且能够更高效地使用热交换器的制冷循环装置。

用于解决课题的方法

为了解决上述现有课题，本发明的制冷循环装置中，例如，将压缩机、四通阀、具有多个热交换器块的室外侧热交换器、膨胀阀、室内侧热交换器、吸接配管环状连接。接着，在室外侧热交换器配置单向阀，在进行供冷运转作为冷凝器使用时，热交换器块串列连接，在进行供暖运转作为蒸发器使用时，热交换器块并列连接。通过这样的结构，热交换器作为冷凝器发挥作用时，制冷剂流速增加，热传递率增加。另外，作为蒸发器发挥作用时，压力损失减少，效率得到改善。

发明的效果

根据本发明的制冷循环装置，能够仅通过廉价的单向阀来更高效地使用热交换器。

附图说明

图1是表示本发明的实施方式1的制冷循环装置具备通路可变系统、包括3个热交换器块的热交换器的结构的图。

图2是表示实施方式1的制冷循环装置具备通路可变系统、包括n个热交换器块的热交换器的结构的图。

图3是表示具有冷凝器和蒸发器的最适结构的中间结构的、现有的热交换器的结构例的图。

图4表示蒸发器和冷凝器中的热交换器的能力和压力损失的关系的图。

图5是表示将实施方式1的制冷循环装置具备通路可变系统、包括3个热交换器块的热交换器作为室外热交换器的一部分使用时的结构的图。

图6是实施方式1的室外热交换器的压力损失的比较图。

图7是表示将实施方式1的具备通路可变系统的热交换器应用于室外热交换器的实施例以及现有的结构例的图。其中，图中的（a）表示现有的结构例，（b）表示本实施方式1的实施例。

图8是表示针对多个运转模式的热交换器能力和压力损失的关系图。其中，（a）表示现有结构的关系图，（b）表示本实施方式的结构的关系图。

图9是实施方式2的结构，是表示将本发明的制冷循环装置的通路可变系统应用于室外热交换器整体时的结构的图。

图10是表示将本发明的制冷循环装置的通路可变系统应用于室内热交换器的一部分时的结构的图。

图11是表示将本发明的制冷循环装置的通路可变系统应用于室内热交换器的整体时的结构的图。

图12是表示实施方式2的通路可变系统中的配管的具体配置结构的图。其中，（a）表示使蒸发器状态时的每个通路配管根数为相同根数的例子，（b）表示使蒸发器状态时的每个通路配管根数不同的例子。

图13是表示实施方式3的制冷循环装置的通路可变系统的结构的图。

图14是表示实施方式4的制冷循环装置的通路可变系统的图。

图15是表示将图14的通路可变系统应用于室外热交换器时的结构的制冷循环图。

图16是使室外热交换器的蒸发器入口部为5通路和7通路时的制冷循环图。此外，（a）表示5通路的结构例，（b）表示7通路时的结构例。

图17是表示使蒸发器时的热交换器入口部的通路数在3～7之间变化时的供暖能力的图。

图18是雷诺数（Re）和代表制冷剂侧热交换效率的努塞尔特数（Nu）的关系图。

图19是表示使1通路部的配管根数在2～8根之间变化时的冷凝能力和制冷剂压力损失的比较图。其中，（a）表示使1通路部的配管为2根的情况，（b）表示使1通路部的配管为4根的情况，（c）表示使1通路部的配管为6根的情况，（d）表示使1通路部的配管为8根的情况。

图20是详细表示实施方式5的热交换器的配管结构的图。其中，（a）表示将冷凝器出口侧的8根配管配置于上风侧的热交换器的结构例，（b）表示不采用该结构时的结构例。

图21是表示图20所示的热交换器中冷凝能力和制冷剂压力损失的比较图。其中（a）表示采用图20（a）的结构时的性能，（b）表示采用图20（b）时的性能。

图22是表示实施方式6的结构的附图。

图23是表示实施方式7的制冷循环图。

图24是表示从实施方式7的室外热交换器到吸接配管的制冷剂配管的截面积的分布图。

图25是表示从实施方式7的室外热交换器到压缩机的蓄存器的制冷剂压力的分布的图。

图26是实施方式8的制冷循环图。

图27是从实施方式8的室外热交换器到吸接配管的制冷剂配管的截面积的分布图。

图28是从实施方式8的室外热交换器到吸接配管的压力分布图。

图29是实施方式9的制冷循环图。

图30是现有发明的系统图。

具体实施方式

第1发明是一种制冷循环装置，其为在室内热交换器和室外热交换器的至少一个具备通路可变系统的制冷循环装置，上述通路可变系统中，在热交换器整体或其一部分具备并列设置的奇数个热交换器块，各热交换器块的制冷剂入口由分支配管直接连结，各热交换器块的制冷剂出口也由另外的分支配管直接连结，热交换器作为冷凝器发挥作用时的上述通路可变系统的入口管，在配置于一方的最外侧的热交换器块和与其相邻的热交换器块之间与分支配管连接，出口管在配置于另一方的最外侧的热交换器块和与其相邻的热交换器块之间与分支配管连接，在连接有上述入口管的分支配管，允许向朝向该入口管的方向流通的阀装置配置于从上述一方看时第奇数个热交换器块和与作为其另一方一侧的出口管侧相邻的第偶数个热交换器块之间，在连接有上述出口管的分支配管，允许向从该出口管离开的方向流通的阀装置配置于从上述一方看时第偶数个热交换器块和与作为其另一方一侧的出口管侧相邻的第奇数个热交换器块之间。由此，具有奇数个的各热交换器块在冷凝器状态时串列连接，在蒸发器状态时并列连接。因此，能够将热交换器性能进一步提高来利用。

第2发明是一种制冷循环装置，其为在室内热交换器和室外热交换器的至少一个具备通路可变系统的制冷循环装置，上述通路可变系统中，在热交换器整体或其一部分，具有偶数个热交换器块和含有阀装置的配管（以下称为“整流配管”）并列设置的结构，该阀装置在热交换器作为冷凝器发挥作用时允许制冷剂向热交换器的出口方向流通，各热交换器块的制冷剂入口和上述整流配管的一端由分支配管直接连结，各热交换器块的制冷剂出口和上述整流配管的另一端也由另外的分支配管直接连结，热交换器作为冷凝器发挥作用时的上述通路可变系统的入口管，在配置于一方的最外侧的热交换器块和与其相邻的热交换器块之间与分支配管连接，出口管在配置于另一方的最外侧的上述整流配管和与其相邻的热交换器块之间与分支配管连接，在连接有上述入口管的分支配管，允许向朝向该入口管的方向流通的阀装置配置于从上述一方看时第奇数个热交换器块和与作为其另一方一侧的出口管侧相邻的第偶数个热交换器块之间，在连接有上述出口管的分支配管，允许向从该出口管离开的方向流通的阀装置配置于从上述一方看时第偶数个热交换器块和与作为其另一方一侧的出口管侧相邻的第奇数个热交换器块或上述整流配管之间。由此，在具备偶数个热交换块时，也与第1发明同样，能够将热交换器性能进一步提高来利用。

第3发明是在第1或第2发明中，上述阀装置包括电磁二通阀。由此，能够根据循环量和空调条件等选择阀的开闭，能够得到更高的热交换器能力。

第4发明是在第1至第3的任一项发明中，在上述热交换器作为蒸发器发挥作用时的制冷剂入口部，配置上述通路可变系统。由此，通过仅对最小限度的热交换器块使用本系统，能够实现效率的大幅提高。

第5发明是在第1至第4的任一项发明中，在作为蒸发器发挥作用时，构成上述热交换器块的制冷剂配管的长度在每个通路相同。由此，能够削减制冷剂的偏流，实现热交换器效率的大幅提高。

第6发明是在第1或第2发明中，具备至少顺次连接压缩机、四通阀、构成冷凝器的热交换器、膨胀阀和构成蒸发器的热交换器而形成的制冷剂回路，在上述两个热交换器中的至少一个热交换器具备上述通路可变系统，具备上述通路可变系统的热交换器作为蒸发器时，上述通路可变系统以额定运转时热交换器入口中的制冷剂的雷诺数为3000以上的方式构成。由此，能够极其高效地利用热交换器能力。

第7发明是在第6发明中，使构成上述通路可变系统的热交换器块的配管为直径7mm、直径6.35mm、直径5mm、直径7.94mm以上时，作为蒸发器使用时的该通路可变系统的通路数分别为6通路以下、7通路以下、12通路以下、4通路以下。由此，能够稳定地确保热交换器性能。

第8发明是在第6或第7发明中，具备上述通路可变系统的热交换器作为冷凝器使用时的1通路部的配管根数在配管的直径为7mm时为4根或6根，包括上述1通路部的配管的冷凝器出口部分的配管8根配置于热交换器的上风侧。由此，能够极其高效地利用热交换器能力。

第9发明是在第1至第8的任一项发明中，具备至少顺次连接压缩机、四通阀、构成冷凝器的热交换器、膨胀阀和构成蒸发器的热交换器而形成的制冷剂回路，在上述两个热交换器中的至少一个热交换器具备上述通路可变系统，相比外侧两端的热交换器块中至少一个热交换器块所具有的、沿制冷剂的流动方向串列连接的配管根数，位于这些热交换器块之间的热交换器块所具有的、沿制冷剂的流动方向串列连接的配管根数较少。由此，能够改善制冷剂向各热交换器块的分流特性。

第10发明是在第1至第9的任一项发明中，包括具有上述通路可变系统的室外热交换器和将该室外热交换器及四通阀连接的吸接配管，该吸接配管满足以下条件，室外热交换器内配管的最大截面积×1.2＞吸接配管的截面积≥室外热交换器内配管的最大截面积×0.8。由此，能够抑制从室外热交换器流出的气体制冷剂引起的吸接配管中的压力损失，并且能够抑制制造成本的增加、填充制冷剂量的增加等。

第11发明是在第1至第9的任一项发明中，包括具有上述通路可变系统的室外热交换器和将该室外热交换器及四通阀连接的吸接配管，该吸接配管除了四通阀自身的配管和与室外热交换器及四通阀的连接部位以外，满足以下条件，室外热交换器内配管的最大截面积×1.0＞吸接配管的截面积≥室外热交换器内配管的最大截面积×0.6。由此，能够抑制从室外热交换器流出的气体制冷剂引起的吸接配管中的压力损失，并且能够抑制制造成本的增加、填充制冷剂量的增加等。

第12发明是在第1至第9的任一项发明中，包括具有上述通路可变系统的室外热交换器和将该室外热交换器及四通阀连接的吸接配管，该吸接配管满足以下条件，室外热交换器内配管的最大截面积×1.0＞吸接配管的截面积≥室外热交换器内配管的最小截面积×1.1。由此，能够抑制从室外热交换器流出的气体制冷剂引起的吸接配管中的压力损失，并且能够抑制制造成本的增加、填充制冷剂量的增加等。

第13发明是在第10至第12的任一项发明中，作为热交换器的配管使用φ7mm管并且做成6分支时，作为吸接配管使用5分管，做成4分支时，作为吸接配管使用4分管。由此，能够抑制从室外热交换器流出的气体制冷剂引起的吸接配管中的压力损失，并且能够抑制制造成本的增加、填充制冷剂量的增加等。

第14发明是在第10至第14的任一项发明中，作为热交换器的配管使用φ5mm管并且做成12分支时，作为吸接配管使用5分管，做成8分支时，作为吸接配管使用4分管。由此，能够抑制从室外热交换器流出的气体制冷剂引起的吸接配管中的压力损失，并且能够抑制制造成本的增加、填充制冷剂量的增加等。

第15发明是在第1至第9的任一项发明中，包括具有上述通路可变系统的室外热交换器和将该室外热交换器及四通阀连接的吸接配管，该吸接配管满足以下条件，吸接配管的截面积＜室外热交换器内配管的最大截面积×0.8，设置有使上述吸接配管旁通而将从上述室外热交换器的出口部到四通阀或压缩机吸入部之间直接连结的配管，在该配管的中途设置有电磁二通阀。由此，能够根据需要开闭旁通回路上的阀，最适地控制压力损失。

第16发明是在第1至第9的任一项发明中，包括具有上述通路可变系统的室外热交换器和将该室外热交换器及四通阀连接的吸接配管，该吸接配管除了四通阀自身的配管和与室外热交换器及四通阀的连接部位以外，满足以下条件，吸接配管的截面积＜室外热交换器内配管的最大截面积×0.6，设置有使上述吸接配管旁通而将从上述室外热交换器的出口部到四通阀或压缩机吸入部之间直接连结的配管，在该配管的中途设置有电磁二通阀。由此，能够根据需要开闭旁通回路上的阀，最适地控制压力损失。

以下，参照附图对本发明的实施方式进行说明。但是，并不由本实施方式限定本发明。

（实施方式1）

实施方式1的制冷循环装置具备具有奇数个热交换器块的通路可变系统。即，该制冷循环装置所具备的通路可变系统，在热交换器整体或其一部分具备并列设置的奇数个热交换器块，各热交换器块的制冷剂入口由分支配管直接连结，各热交换器块的制冷剂出口也由另外的分支配管直接连结，热交换器作为冷凝器发挥作用时的通路可变系统的入口管，在配置于一方的最外侧的热交换器块和与其相邻的热交换器块之间与分支配管连接，出口管在配置于另一方的最外侧的热交换器块和与其相邻的热交换器块之间与分支配管连接，在连接有入口管的分支配管，允许向朝向该入口管的方向流通的阀装置配置于从一方看时第奇数个热交换器块和与作为其另一方一侧的出口管侧相邻的第偶数个热交换器块之间，在连接有出口管的分支配管，允许向从该出口管离开的方向流通的阀装置配置于从一方看时第偶数个热交换器块和与作为其另一方一侧的出口管侧相邻的第奇数个热交换器块之间。以下，对这样的制冷循环装置的通路可变装置的具体结构进行说明。

图1是表示本发明的第1实施方式的制冷循环装置的具备通路可变系统的热交换器的结构的附图，特别是表示包括3个热交换器块的通路可变系统的结构。

图1所示的通路可变系统形成为由3个热交换器块22、23、24以该顺序并列设置的热交换器。各热交换器块22～24具有在作为蒸发器发挥作用时（以下，也称为“蒸发器状态”）成为制冷剂的流出口的第1管口和成为流入口的第2管口。各热交换器块22～24的第1管口彼此经由第1分支配管101相互连接，该第1分支配管101与在蒸发器状态时成为制冷剂的出口管的第1配管4连接。此外，该第1配管4在蒸发器状态时形成制冷剂出口管，另一方面，在冷凝器状态时形成制冷剂入口管。

同样地，各热交换器块22～24的第2管口彼此也经由第2分支配管102相互连接，该第2分支配管102在蒸发器状态时与成为制冷剂的入口管的第2配管5连接。另外，该第2配管5在蒸发器状态时形成制冷剂入口管，另一方面，在冷凝器状态时形成制冷剂出口管。

第1分支配管101中，在热交换器块22、23之间的部分，设置有单向阀20。该单向阀20在蒸发器状态时，允许从形成热交换器块23的流出口的第1管口朝向第1配管的方向的制冷剂的流通，限制相反方向的流通。第2分支配管102中，在热交换器块23、24之间的部分也设置有单向阀21。该单向阀21在蒸发器状态时允许从第2配管5向形成热交换器块23的流出口的第2管口的方向的制冷剂的流通，限制相反方向的流通。

此外，这里所说的“热交换器块”是具备至少并列设置有两根配管（例如，铜管）的配管组，各配管只要形成为在内部流通的制冷剂与外部空气之间进行热交换的结构即可。另外，构成配管组的各配管可以相互串列（串联）连接，也可以并列（并联）连接。典型而言，在分别具有一个流入口和流出口的配管组作为整体构成热交换器块。例如，能够采用仅具有一列或多列的沿与外部空气的流通方向正交的方向配设有多根配管的配管列。

将包括如图1所示的通路可变系统的热交换器作为蒸发器使用时，从第2配管5流入气液二相的低压制冷剂。此时，制冷剂能够通过单向阀21，所以能够使三个并列配置的热交换器块22、23、24平行，使制冷剂通过。而且，在各热交换器块22～24进行热交换之后，使来自热交换器块22的制冷剂与通过了单向阀20的来自热交换器23、24的制冷剂汇流，这些制冷剂向第1配管4流出。

但是，制冷剂通过构成热交换器的配管内时所产生的压力损失，一般与制冷剂流速的平方成比例增加。因此，本实施方式的热交换器时，由于使制冷剂在并列的三个热交换器块中分散流通，所以能够使流速为三分之一，能够使压力损失降低为九分之一。此外，通过使制冷剂流速降低，热传递率减低。但是，一般而言，由于压力损失的降低对压缩机驱动时节能效果的影响大，即使考虑热传递率的降低，在能量效率的方面，降低压力损失才是大的优点。因此，本实施方式的制冷循环装置，形成为总的来说能够实现消耗电力的削减的结构。

接着，将包括图1所示的通路可变系统的热交换器作为冷凝器使用时，来自第1配管4的制冷剂作为高压的气体制冷剂或气液二相制冷剂流入。此时，制冷剂被单向阀20阻止从第1配管4向热交换器块23的直接流通。因此，从第1配管4流入的制冷剂，首先通过热交换器块22，在其间进行热交换。接着，从热交换器块22到达第2分支配管102的制冷剂，由于无法再通过另一个单向阀21，所以从第2分支配管102向热交换器块23流入，在这里也进行热交换。此外，各热交换器块形成为制冷剂的流通方向不对热交换的性能产生影响的结构。

并且，单向阀20的上游侧（第1配管4侧）压力高于下游侧（热交换器块23侧）。因此，从热交换器块23向第1分支配管101流出的制冷剂，向单向阀20的正方向不流通。因此，制冷剂向热交换器块24流入，在这里也进行热交换。最后，在单向阀21中，由于上游侧的压力和下游侧的压力的关系也不向正方向流通，来自热交换器块24的制冷剂从第2分支配管102向第2配管5流通，流向下一个制冷循环过程。

热交换器作为冷凝器发挥作用时，这样顺次通过各热交换器块22～24。即，对于制冷剂的流动，各热交换器块22～24成为串列配置的结构。因此，能够使制冷剂流速增加，使热传递率提高。此外，此时，制冷剂的压力损失增加，但是在热交换器块22～24中流通的制冷剂为高压，由于高压的制冷剂的制冷剂密度小所以压力损失十分小。因此，压力损失相对于制冷循环装置的总效率的影响小。

通过形成为以上结构，作为蒸发器发挥作用时以及作为冷凝器发挥作用时，均能够提高热交换器的效率。另外，本实施方式1的制冷循环装置的通路可变系统，由图1可知，追加部件仅为两个单向阀。一般而言，单向阀为电磁二通阀的几分之一的价格，所以相对于现有技术提出的结构（使用电磁二通阀、四通阀的结构），能够实现非常廉价地实现。另外，由于单向阀一般形成为紧凑的形状，所以在配设于热交换器时不易发生问题，另外，由于不使用电进行工作，所以不需要追加电部件，故而优选。

另外，工作和耐久性的可靠性中，对这样的制冷剂的使用成效充分，不存在问题。并且，在假设单向阀形成为时常完全关闭状态或时常打开状态时，由于制冷剂能够通过热交换器，所以除了热交换效率降低这一点，在制冷循环装置的运转时不产生大的障碍。

此外，各热交换器块22～24的内部结构没有限定。即，构成1列的配管根数、列数等没有特别限制，能够根据需要形成为最合适的结构。例如，能够使热交换器块22为1列4根，热交换器块23、24为2列6根等。其中，为了最大限度地有效利用热交换器的性能，优选使分流均等。为此，如后所述，优选将配管根数设定为规定的限制。

图2是表示将上述的通路可变系统的结构一般化、将n个热交换器块B₁～B_n并列配置时的结构的图。这样，并不是将热交换器块限定为3个，能够增加任意个来使用。

如图2所示的通路可变系统时，在配置于一方的最外侧的热交换器块B₁和与其相邻的第二个热交换器块B₂之间，将冷凝器状态中构成制冷剂入口管的第1配管4与第1分支配管101连接。另外，配置于另一方的最外侧的热交换器块B_n和与其相邻的热交换器块B_n－1之间，将冷凝器状态中构成制冷剂出口管的第2配管5与第2分支配管102连接。

另外，在第1分支配管101，在从一方的最外侧看配置于第奇数个的热交换器块与在另一方一侧（第2配管5侧）相邻配置的热交换器块之间的部分，设置有单向阀。此外，该单向阀在图2中使用符号20表示。以下，总称这些的单向阀时称为“单向阀20”。这些单向阀20以允许第1分支配管101朝向第1配管4的方向的流通的方式，以该方向为正方向的方式配设。

另外，在第2分支配管102，在从一方的最外侧看配置于第偶数个的热交换器块与在另一方一侧相邻配置的热交换器块之间的部分，设置有单向阀。此外，该单向阀在图2中使用符号21表示。以下，总称这些的单向阀时称为“单向阀21”。这些单向阀21以允许第2分支配管102朝向从第2配管5离开的方向的流通的方式，以该方向为正方向的方式配设。

通过将通路可变系统这样构成，能够将全部热交换器块相对于制冷剂的流通，在蒸发器状态时并列构成、在冷凝器状态时串列构成。当然，也能够包括仅在内部的一部分不配置单向阀，不能切换串列并列的结构。

以下，对于本发明的实施方式1，说明实际的应用例和效果。

现有技术中，使制冷循环装置供暖运转时，由于室外热交换器作为蒸发器发挥作用，所以制冷剂的压力损失成为消耗电力增大的原因。此时，通过增加热交换器的通路数、降低热交换器内的配管内的制冷剂流速来削减压力损失是一般已知的方法。但是，采用这样的方法时，如果将制冷循环装置切换为供冷运转，使室外热交换器作为冷凝器发挥作用，则制冷剂流速的过度降低导致热传递率降低，热交换器效率降低。

因此，现有技术，如图3所示，作为热交换器的结构，采用作为冷凝器的最适结构和作为蒸发器的最适结构的中间结构。但是，即使是这样的结构，热交换器效率不一定就高。图4是表示蒸发器和冷凝器中的热交换器的能力与压力损失的关系的图。如图4上侧的图所示，作为蒸发器发挥作用时，如果增加通路数，则压力损失降低的比例大于蒸发器的能力降低的比例。因此，作为蒸发器，在通路数比较多的结构中，在效率方面得到最适解。而另一方面，如图4下侧的图所示，作为冷凝器发挥作用时，如果增加通路数，压力损失降低的比例小于冷凝器的能力降低的比例。因此，作为冷凝器，在通路数比较少的结构中，在效率方面得到最适解。这样，作为蒸发器的最适的通路数少于作为冷凝器最适的通路数，一般而言，后者相对于前者大多为三分之一左右。

图5是表示将本发明的制冷循环装置的通路可变系统应用于室外热交换器的一部分时的结构的附图。一般而言，热交换器的结构如上所述，形成为蒸发器和冷凝器的中间结构。并且，存在将蒸发器状态中的制冷剂入口管部分的结构重视冷凝器状态中的能力确保而设计的趋势，所以导致形成为其配管截面积小的结构。其结果，在该部分集中压力损失的大部分。图6的图表示制冷剂通过作为蒸发器的热交换器的内部时各部中的制冷剂压力。如该图6所示，热交换器作为蒸发器发挥作用时，制冷剂从入口管流入之后，在1通路部、2通路部、3通路部的各细管部中压力急剧降低。并且，之后形成为多通路（例如，6通路化），所以流速降低，压力降低变得缓慢。

即，可知压力损失的大部分在热交换器入口附近的三分之一左右的部分集中发生。这样的压力损失的集中是为了确保如上所说明的作为冷凝器时的冷凝能力而产生的，作为热交换器一直以来是无法避免的。但是，例如，通过形成如图5所示的仅在蒸发器状态中的热交换器的入口部分应用了本发明的制冷循环装置的通路可变系统的结构，由于如图6的点划线所示的入口周边的制冷剂流速减小（该图6的点划线例示将蒸发器状态中的入口部5通路化的情况），所以压力损失大幅削减。

通过形成为这样的结构，能够降低室外热交换器作为蒸发器发挥作用时（即，供暖运转时）的压缩机的动力，能够实现消耗电力的削减。另外，室外热交换器作为冷凝器发挥作用供冷运转时，图5的例子中，成为三个热交换器块串列连接的结构，所以能够通过热传递率的提高效果来降低压力，通过过冷（Subcooled，过冷却度）的增加来提高热交换器效率，即实现消耗电力的削减。

图7将具备本发明的通路可变系统的热交换器的详细结构例（b）与现有技术的结构例（a）一并表示。现有的室外热交换器一般为如图7（a）所示的结构。该现有例中，在冷凝运转时，从下风侧向6通路中流入制冷剂。接着，顺次与3通路、2通路、1通路和制冷剂密度的增加反比例地减少配管截面积。另一方面，蒸发运转时，相反地，成为与制冷剂的密度反比例地增加配管截面积的结构。但是，蒸发器状态中入口附近的制冷剂在冷凝运转时中100％成为液体制冷剂，但是在蒸发运转时时仅成为约80％左右的液比率（制冷剂中的液体制冷剂所占的质量的比例）。因此，如果考虑低压制冷剂的压力损失大，果然还是不能称为是最适的配管结构。

图7（b）表示本发明的实施例。该实施例时，仅将蒸发器状态中的入口部分3块状化，应用本发明的制冷循环装置的通路可变系统。该结构中，制冷剂分支为从蒸发器状态的制冷剂入口管向热交换器最下部的热交换器块（2列4根）流入的回路和通过单向阀21向两个热交换器块（分别为2列8根）流入的回路。并且，以5通路通过下部的3个热交换块之后，在通过单向阀20之后全部汇流。之后，再度分支，向由上部的6通路构成热交换器块流入。

其结果，作为蒸发器发挥作用时，能够通过三个热交换器块将制冷剂入口附近5通路化，能够使制冷剂流速为约三分之一，使压力损失为约九分之一。另外，冷凝运转时，与1通路仅配置两根的现有例（参照图7（a））不同，本实施例中，通过采用通路可变系统采用并且将1通路配置4根，能够不增加蒸发运转时的压力损失，增加冷凝运转时的热交换器能力。

图8是总结了各运转模式的热交换器能力和压力损失的图。图8中，将现有结构的热交换器能力和压力损失总结于以“基础热交换器”为题的上侧的图表，本发明的结构的热交换器能力和和压力损失总结于下侧的图表。将本发明的结构与现有结构相比，可知，确保了与蒸发器的能力（蒸发能力）基本同等的性能，并且压力损失与制冷剂的循环量成比例（根据从最小能力时向最大能力时迁移）削减。该压力损失对制冷循环装置中消耗电力最大的压缩机的动力产生直接影响。因此，根据本发明的结构，能够大幅削减装置整体的消耗电力。另外，对于冷凝器的能力（冷凝能力），压力损失稍微增加，但是作为绝对值的影响小，并且冷凝能力的增加显著。因此，通过削减制冷剂的循环量来降低压缩机的动力，能够削减制冷循环装置整体的消耗电力。此外，图中的“中间能力时”是指以额定能力的一半能力运转时的意思。

（实施方式2）

图9表示将本发明的制冷循环装置的通路可变系统应用于室外热交换器整体时的结构。即，如图9所示的例子中，使室外热交换器整体为本发明的制冷循环装置所提出的可变通路系统的结构，这里，表示将图1所示的结构应用于室外热交换器整体的情况。这样，在将热交换器整体块状化而应用可变通路系统时，也能够得到与已经说明的那样的相同的效果。

另外，图10和图11是表示将本发明的制冷循环装置的通路可变系统应用于室内热交换器时的结构的附图。这里，图10中表示在室内热交换器的一部分（蒸发器状态中的制冷剂入口部）设置通路可变系统时的结构。另外，图11中表示在室内热交换器的整体应用通路可变系统时的结构。采用这样的结构时，也能够得到已经说明的效果。

另外，上述对采用单向阀时进行了说明，但是不限于此，只要是能够允许制冷剂向一方的流通并且限制（或阻止）制冷剂向另一方的流通的阀装置即可，也可以采用其他的阀结构。例如，如果不关心制造成本，也能够代替单向阀而采用电磁二通阀。但是，此时，需要评价热交换器效率，考虑电磁阀的消耗电力。

图12是表示本发明的实施方式2的通路可变系统的配管的具体配置结构的附图。另外，图12（a）中，作为本发明的实施例，例示了为了使作为蒸发器发挥作用时各块的制冷剂流量均匀化，使蒸发器状态中每个通路的配管根数为相同根数（4根）的例子。另一方面，图12（b）中，例示了使蒸发器状态中每个通路的配管根数不同时的结构例。

图12（a）的结构时，由于使通过各配管的制冷剂量均匀化，能够充分发挥热交换器性能。另一方面，图12（b）的结构时，通过各配管的制冷剂量，在每个配管中不同，难以充分发挥热交换器性能。此外，在图12（a）和图12（b）各自的下部表示的蒸发能力为额定运转时的数值，两者相比，产生约18W的差。

（实施方式3）

本实施方式3的制冷循环装置为具备具有偶数个热交换器块通路可变系统的结构。即，该制冷循环装置所具备的通路可变系统，在热交换器整体或其一部分，具有偶数个热交换器块和含有阀装置的配管（以下称为“整流配管”）并列设置的结构，该阀装置在热交换器作为冷凝器发挥作用时允许制冷剂向热交换器的出口方向流通，各热交换器块的制冷剂入口和整流配管的一端由分支配管直接连结，各热交换器块的制冷剂出口和整流配管的另一端也由另外的分支配管直接连结，热交换器作为冷凝器发挥作用时的通路可变系统的入口管，在配置于一方的最外侧的热交换器块和与其相邻的热交换器块之间与分支配管连接，出口管在配置于另一方的最外侧的整流配管和与其相邻的热交换器块之间与分支配管连接，在连接有入口管的分支配管，允许向朝向该入口管的方向流通的阀装置配置于从一方看时第奇数个热交换器块和与作为其另一方一侧的出口管侧相邻的第偶数个热交换器块之间，在连接有出口管的分支配管，允许向从该出口管离开的方向流通的阀装置配置于从一方看时第偶数个热交换器块和与作为其另一方一侧的出口管侧相邻的第奇数个热交换器块或整流配管之间。以下、对于这样的制冷循环装置的通路可变装置的具体结果，说明具备两个热交换器块的例子。

图13是表示本发明的实施方式3的制冷循环装置的通路可变系统的结构的附图。该通路可变系统具备并列设置的两个热交换器块22、23、和在中途设置有单向阀25的整流配管。简单地说，图13所示的通路可变系统是在图1所示的通路可变系统中，将最外侧（蒸发器状态中的靠近出口管（第2配管5）一侧）的热交换器块24置换为整流配管的结构。此外，作为补充，该整流配管通过单向阀25仅允许从上游端向下游端的制冷剂的流通，限制（阻止）相反向的流通。而且，整流配管的上游端与第1分支配管101连接，下游端与第2分支配管102连接。

这样的通路可变系统时，蒸发器状态中，从第2配管5流入气液二相的低压制冷剂。制冷剂由于不能向上游端侧通过整流配管上的单向阀25，通过第2分支配管102上的单向阀21，在2个热交换器块22、23分支流通，在通过这些热交换器块22、23之间进行热交换。此后，通过了热交换器块23和单向阀20的制冷剂与通过了热交换器块22的制冷剂汇流，通过第1配管4从通路可变系统流出，进一步流向更下游侧的制冷循环。

另一方面，冷凝器状态中，制冷剂从第1配管4作为高压的气液二相或气体制冷剂流入。由于该制冷剂不能向逆向通过单向阀20，所以其全部的量通过热交换器块22，在其间进行热交换。通过了热交换器块22的制冷剂，由于也不能通过单向阀21，所以其全部的量通过热交换器块23，在其间也进行热交换。通过了热交换器块23的制冷剂由于不能通过单向阀25，所以从上游端向下游端流过整流配管，通过第2配管5，进一步向下游侧的制冷循环装置流出。

图13所示的通路可变系统时，制冷剂如上所述流动。因此，蒸发器状态中，制冷剂成为2通路的平行流，削减压力损失。另外，冷凝器状态中，由于各热交换器块22、23成为串列连接，所以能够增加热传递率，能够提高作为热交换器的效率。此外，本实施方式3的结构与实施方式1的结构相比，单向阀多了一个。但是，由于蒸发器时的通路数减少，所以在由蒸发器状态中热传递率的降低引起的性能降低大时，是有效的结构。

（实施方式4）

图14是表示本发明的实施方式4的制冷循环装置的通路可变系统的附图，特别是表示蒸发器时的通路数为3通路的情况。另外，图15是表示将图14的通路可变系统应用于室外热交换器时的结构的制冷循环图。本实施方式4中，假定为使用配管径φ7mm的热交换器、供冷标准能力4.0kW、供暖标准能力5.0kW的空调（air conditioner）。

图14和图15所示的通路可变系统是使实施方式3所示的通路可变系统（参照图13）中的热交换器块22为以8根配管构成为2通路的2通路部42（各通路以配管4根构成）、使热交换器块23为以4根配管构成为1通路的1通路部44。

图15中，供暖时（室外热交换器为蒸发器状态），从压缩机1排出的高温高压的气体制冷剂（本实施方式中，作为制冷剂使用R410A）通过四通阀2流向室内热交换器12，被冷凝。液化后的制冷剂通过装载于室外机的膨胀阀7或者毛细管被减压，成为气液二相的制冷剂进入室外热交换器。这里，现有的热交换器中，入口部成为1通路或者2通路等流路截面积窄的结构，而本实施方式的热交换器时，由于在其入口部分设置通路可变系统，所以如图14和图15所示，热交换器的入口与2通路部42和1通路部44一起形成3通路，制冷剂流动。

这意味着与使入口为1通路时相比，流路截面积为3倍，制冷剂流速变为三分之一，制冷剂压力损失变为九分之一。但是，如果使制冷剂流速降低，则向制冷剂的热传递率降低，所以使通路数增加到何种程度时是最适的并不明确。图16（a）、（b）是表示分别具备5通路、7通路时的通路可变系统的热交换器的结构例的附图。图17中比较图14所示的3通路的结构、图16所示的5通路和7通路的结构。是比较在这3种结构中供暖额定运转（相当于供暖能力5kW）时的室外热交换器能力（蒸发器能力）的附图。从图17可知，使通路数为3通路到5通路时，能力提高，但是，为5通路到7通路时，能力下降。

另外，图17中，表示作为蒸发器发挥作用时的热交换器入口部中制冷剂的雷诺数（Reynolds number）。由此可知，仅7通路时没有湍流域而成为湍流迁移域。图18是表示根据非专利文献1所提取的流域的状态（层流、湍流、湍流迁移域）的一般区別（雷诺数与流域的状态的关系）的表。由此，雷诺数为2000～3000之间，表示发生层流和湍流之间的迁移现象，发生迁移现象的状态中的代表制冷剂热传递率的努塞尔特数（Nusselt number），目前仍没有明确的关系式（根据非专利文献1）。

根据作为图17所示的数值的计测对象的结构可知，如果多通路化到7通路化，则蒸发器入口部分的流域状态形成为湍流迁移域存在导致极端的热交换器能力的降低的可能性。另外，根据图18可知，湍流域中最低的雷诺数时，为能够抑制热传递率的降低并且大幅降低压力损失的结构（通路数）。

关于该点进行更详细的说明。通路数的增加，如上所述，发生制冷剂流速的降低，即雷诺数的降低。并且，努塞尔特数所代表的的热传递率与雷诺数的0.8次幂成比例降低（换而言之，与制冷剂流速的0.8次幂成比例降低）。即，增加通路数，雷诺数降低，则热传递率与雷诺数的0.8次幂成比例降低。但是，制冷剂的压力损失与制冷剂流速的2次方成比例增加，所以使制冷剂流速最大限度降低而极力减少压力损失的方式效率高。

即，根据压力损失的降低的观点，更优选增加通路数来降低制冷剂流速。而另一方面，根据热传递率的观点，过度降低制冷剂流速，则雷诺数也显现得过剩，导致超出湍流域而形成迁移域或者层流域，热传递率急剧降低。鉴于这些现象，确定通路数，使得成为为湍流域中最低的雷诺数（例如，3000），是最优效率的结构。

此外，本实施方式4的热交换器的配管径并不根据供冷能力和供暖能力的程度来限定。

例如，供暖能力（蒸发器能力）为5.0kW时，制冷剂的雷诺数成为为3000以上的优选结构如下所述。即，热交换器的配管为直径6.35mm（2分管；外径为2/8英寸的管）时，使蒸发器使用时的通路数为7通路以下即可。直径5mm时，使蒸发器使用时的通路数为12通路以下即可。直径7.94mm（2.5分管；外径为2.5/8英寸的管）以上时，使蒸发器使用时的通路数为4通路以下即可。

（实施方式5）

在现有的不装载通路可变系统的结构时，1通路部（即，作为冷凝器发挥作用时的出口部分）的配管根数能够比较自由地选择。但是，装载有本发明的通路可变系统时，根据1通路部的长度，蒸发器时的配管根数受到某种程度的制约。例如，假定使构成1通路的配管根数为8根、蒸发器状态中制冷剂入口部分的通路数为5通路时，该热交换器块中，至少需要8×5＝40根配管。

一般而言，热交换的配管根数根据配管彼此的间距、成本、通风阻力等的制约，使用φ7mm的配管的2列热交换器中限制为约60～70根。其中，40根分配为通路可变系统用，则导致冷凝器状态中1通路部过长，在分流性能、配管的收纳性等方面作为热交换器整体难以最适化。即，如果不将1通路部的配管根数最适化，则难以提高热交换器效率。

因此，本实施方式5中提出了作为冷凝器的优选结构。本实施例中，公开了使用φ7mm的配管的室外热交换器。在冷凝器状态中的出口部应用通路可变系统时，成为如图14和图15所示的结构，为了提高冷凝能力，对于冷凝器出口部的液体密度高的制冷剂，需要抑制压力损失的增加并且减少配管截面积来增加制冷剂流速，增加热交换能力。

最适的出口部的结构，特别是1通路部的配管根数和配置部位是重要的。图19是对1通路部的配管根数为2根、4根、6根、8根时的热交换器能力进行比较的表。此外，蒸发器状态中该部分的通路数全部统一为5通路。由该表可知，根据1通路的配管根数，冷凝性能发生变化。即，与1通路部为配管2根时相比，可知使配管根数增加的4根、6根、8根时，相对性能提高。

但是，冷凝能力并不是简单地与配管根数的增加成比例地提高，冷凝能力在4根～6根时达到上限。另一方面，伴随配管根数的增加，特别是从6根时压力损失急剧增加。制冷剂的压力损失的增加成为压缩机1的动力增加的直接原因，成为制冷循环装置中效率大幅降低的主要原因。因此，可知冷凝效率最高时为1通路根数为4根至6根。

因此，优选1通路根数为4根，并且将包括1通路部的冷凝器出口配管8根配置于热交换器效率更好的上风侧，利用对流效果。图20（a）表示将包括1通路的配管4根的冷凝器出口侧8根配管配置于上风侧的热交换器的结构例，图20（b）表示不采用这样的结构的热交换器的结构例。另外，图21是表示采用图20（a）、（b）的各结构时的冷凝能力之差的附图。从这些图20和图21可知，将包括1通路4根的冷凝器出口配管配置于上风侧的结构是作为冷凝器也能够最大限度发挥热交换器效率的结构。

（实施方式6）

图22是表示本发明的实施方式6的制冷循环装置的热交换器的结构的附图。这是表示使热交换器的蒸发器状态时的入口部为5通路的例子。

该热交换器作为冷凝器发挥作用时，制冷剂向作为热交换器整体的入口部分的6通路部流入，在汇流部50全部制冷剂汇流。此后，制冷剂向3个热交换器块42、43、46构成的通路可变系统流入。具体而言，首先，全部制冷剂通过在2通路中分别具有4根配管的第一个热交换器块42，在这里进行热交换（放热）。接着，通过了各通路的制冷剂汇流，进入配置于上风侧的第二个热交换器块43。该热交换器块43中，制冷剂通过构成为2通路的各通路中分别配置的2根配管，通常，在通过该配管的中途发生过冷，制冷剂液化。并且，通过了各通路的制冷剂再次汇流，此后进入作为1通路部的第三个热交换器块46。该热交换器块46为构成1通路的4根配管配置于上风侧的结构，所以制冷剂流速增加，热传递率提高，确保充分的过冷。

接着，对作为蒸发器发挥作用的情况进行说明。蒸发器状态中，制冷剂与冷凝器状态相反地流动。即，制冷剂从蒸发器状态中的制冷剂入口管47流入。此后，进入冷凝器状态中的作为1通路部的第三个热交换器块46的4根配管的第1路线和在通过单向阀21之后向第一个和第二个热交换器块42、43流动的第2路线在分支管48分开。

另外，在第2路线中，制冷剂在分支管49中分支，分为第一个热交换器块42和第二个热交换器块43。第一个热交换器块42具备2个具有4根配管的通路，在通过合计8根配管期间制冷剂蒸发，不通过单向阀20到达汇流部50，流向下一个热交换器3。第二个热交换器块43具备2个具有2根配管的通路，在通过合计4根配管期间制冷剂蒸发。流出热交换器块43的制冷剂与在第三个热交换器块46中蒸发的制冷剂汇流。汇流后的制冷剂在通过单向阀20之后到达汇流部50，流向下一个热交换器3。

从以上的说明可以理解，制冷剂仅在通过第二个热交换器块43时通过两个单向阀20、21。一般而言单向阀对R410A这样的高压制冷剂为可以忽略压力损失的水平，但即使这样，压力损失也不为零。因此，通过第二个热交换器块43的制冷剂，与通过其它的热交换器块的制冷剂相比，存在循环量（流通量）容易减少与通过2次单向阀相应的量的趋势。因此，本实施方式6中，仅将该制冷剂循环量容易减少的第二个热交换器块43，与其它热交换器块相比，将制冷剂流方向的配管根数减少为2根。作为其结果，供暖运转时的压缩机的运转频率的全部区域（即，从供暖运转时的最低周波数经过额定频率到达低温时的最大频率的全部频率区域）中，作为蒸发器发挥作用的热交换器，即使是5通路这样的多通路热交换器，通路平衡也不会大幅劣化（即，各通路的制冷剂流量的偏差小）。

此外，例如，在之前所说明的如图2所示的通路可变系统时也可以说是同样的。具体而言，在图2的结构时，与在位于两外侧的热交换器块B₁、B_n中流通的制冷剂所通过的单向阀的数量相比，多于在位于这些之间的各热交换块B₂～B_n－1中流通的制冷剂所通过的单向阀的数量。因此，使构成各热交换块B₂～B_n－1且串列连接的配管根数少于构成两外侧的热交换器块B₁、B_n且串列连接的配管根数中的至少一方，则能够良好地确保通路平衡。另外，图2为具备奇数个热交换器块的结构，具备偶数个热交换器块的结构也能够与上述同样。

另外，说明从配管设计的观点考虑的情况。如上所述从蒸发器状态中的制冷剂入口管47进入的制冷剂在分支管48分为2支。这里，本实施方式的热交换器使用φ7mm的配管，向作为1通路部的第三个热交换器块46的配管为φ7mm。相对于此，第一、二个热交换器块42、43一起形成4通路，所以通常相对于向第三个热交换器块46的制冷剂循环量需要4倍的制冷剂循环量，为了得到该制冷剂循环量需要φ14mm的配管。但是，存在这样粗的配管无法收纳于室外机的结构的情况，并且，导致制造成本的增大和性能的降低。因此，本实施方式6中，如上所述，通过使第二个热交换器块43的配管根数为一半的2根，能够削减所需要的制冷剂循环量，即使是细的配管（本发明中采用φ9.54mm的配管），也能够抑制制冷剂的偏流和压力损失的发生，并且提高收纳性。

（实施方式7）

图23是表示本发明的实施方式7的制冷循环装置的结构的附图。该实施方式中，说明将装载有已经说明过的通路可变系统的热交换器（φ7.00mm管、出口部6通路分支）应用于室外热交换器的情况。但是，本发明不受图示的结构例限定。此外，图23所示的室外热交换器中，热交换器块22对应图22所示的结构中构成为2通路8根的热交换器块42。另外，图23中的热交换器块23对应于图22中通过两次单向阀的构成为2通路4根的热交换器块43。另外，图23中的热交换器块24对应于图22中构成1通路部的热交换器块46。

如图23所示，为了削减供暖时作为蒸发器发挥作用的热交换器的压力损失，由此提高热交换器效率，使蒸发器入口部（热交换器块22、23、24）多通路化。利用膨胀阀7减压膨胀后的气液二相制冷剂如图所示分支为5通路而流动，所以在该部分几乎不发生制冷剂压力损失。通过该通路可变系统之后，暂时汇流，之后再次分支为6通路，在该部分（热交换器3），制冷剂也不发生大的压力损失。但是，作为热交换器（构成通路可变系统的热交换器和热交换器3）的内部结构，从制冷剂侧看时管内截面积有两种。具体而言，有存在于前半部的5通路部（构成通路可变系统的热交换器块22、23、24）的最小管内截面积（A）和存在于后半部（热交换器3）的最大管内截面积（B）。例如，作为室外热交换器的配管使用φ7.00mm管时，分别为A＝171mm²、B＝205mm²。

但是，流出热交换器的制冷剂，流速提高，通过与压缩机1的吸入部连接的配管8（吸入部连接配管，以下，称为“吸接配管8”），返回位于压缩机1的吸入部的蓄存器（accumulator）。配置于蓄存器和中途的四通阀2一般（一般住宅用的空调）大多使用4分配管（4/8英寸管，φ12.70mm），现有技术中，必然是周边的吸接配管8也使用4分管（φ12.70mm）。这里，若计算4分管（φ12.70mm）的内部截面积（C），则C＝119mm²。

比较上述的热交换器内部的截面积A、B，4分管的内部截面积C仅为其一半程度。即，本来在制冷剂的体积流量增加从而压力损失容易增加的该吸入连接配管8的部分，应该使用具有大于热交换器的截面积A、B的截面积的配管，如上所述，相反地使用细的配管。此时，作为缺点，可以认为发生制冷剂的大的压力损失。另外，本实施方式1～6中削减了热交换器内部的压力损失，但是根据吸接配管8的尺寸，该吸接配管8中的流通阻力形成瓶颈，存在作为制冷循环装置整体看时不能发挥充分的效果的可能性。因此，以下，说明通过将上述截面积A、B、C的关系最适化，能够最大限度发挥热交换器效率的结构。

图24是表示图23中记载的室外热交换器从热交换器入口（蒸发器状态中的入口）经由热交换器出口到达压缩机的配管截面积的分布的附图，为了比较，表示本发明的实施例（使用5分管）和现有例（使用4分管）。相比热交换器入口，从热交换器出口到压缩机1的吸接配管8，制冷剂的干燥度高，体积流量也大。即使这样，图24所示的现有例中，吸接配管8的截面积比热交换器内部的截面积小。

这里，设制冷剂的压力损失为Y、制冷剂的体积流速为X，满足以下的关系。

Y∝X2···（式1）

另外，设管内截面积为Z，满足以下的关系。

X∝（1/Z）···（式2）

即，现有例时，吸接配管中的制冷剂的压力损失与热交换器内部中的制冷剂的压力损失相比，约增加为3倍。因此，需要实现吸接配管8的管内截面积的最适化，一般而言，吸接配管8收纳于室外机的机械室内，受到收纳空间的限制，还需要综合考虑制造成本的增加，保持于配管内的制冷剂量的增加等。

因此，对于使吸接配管8为4分管（φ12.75mm）、5分管（φ15.875mm）、6分管（φ19.05mm）时，比较每1.6m的铜管质量（g）和保持制冷剂量（g），并且对于制冷剂的压力损失（MPa），通过计算供暖额定运转条件（Q＝5000W、制冷剂R410A）进行比较。在表1中表示该比较的结果。

[表1]

	铜质量（g）	制冷剂保持量（g）	制冷剂压力损失（%）
				4分管	113.9	95	100
5分管	142.4	151	63
				6分管	170.8	219	44

根据该计算结果可知，使其为5分管，能够充分削减压力损失，并且抑制制冷剂保持量和铜质量的增加。此外，6分管以上时，制冷剂压力损失的降低方面的效果没有进一步增加，另一方面，在产品化时所需要的弯曲加工等制造的容易性方面形成大的问题，所以不能成为是优选的结构。

图25是表示在实际机器中从热交换器入口（蒸发器状态中的入口）经由热交换器出口到达压缩机的制冷剂压力的分布的附图。该图中，为了比较，表示制冷剂量相同、使用具有相当于5分管的截面积的配管时（实施例）和使用4分管时（现有例）的情况。从该图25可知，实施例与现有例相比，制冷剂压力损失削减0.006MPa。

这样的吸接配管8中的制冷剂的压力损失的削减效果，基于制冷循环的瓶颈（限速）条件，特别是在热交换器入口显著出现，另外，在热交换器的整体中也出现该效果。另一方面，由于压缩机中制冷剂的吸入压力相同，所以向压缩机的驱动电力的输入基本不增加。并且，通过压力损失的削减，构成蒸发器的热交换器的温度整体降低约0.1K，与空气侧的温度差增加（约2％）。其结果，作为热交换器能力，增加约20W（约0.4％），作为制冷循环的效率提高。

另外，在中间能力的供暖运转时（Q＝2500W）时，压缩机的吸入部的制冷剂压力上升0.003MPa，改善制冷循环的效率。另外，供暖低温条件（室外低温条件：2/1℃），由于压缩机以100Hz以上运转，效率改善效果大，向压缩机的制冷剂的吸入压力上升，向压缩机的驱动电力的输入保持相同，供暖能力增加约90W（约1％）。

总结以上的结果，吸接配管8的管内截面积C相对于最大管内截面积B具有表2所示的关系。并且，可知，满足以下关系的具有管内截面积C的吸接配管8为能够优选应用的结构，

最大管内截面积（B）×1.2＞管内截面积C≥最大管内截面积（B）×0.8···（式3）

[表2]

	管内截面积C（mm²）
		4分管	119（58%）
5分管	188（92%）
		6分管	273（133%）

另外，吸接配管8的管内截面积C相对于最小管内截面积A具有表3所示的关系。并且，可知，满足以下关系的具有管内截面积C的吸接配管8为能够优选应用的结构，

管内截面积C≥最小管内截面积（A）×1.1···（式4）

这样，本实施方式中，热交换器中使用φ7.00mm管时，相对于采用6通路的结构，作为吸接配管8优选使用5分管。此外，可知，通过同样的方法，使用φ7.00mm管的热交换器中，相对于采用4通路的结构，作为吸接配管8优选使用4分管。

[表3]

	管内截面积C（mm²）
		4分管	119（70%）
5分管	188（110%）
		6分管	273（160%）

另外，热交换器中使用φ5.00mm管时，为了将热交换器的压力损失增加抑制为目前的程度，需要为12通路。该结构时，与上述的例子同样进行试算，通过作为吸接配管8使用5分管，能够形成为满足上述的（式3）和（式4）的结构。另外，为8通路时，4分管是最适合的，此时也满足上述的关系式。

（实施方式8）

图26是表示本发明的实施方式8的制冷循环装置的结构的附图。实施方式8与上述的实施方式7不同，是吸接配管中仅从室外侧热交换器3到四通阀2为5分管、从四通阀2到压缩机1为一直以来的4分管的例子。图27表示图26的结构中的管内截面积，图28表示图26的结构中的制冷剂的压力分布。该结构中，由于使仅从热交换器出口到四通阀为5分管，所以截面积从119mm²增加到188mm²。即使仅变更该部分，如图28所示，也能够得到构成蒸发器的热交换器中的制冷剂的压力损失的削减效果。

此外，该结构时，优选最小管内截面积A、最大管内截面积B、吸接配管8的管内截面积C满足下述的关系式。

最大管内截面积（B）×1.0＞管内截面积C≥最大管内截面积（B）×0.6···（式5）

管内截面积C≥最小管内截面积（A）×1.1···（式6）

根据本实施方式8，与实施方式7相比，所得到的效果小，但是，具有配管块的结构容易、制造变得容易的优点。

（实施方式9）

图29是表示本发明的实施方式9的制冷循环装置的结构的附图。实施方式9与上述的实施方式7、8不同，流出室外侧热交换器3的制冷剂不经由吸接配管8（特别是从四通阀2到压缩机1的配管部分）。并且，设置使该配管部分旁通的旁通回路10，在该旁通回路10上设置有电磁二通阀9。这样的结构时，通过仅在供暖时打开电磁二通阀9（供冷时关闭），能够得到实质上增加吸接配管的截面积的效果。具体而言，通过在旁通回路10使用2.5分管（φ7.94mm、截面积44.7mm²）能够得到规定的效果。

另外，如图29所示的结构中，从热交换器3的出口到压缩机1直接形成旁通，也能够代替该结构，形成为虽然效率改善效果减少，但为了满足结构上的制约等而以旁通回路10连接四通阀2的正前部分和正后部分的结构。

产业上的可利用性

本发明的制冷循环装置能够通过简单的结构在冷凝器时形成串列结构，在蒸发器时形成并列结构。因此，能够提高热交换器性能，所以能够适用于以空气调节机为代表的各种制冷循环装置。

附图标记的说明

1 压缩机

2 四通阀

3 室外侧热交换器

4 第1配管（蒸发器状态时的热交换器出口管）

5 第2配管（蒸发器状态时的热交换器入口管）

7 膨胀阀

8 吸接配管

9 电磁二通阀

10 旁通回路

12 室内热交换器

20 单向阀

21 单向阀

22 第一个热交换器块

23 第二个热交换器块

24 第三个热交换器块

25 单向阀

42 2通路部

43 2通路部

44 1通路部

46 1通路部的热交换器

47 蒸发器时的制冷剂入口管

48 分支管

49 分支管

50 汇流部

Claims

1.一种制冷循环装置，其特征在于：

其为在室内热交换器和室外热交换器的至少一个具备通路可变系统的制冷循环装置，

所述通路可变系统中，

在热交换器整体或其一部分具备并列设置的奇数个热交换器块，各热交换器块的制冷剂入口由分支配管直接连结，各热交换器块的制冷剂出口也由另外的分支配管直接连结，

热交换器作为冷凝器发挥作用时的所述通路可变系统的入口管，在配置于一方的最外侧的热交换器块和与其相邻的热交换器块之间与分支配管连接，出口管在配置于另一方的最外侧的热交换器块和与其相邻的热交换器块之间与分支配管连接，

在连接有所述入口管的分支配管，允许向朝向该入口管的方向流通的阀装置配置于从所述一方看时第奇数个热交换器块和与作为其另一方一侧的出口管侧相邻的第偶数个热交换器块之间，

在连接有所述出口管的分支配管，允许向从该出口管离开的方向流通的阀装置配置于从所述一方看时第偶数个热交换器块和与作为其另一方一侧的出口管侧相邻的第奇数个热交换器块之间。

2.一种制冷循环装置，其特征在于：

所述通路可变系统中，

在热交换器整体或其一部分，具有偶数个热交换器块和含有阀装置的配管并列设置的结构，该阀装置在热交换器作为冷凝器发挥作用时允许制冷剂向热交换器的出口方向流通，以下将该配管称为“整流配管”，各热交换器块的制冷剂入口和所述整流配管的一端由分支配管直接连结，各热交换器块的制冷剂出口和所述整流配管的另一端也由另外的分支配管直接连结，

热交换器作为冷凝器发挥作用时的所述通路可变系统的入口管，在配置于一方的最外侧的热交换器块和与其相邻的热交换器块之间与分支配管连接，出口管在配置于另一方的最外侧的所述整流配管和与其相邻的热交换器块之间与分支配管连接，

在连接有所述出口管的分支配管，允许向从该出口管离开的方向流通的阀装置配置于从所述一方看时第偶数个热交换器块和与作为其另一方一侧的出口管侧相邻的第奇数个热交换器块或所述整流配管之间。

3.如权利要求1或2所述的制冷循环装置，其特征在于：

所述阀装置包括电磁二通阀。

4.如权利要求1～3中任一项所述的制冷循环装置，其特征在于：

在所述热交换器作为蒸发器发挥作用时的制冷剂入口部，配置所述通路可变系统。

5.如权利要求1～4中任一项所述的制冷循环装置，其特征在于：

在作为蒸发器发挥作用时，构成所述热交换器块的制冷剂配管的长度在每个通路相同。

6.如权利要求1或2所述的制冷循环装置，其特征在于：

具备至少顺次连接压缩机、四通阀、构成冷凝器的热交换器、节流装置和构成蒸发器的热交换器而形成的制冷剂回路，在所述两个热交换器中的至少一个热交换器具备所述通路可变系统，

具备所述通路可变系统的热交换器作为蒸发器时，所述通路可变系统以额定运转时热交换器入口中的制冷剂的雷诺数为3000以上的方式构成。

7.如权利要求6所述的制冷循环装置，其特征在于：

使构成所述通路可变系统的热交换器块的配管为直径7mm、直径6.35mm、直径5mm、直径7.94mm以上时，作为蒸发器使用时的该通路可变系统的通路数分别为6通路以下、7通路以下、12通路以下、4通路以下。

8.如权利要求6或7所述的制冷循环装置，其特征在于：

具备所述通路可变系统的热交换器作为冷凝器使用时的1通路部的配管根数在配管的直径为7mm时为4根或6根，包括所述1通路部的配管的冷凝器出口部分的配管8根配置于热交换器的上风侧。

9.如权利要求1～8中任一项所述的制冷循环装置，其特征在于：

相比外侧两端的热交换器块中至少一个热交换器块所具有的、沿制冷剂的流动方向串列连接的配管根数，位于这些热交换器块之间的热交换器块所具有的、沿制冷剂的流动方向串列连接的配管根数较少。

10.如权利要求1～9中任一项所述的制冷循环装置，其特征在于：

包括具有所述通路可变系统的室外热交换器和将该室外热交换器及四通阀连接的吸接配管，该吸接配管满足以下条件，

室外热交换器内配管的最大截面积×1.2＞吸接配管的截面积≥室外热交换器内配管的最大截面积×0.8。

11.如权利要求1～9中任一项所述的制冷循环装置，其特征在于：

包括具有所述通路可变系统的室外热交换器和将该室外热交换器及四通阀连接的吸接配管，该吸接配管除了四通阀自身的配管和与室外热交换器及四通阀的连接部位以外，满足以下条件，

室外热交换器内配管的最大截面积×1.0＞吸接配管的截面积≥室外热交换器内配管的最大截面积×0.6。

12.如权利要求1～9中任一项所述的制冷循环装置，其特征在于：

室外热交换器内配管的最大截面积×1.0＞吸接配管的截面积≥室外热交换器内配管的最小截面积×1.1。

13.如权利要求10～12中任一项所述的制冷循环装置，其特征在于：

作为热交换器的配管使用φ7mm管并且做成6分支时，作为吸接配管使用5分管，做成4分支时，作为吸接配管使用4分管。

14.如权利要求10～12中任一项所述的制冷循环装置，其特征在于：

作为热交换器的配管使用φ5mm管并且做成12分支时，作为吸接配管使用5分管，做成8分支时，作为吸接配管使用4分管。

15.如权利要求1～9中任一项所述的制冷循环装置，其特征在于：

吸接配管的截面积＜室外热交换器内配管的最大截面积×0.8，

设置有使所述吸接配管旁通而将从所述室外热交换器的出口部到四通阀或压缩机吸入部之间直接连结的配管，在该配管的中途设置有电磁二通阀。

16.如权利要求1～9中任一项所述的制冷循环装置，其特征在于：

吸接配管的截面积＜室外热交换器内配管的最大截面积×0.6，