CN107003048A - 空调机 - Google Patents

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Abstract

换热器(12)的制冷剂流路中，从第二列(F2)的相互分离的位置的两个部位的气体侧流入口(G1、G2)流入作为冷凝器发挥作用时的气体制冷剂，沿在一端部(S1)与另一端部(S2)之间往复并且相互接近的方向构成制冷剂流路，来自两个部位的气体侧流入口(G1、G2)的制冷剂流路在一端部(S1)处合流，制冷剂流路从第二列(F2)连接到第一列(F1)的导热管(2)，在第一列(F1)且往复于一端部(S1)和另一端部(S2)并且在从与第二列(F2)的一个气体侧流入口(G1)相同的层起直至与第二列(F2)的另一个气体侧流入口(G2)相同的层为止的范围构成制冷剂流路，并到达液体侧流出口(L1)。

Description

空调机
技术领域
本发明涉及空调机，尤其涉及热泵式空调机的换热器。
背景技术
作为本技术领域的背景技术，公开了专利文献1(日本特开2014-20678号公报)。专利文献1所公开的换热器是一种由四个路径以上构成导热管的一部分的翅片管式换热器以此来在使用了散热中的制冷剂温度较大地变化的制冷剂的情况下也抑制换热器的换热器能力的降低，设为各路径成为与层方向大致平行的制冷剂流动的结构，另外设为作为散热器而使用的情况下的各路径的制冷剂入口成为大致相邻的位置的结构。由此，记载了能够不增加空气侧回路的通风阻力、且不提高制造成本地减少热交换能力的降低(参照摘要)。
并且，公开了专利文献2(日本特开2011-145011号公报)。专利文献2所公开的空调机中记载如下：在具备利用制冷剂回路至少连结有压缩机、室内换热器、膨胀阀、以及室外换热器的冷冻循环的空调机中，室外换热器由多个系统的制冷剂流路构成，通过让使用室外换热器作为蒸发器时的多个系统的制冷剂流路的任一个入口位于室外换热器的最上层或从最上层起计数的第二层的制冷剂流通管，能够实现提供能够消除霜的溶解残余、并且能够廉价地实现高性能制热能力的空调机(参照摘要)。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2014-20678号公报
专利文献2：日本特开2011-145011号公报
发明内容
发明所要解决的课题
在空调机的换热器中，通过使导热管内的制冷剂流速合理化，能够良好地保持制冷剂侧的压力损失和传热率的平衡，从而能够提高热交换效率。作为其一方案，公知在从气体侧至液体侧的制冷剂流路的中途使多个流路合流或者分支。例如，在专利文献1所示的换热器中，使作为冷凝器而使用时的制冷剂流路在中途合流，来实现液体侧的传热率的提高，并且在作为蒸发器而使用时减少气体侧的压力损失，从而实现了换热器的高性能化。
并且，也公知在换热器作为冷凝器发挥作用时，空气的流入方向与制冷剂流路方向构成大致相向地流动的、所谓的相向流的制冷剂流路，空气的入口温度与制冷剂出口温度接近，从而能够进行高效率的热交换。例如，在专利文献2所示的空调机的室外换热器中，构成了以相向流的方式使用冷凝器的流路。
然而，在同时采用了专利文献1所示的使制冷剂流路在中途合流的配置、和专利文献2所示的相向流的配置的情况下，制冷剂流路的选择自由度变小，从而不得不选择其中任一方、或者各制冷剂流路的每一个的流路长度产生差异。作为其结果，若使换热器作为冷凝器发挥作用的情况和作为蒸发器发挥作用的情况的任一方的制冷剂分配最优化(换言之，若空调机的制冷运转和制热运转的任一方的制冷剂分配最优化)，则另一方的制冷剂分配变差，从而有无法实现高效率的热交换的课题。
并且，专利文献2所示的空调机的室外换热器具备当在制冷剂流路的液体侧合流后在换热器的下部相对于空气流配置于前面侧的辅助冷却器(subcooler)。通过具备辅助冷却器，能够提高室外换热器作为冷凝器发挥作用时的热交换性能，但当室外换热器作为蒸发器发挥作用时，容易在换热器的下部残留霜、冰，从而在制热的排水性方面存在课题。
因此，本发明的课题在于，提高换热器的热交换性能，从而提供高性能的空调机。
用于解决课题的方案
为了解决这样的课题，本发明的空调机是一种具备具有多个供制冷剂流动的导热管且在与空气之间进行热交换的换热器的空调机，其特征在于，上述换热器具有一端部和另一端部，上述多个导热管配置为在沿与空气流动的方向交叉的方向排列的状态下使空气在上述一端部与上述另一端部之间往复，而形成上述多个导热管的列，沿上述交叉的方向排列的上述多个导热管的列具有：位于上述空气流动的方向的上游侧的第一列；以及在上述空气流动的方向上位于上述第一列旁边的第二列，上述换热器的制冷剂流路构成为：从上述第二列的相互分离的位置的两个部位的气体侧流入口流入作为冷凝器发挥作用时的气体制冷剂，沿在上述一端部与上述另一端部之间往复并且相互接近的方向构成制冷剂流路，来自上述两个部位的气体侧流入口的制冷剂流路在上述一端部合流，制冷剂流路从上述第二列连接到上述第一列的导热管，并且，在上述第一列往复于上述一端部和上述另一端部，并且在从与上述第二列的一个上述气体侧流入口相同的层起直至与上述第二列的另一个上述气体侧流入口相同的层为止的范围构成制冷剂流路，并到达液体侧流出口。
发明的效果如下。
根据本发明，能够提高换热器的热交换性能，从而能够提供高性能的空调机。
附图说明
图1是第一实施方式的空调机的结构示意图。
图2(a)是示出第一实施方式的空调机的室外机的室外换热器的配置的立体图，图2(b)是A-A线剖视图。
图3是第一实施方式的空调机的室外换热器的制冷剂流路的配置图。
图4是示出液体侧分配管的流路阻力所引起的性能影响的说明图。
图5是制冷剂流路的配置图的变形例。
图6是第二实施方式的空调机的室外换热器的制冷剂流路的配置图。
图7是第三实施方式的空调机的室外换热器的制冷剂流路的配置图。
图8是参考例的空调机的结构示意图。
图9(a)是示出参考例的空调机的室外机的室外换热器的配置的立体图，图9(b)是A-A剖视图。
图10是参考例的空调机的室外换热器的制冷剂流路的配置图。
图11是在莫里尔图上示出参考例的空调机的运转状态的图，图11(a)示出制冷运转时，图11(b)示出制热运转时。
具体实施方式
以下，适当地参照附图，详细地对用于实施本发明的方式(以下称作“实施方式”)进行说明。此外，各图中，对共用的部分标注相同的符号并省略重复的说明。
《参考例》
首先，在说明本实施方式的空调机300(参照后述的图1等)前，使用图8至图11对参考例的空调机300C进行说明。
图8是参考例的空调机300C的结构示意图。
如图8所示，参考例的空调机300C具备室外机100C和室内机200，室外机100C和室内机200通过液体配管30以及气体配管40来连接。此外，室内机200配置于要空气调和的室内(空调空间内)，室外机100C配置于室外。
室外机100C具备压缩机10、四通阀11、室外换热器12C、室外膨胀阀13、储液器14、液体截止阀15、气体截止阀16、储压器17、以及室外风扇50。室内机200具备室内膨胀阀21、室内换热器22、以及室内风扇60。
四通阀11具有四个端口11a～11d，端口11a与压缩机10的排出侧连接，端口11b与室外换热器12C(后述的集气管111)连接，端口11c经由气体截止阀16以及气体配管40而与室内机200的室内换热器22(后述的集气管211)连接，端口11d经由储压器17而与压缩机10的吸入侧连接。并且，四通阀11能够切换四个端口11a～11d的连通。具体而言，在空调机300C的制冷运转时，如图8所示，使端口11a与端口11b连通，并且使端口11c与端口11d连通。并且，在空调机300C的制热运转时，使端口11a与端口11c连通，并且使端口11b与端口11d连通，但对此省略图示。
室外换热器12C具有换热器部110C、和设于换热器部110C的下侧的辅助冷却器130。
换热器部110C在制冷运转时作为冷凝器来使用，并在制热运转时作为蒸发器来使用，相对于制冷剂的流动方向的一侧(制冷运转时的上游侧、制热运转时的下游侧)与集气管111连接，另一侧(制冷运转时的下游侧、制热运转时的上游侧)经由液体侧分配管112、分配器113而与室外膨胀阀13连接。
辅助冷却器130形成于室外换热器12C的下部，相对于制冷剂的流动方向的一侧(制冷运转时的上游侧、制热运转时的下游侧)与室外膨胀阀13连接，另一侧(制冷运转时的下游侧、制热运转时的上游侧)经由储液器14、液体截止阀15、液体配管30、室内膨胀阀21而与室内机200的室内换热器22(后述的分配器213)连接。
室内换热器22具有换热器部210。换热器部210在制冷运转时作为蒸发器来使用，并在制热运转时作为冷凝器来使用，相对于制冷剂的流动方向的一侧(制冷运转时的上游侧、制热运转时的下游侧)经由液体侧分配管212而与分配器213连接，另一侧(制冷运转时的下游侧、制热运转时的上游侧)与集气管211连接。
接下来，对参考例的空调机300C的制冷运转时的动作进行说明。此外，在制冷运转时，以使端口11a与端口11b连通、并且端口11c与端口11d连通的方式切换四通阀11。
从压缩机10排出来的高温的气体制冷剂经由四通阀11(端口11a、11b)而从集气管111被送向室外换热器12C的换热器部110C。流入换热器部110C的高温的气体制冷剂与通过室外风扇50被送入的室外空气进行热交换，凝缩而变成液体制冷剂。之后，液体制冷剂流经液体侧分配管112、分配器113、室外膨胀阀13，之后经过辅助冷却器130、储液器14、液体截止阀15、液体配管30被送向室内机200。被送入室内机200的液体制冷剂在室内膨胀阀21中被减压，流经分配器213、液体侧分配管212并被送向室内换热器22的换热器部210。流入换热器部210的液体制冷剂与通过室内风扇60被送入的室内空气进行热交换，蒸发而变成气体制冷剂。此时，在换热器部210中进行热交换从而冷却了的室内空气通过室内风扇60而从室内机200向室内吹出，从而进行室内的制冷。之后，气体制冷剂经由集气管211、气体配管40被送向室外机100C。被送入室外机100C的气体制冷剂经过气体截止阀16、四通阀11(端口11c、11d)，流经储压器17并再次流入压缩机10而被压缩。
接下来，对参考例的空调机300C的制热运转时的动作进行说明。此外，在制热运转时，以使端口11a与端口11c连通、并且端口11b与端口11d连通的方式切换四通阀11。
从压缩机10排出来的高温的气体制冷剂经过四通阀11(端口11a、11d)并经由气体截止阀16、气体配管40被送向室内机200。被送入室内机200的高温的气体制冷剂从集气管211被送向室内换热器22的换热器部210。流入换热器部210的高温的气体制冷剂与通过室内风扇60被送入的室内空气进行热交换，凝缩而变成液体制冷剂。此时，在换热器部210中进行热交换从而加热了的室内空气通过室内风扇60而从室内机200向室内吹出，从而进行室内的制热。之后，液体制冷剂流经液体侧分配管212、分配器213、室内膨胀阀21，之后经由液体配管30被送向室外机100C。被送入室外机100C的液体制冷剂经过液体截止阀15、储液器14、辅助冷却器130，在室外膨胀阀13中被减压，流经分配器113、液体侧分配管112并被送向室外换热器12C的换热器部110C。流入换热器部110C的液体制冷剂与通过室外风扇50被送入的室外空气进行热交换，蒸发而变成气体制冷剂。之后，气体制冷剂经由集气管111、四通阀11(端口11b、11d)，流经储压器17并再次流入压缩机10并被压缩。
此处，作为一个例子，对于被封入冷冻循环内、且在制冷运转时以及制热运转时起到传播热能的作用的制冷剂，使用R410A、R32、含有R32和R1234yf的混合制冷剂、以及含有R32和R1234ze(E)的混合制冷剂等。此外，在以下的说明中，以作为制冷剂使用了R32的情况为例进行说明，但在使用其它制冷剂的情况下，也同样地获得以下所说明的由压力损失、传热率、以及焓差等的制冷剂物性带来的作用、效果，从而省略使用其它制冷剂的情况的详细说明。
接下来，对参考例的空调机300C的制冷运转时的运转状态进行说明。图11(a)是在莫里尔图上示出参考例的空调机300C的制冷运转时的运转状态的图。
图11(a)是将纵轴设为压力P、将横轴设为比焓h的莫里尔图(P-h线图)，符号SL所示的曲线是饱和线，点A至点F示出制冷剂的状态变化。具体而言，A点至B点示出压缩机10中的压缩动作，B点至C点示出作为冷凝器发挥作用的室外换热器12C的换热器部110C中的凝缩动作，C点至D点示出室外膨胀阀13中的流经时压力损失，D点至E点示出辅助冷却器130中的散热动作，E点至F点示出室内膨胀阀21中的减压动作，F点至A点示出作为蒸发器发挥作用的室内换热器22的换热器部210中的蒸发动作，从而构成了一系列的冷冻循环。并且，Δhcomp示出因压缩机10中的压缩动力而产生的焓差，Δhc示出因冷凝器中的凝缩动作而产生的焓差，Δhsc示出因辅助冷却器130中的散热动作而产生的焓差，Δhe示出因蒸发器中的蒸发动作而产生的焓差。
此处，制冷能力Qe[kW]能够使用蒸发器中的焓差Δhe[kJ/kg]、制冷剂循环量Gr[kg/s]并由式(1)表示。并且，制冷运转时的制冷系数COPe[－]能够使用蒸发器中的焓差Δhe[kJ/kg]、因压缩机10中的压缩动力而产生的焓差Δhcomp[kJ/kg]，并由式(2)表示。
Qe＝Δhe·Gr …(1)
COPe＝Δhe/Δhcomp …(2)
接下来，对参考例的空调机300C的制热运转时的运转状态进行说明。图11(b)是在莫里尔图上示出参考例的空调机300C的制热运转时的运转状态的图。
如上所述，在制热运转时，与制冷运转时的冷冻循环状态比较，室外换热器12C的换热器部110C和室内换热器22的换热器部210调换冷凝器和蒸发器来进行动作，除此以外的动作几乎相同。
即，A点至B点示出压缩机10中的压缩动作，B点至C点示出作为冷凝器发挥作用的室内换热器22的换热器部210中的凝缩动作，C点至D点示出室内膨胀阀21中的流经时压力损失，D点至E点示出辅助冷却器130中的散热动作，E点至F点示出室外膨胀阀13中的减压动作，F点至A点示出作为蒸发器发挥作用的室外换热器12的换热器部110C中的蒸发动作，从而构成了一系列的冷冻循环。
此外，制热能力Qc[kW]能够由式(3)表示，制热运转时的制冷系数COPc[－]能够由式(4)表示。
Qc＝Δhc·Gr …(3)
COPc＝Δhc/Δhcomp
＝1+COPe－Δhsc/Δhcomp …(4)
此外，在制热运转时，在辅助冷却器130中的制冷剂的温度比外部空气温更高的情况下，相对于外部空气的散热损失变大。因此，为了确保制热运转时的制冷系数COPc较高，需要尽量缩小辅助冷却器130中的散热量(即，缩小Δhsc)。另一方面，如图8所示，辅助冷却器130设置于室外换热器12C的换热器部110C的下部，具有防止制热运转时的排水盘的冻结、防止霜的堆积的效果。
并且，如对比图11(a)以及图11(b)所示，对于室外换热器12C的换热器部110C而言，与作为蒸发器使用时(图11(b)的F-A间)相比，作为冷凝器使用时(图11(a)的B-C间)的制冷剂压力更高，制冷剂流速更低，从而相对地压力损失变小，并且表面传热率变小。因此，在切换制冷运转和制热运转来使用的空调机300C中，以使换热器部110C的每一流路的制冷剂循环量成为在制冷和制热这两者中平衡较好的流量的方式设定换热器部110C的流路分支数量。
＜室外换热器12C＞
如上所述，为了实现换热器的高效率化，采取在换热器的中途进行制冷剂流路的合流、分支的方法。使用图9以及图10，进一步对参考例的空调机300C的室外换热器12C的结构进行说明。图9(a)是示出参考例的空调机300C的室外机100C的室外换热器12C的配置的立体图，图9(b)是A-A剖视图。
如图9(a)所示，室外机100C的内部由分隔板150分隔，在一室(图9(a)中右侧)配置有室外换热器12C、室外风扇50、室外风扇马达51(参照图9(b))，并在另一室(图9(a)中左侧)配置有压缩机10、储压器17等。
室外换热器12C载置在排水盘151上，并以沿箱体的两边的形式弯曲成L字形地设置。并且，如图9(b)所示，由箭头Af来示出室外空气的流动。通过室外风扇50而被吸入室外机100C的内部的室外空气Af流经室外换热器12C，并从通气口52向室外机100C的外部排出。
图10是参考例的空调机300C的室外换热器12C的制冷剂流路的配置图。此外，图10是从室外换热器12C的一端侧S1(参照图9的(a))观察的图。
室外换热器12C构成为具备翅片1、有转弯部2U且沿水平方向往复的导热管2、U形弯管接头3、以及作为制冷剂流路的合流部的三叉弯管接头4。并且，图10中，示出室外换热器12C构成为相对于室外空气Af的流动方向排列两列(第一列F1、第二列F2)导热管2的情况。并且，导热管2在第一列F1和第二列F2中交错配置。并且，如图10所示，当使用室外换热器12C的换热器部110C作为冷凝器(即，在空调机300C的制冷运转时)时，相对于从右侧向左侧流动的室外空气Af的流动，制冷剂的流动从左侧(集气管111的一侧)向右侧(分配器113的一侧)流动，并构成为类似地成为相向流。此外，交错配置是导热管2的排列种类之一，即在导热管2间的间距的一半的位置交替地排列有导热管2的导热管的配置。
当使用室外换热器12C的换热器部110C作为冷凝器(即，在空调机300C的制冷运转时)时，从第二列F2的气体侧流入口G1、G2流入的气体制冷剂一边在弯曲成L字形的室外换热器12C的一端部S1(参照图9的(a))与另一端部S2(参照图9的(a))之间沿水平方向往复一边在导热管2内流通。
此时，在一端部S1(参照图9(a))，通过对弯曲成U字形的U形弯管接头3进行硬钎焊来连接导热管2的端部和相同列(第二列F2)的邻接的导热管2的端部，从而构成制冷剂流路。并且，在另一端部S2(参照图9(a))，通过具有将导热管2弯曲成发夹形状而成的构造的转弯部2U(图10中由虚线示出)，从而不具有硬钎焊部地构成制冷剂流路。
这样，从气体侧流入口G1、G2流入的气体制冷剂一边在导热管2内沿水平方向往复，一边向在垂直方向上相互接近的方向(来自气体侧流入口G1的制冷剂向下方向，来自气体侧流入口G2的制冷剂向上方向)流动，在到达直至上下相邻的位置后，在三叉弯管接头4处合流，向位于室外空气Af的上游侧的第一列F1的导热管2流入。此外，三叉弯管接头4通过硬钎焊来连接第二列F2的两个导热管2的端部和第一列F1的一个导热管2的端部，从而构成制冷剂流路的合流部。
从三叉弯管接头4流入第一列F1的导热管2的制冷剂一边在导热管2内沿水平方向往复，一边向上方向流动，并在液体侧流出口L1处向液体侧分配管112流出。此外，以下的说明中，将从两个气体侧流入口(G1、G2)流入、在三叉弯管接头4处合流并直至从一个液体侧流出口(L1)流出的制冷剂流路称作一个“路径”。而且，流出到液体侧分配管112的液体制冷剂在分配器113处与来自其它路径的液体制冷剂合流，到达室外膨胀阀13、辅助冷却器130，并向储液器14流通。
此处，如图10所示，从气体侧流入口G3、G4直至液体侧出口L2的制冷剂流路与从气体侧流入口G1、G2直至液体侧出口L1的制冷剂流路比较，在液体侧的第一列F1中制冷剂流路较长。并且，从气体侧流入口G5、G6直至液体侧出口L3的制冷剂流路与从气体侧流入口G1、G2直至液体侧出口L1的制冷剂流路比较，在气体侧的第二列F2中制冷剂流路较短。
这样，在参考例的空调机300C的室外换热器12C(换热器部110C)中，在兼顾相向流配置和中途合流的情况下，有难以使各路径中的制冷剂流路的长度均等的课题。因此，无法在制冷运转和制热运转这两个运转中设定最优的制冷剂分配，在以配合一方的运转(例如，制热运转)的出口比焓的方式设定了液体侧分配管112的流路阻力的情况下，另一方的运转(例如，制冷运转)的比焓(制冷剂的温度或者干燥度)产生各路径中的制冷剂流路的每一个的差异，从而作为其结果，室外换热器12C(换热器部110C)的效率降低。
并且，如上所述，为了确保制热运转时的制冷系数COPc较高，优选尽量缩小辅助冷却器130中的散热量。因此，将辅助冷却器130配置于相对于室外空气Af的流动方向成为上游侧的第一列F1，并在与配置有辅助冷却器130的位置对应的下游侧的第二列F2配置液体侧出口L7，利用从液体侧出口L7向气体侧流入口G13、G14流动的路径来高效地回收在辅助冷却器130中散热出的热能。
然而，在图10所示的参考例的空调机300C的室外换热器12C(换热器部110C)中，在制热运转时，最下部的路径(从气体侧流入口G13、G14向液体侧出口L7流动的路径)不成为相向流的配置，从而在制冷性能的提高方面存在课题。
《第一实施方式》
接下来，使用图1至图4对第一实施方式的空调机300进行说明。图1是第一实施方式的空调机300的结构示意图。图2(a)是示出第一实施方式的空调机300的室外机100的室外换热器12的配置的立体图，图2(b)是A-A线剖视图。
第一实施方式的空调机300(参照图1以及图2)与参考例的空调机300C(参照图8以及图9)比较，室外机100的结构不同。具体而言，参考例的室外机100C具备具有换热器部110C和辅助冷却器130的室外换热器12C，与此相对，第一实施方式的室外机100在具备具有换热器部110、辅助冷却器120以及辅助冷却器130的室外换热器12的方面不同。其它结构相同，从而省略重复的说明。
室外换热器12具有换热器部110、设于换热器部110的下侧的辅助冷却器120、以及设于辅助冷却器120的下侧的辅助冷却器130。
换热器部110在制冷运转时作为冷凝器来使用，并在制热运转时作为蒸发器来使用，相对于制冷剂的流动方向的一侧(制冷运转时的上游侧、制热运转时的下游侧)与集气管111连接，另一侧(制冷运转时的下游侧、制热运转时的上游侧)经由液体侧分配管112而与分配器113连接。
辅助冷却器120在室外换热器12的下部形成为比辅助冷却器130更靠上侧，相对于制冷剂的流动方向的一侧(制冷运转时的上游侧、制热运转时的下游侧)与分配器113连接，另一侧(制冷运转时的下游侧、制热运转时的上游侧)与室外膨胀阀13连接。
辅助冷却器130在室外换热器12的下部形成为比辅助冷却器120更靠下侧，相对于制冷剂的流动方向的一侧(制冷运转时的上游侧、制热运转时的下游侧)与室外膨胀阀13连接，另一侧(制冷运转时的下游侧、制热运转时的上游侧)经由储液器14、液体截止阀15、液体配管30、室内膨胀阀21而与室内机200的室内换热器22(后述的分配器213)连接。
由于是这样的结构，所以在空调机300的制冷运转时，从集气管111流入换热器部110的高温的气体制冷剂与通过室外风扇50被送入的室外空气进行热交换，凝缩而变成液体制冷剂。之后，液体制冷剂流经液体侧分配管112、分配器113、辅助冷却器120、室外膨胀阀13，之后经由辅助冷却器130、储液器14、液体截止阀15、液体配管30被送向室内机200。
并且，在空调机300的制热运转时，从室内机200经由液体配管30被送向室外机100的液体制冷剂经过液体截止阀15、储液器14、辅助冷却器130，在室外膨胀阀13中被减压，流经辅助冷却器120、分配器113、液体侧分配管112并被送向室外换热器12C的换热器部110。流入换热器部110的液体制冷剂与通过室外风扇50被送入的室外空气进行热交换，蒸发而变成气体制冷剂，并被送向集气管111。
＜室外换热器12＞
使用图3进一步对第一实施方式的空调机300的室外换热器12的结构进行说明。图3是第一实施方式的空调机300的室外换热器12的制冷剂流路的配置图。此外，图3是从室外换热器12的一端侧S1(参照图2的(a))观察的图。
室外换热器12构成为具备翅片1、有转弯部2U且沿水平方向往复的导热管2、U形弯管接头3、作为制冷剂流路的合流部的三叉弯管接头4、以及连接管5。此外，室外换热器12与参考例的室外换热器12C(参照图10)相同，构成为排列两列(第一列F1、第二列F2)导热管2，导热管2在第一列F1和第二列F2中交错配置，并且当使用室外换热器12的换热器部110作为冷凝器(即，在空调机300的制冷运转时)时，制冷剂的流动和室外空气Af的流动类似地构成为相向流。
对室外换热器12(换热器部110)的第一个路径(从气体侧流入口G1、G2向液体侧出口L1流动的路径)的制冷剂的流动进行说明。从气体侧流入口G1、G2流入的气体制冷剂一边在导热管2内沿水平方向往复，一边向在垂直方向上相互接近的方向(来自气体侧流入口G1的制冷剂向下方向，来自气体侧流入口G2的制冷剂向上方向)流动，在到达上下相邻的位置后，在三叉弯管接头4处合流，向位于室外空气Af的上游侧的第一列F1的导热管2流入。
从三叉弯管接头4流入第一列F1的导热管2的制冷剂一边在导热管2内沿水平方向往复，一边向上方向流动，并在与气体侧流入口G1相同的层(此外，由于在第一列F1和第二列F2中交错配置有导热管2，所以在比气体侧流入口G1低半个间距的位置)通过连接管5向与连接于三叉弯管接头4的第一列F1的导热管2相比低一层的导热管2流入。此外，连接管5通过硬钎焊来连接与气体侧流入口G1相同的层的第一列F1的导热管2的端部、以及与连接于三叉弯管接头4的第一列F1的导热管2相比低一层的导热管2的端部，从而构成制冷剂流路。
从连接管5流入导热管2的制冷剂一边在导热管2内沿水平方向往复，一边向下方向流动，并在气体侧流入口G2的相同的层(此外，由于在第一列F1和第二列F2中交错配置有导热管2，所以在比气体侧流入口G2低半个间距的位置)通过液体侧流出口L1而向液体侧分配管112流出。
即，从气体侧流入口G1至三叉弯管接头4为止的导热管2的水平方向的往复次数、从气体侧流入口G2至三叉弯管接头4为止的导热管2的水平方向的往复次数、从三叉弯管接头4至连接管5为止的导热管2的水平方向的往复次数、以及从连接管5至液体侧流出口L1为止的导热管2的水平方向的往复次数相等。
之后，向液体侧分配管112流出的液体制冷剂通过分配器113而与来自其它路径的液体制冷剂合流，到达辅助冷却器120、室外膨胀阀13、辅助冷却器130，并向储液器14流通。
而且，室外换热器12的第二个路径(从气体侧流入口G3、G4向液体侧出口L2流动的路径)成为与第一个路径(从气体侧流入口G1、G2向液体侧出口L1流动的路径)相同的制冷剂流路。以下的路径也相同，室外换热器12(换热器部110)具备多个(图3的例子中为七个)与第一个路径相同的制冷剂流路。
通过设为这样的结构，第一实施方式的空调机300的室外换热器12(换热器部110)能够兼顾相向流配置和中途合流，并且能够使各路径中的制冷剂流路的长度均等。由此，能够以在制冷运转和制热运转这两个运转中成为优选的制冷剂分配的方式设定液体侧分配管112的流路阻力。
也就是说，在制热运转中，当以配合出口比焓的方式设定液体侧分配管112的流路阻力时，各路径的制冷剂流路相同，从而不需要使各路径中的液体侧分配管112的流路阻力具有差异。因此，在制冷运转中，防止因液体侧分配管112的流路阻力的差异而产生各路径中的制冷剂流路的比焓(制冷剂的温度或者干燥度)的差异，从而防止热交换效率降低。由此，在制冷运转和制热运转这两个运转中，能够提高空调机300的性能。
并且，作为制热运转时的路径的制冷剂流路的分支部，使用了三叉弯管接头4。在使用室外换热器12的换热器部110作为蒸发器的制热运转时，从液体侧出口L2流入的液体制冷剂在室外换热器12的第一列F1与室外空气进行热交换，从而变成气液混合制冷剂。在三叉弯管接头4的三叉部分，从与第一列F1的导热管2的端部连接的一侧观察时，向与两个第二列F2的导热管2的端部连接的一侧的分支部的制冷剂流路形状成为对称的形状(左右均等形状)(未图示)。由此，通过使制冷剂与三叉弯管接头4的三叉部分碰撞而分支，能够使向气体侧流入口G1流动的制冷剂和向气体侧流入口G2流动的制冷剂的、液体制冷剂与气体制冷剂的比例均等，从而能够使蒸发器出口部分的干燥度或者比焓大致均等。由此，制热运转时的热交换性能变高，从而能够实现高效率的空调机300。
并且，例如在专利文献1的换热器中，将具有从比换热器的中间稍稍靠下侧连接至上层的配管、和在该配管的前端分支的三叉部的三叉配管构成为与导热管连接(参照专利文献1的图1)。为了做成这样的结构，首先，利用熔融温度较高的硬钎焊料连接三叉部和配管来做成三叉配管，之后，需要利用熔融温度较低的硬钎焊料来连接导热管和三叉配管。因此，产生工时增加、三叉部与配管的硬钎焊部因再熔融而产生气体泄漏不良等，从而产品容易产生可靠性的降低。与此相对，在第一实施方式的室外换热器12中，通过将U形弯管接头3、三叉弯管接头4、连接管5硬钎焊于导热管2，能够制造室外换热器12，提高热交换性能，并且能够实现制造工时的减少、可靠性的提高。
并且，如图1以及图3所示，第一实施方式的空调机300的室外换热器12具备辅助冷却器120，相对于制冷剂的流动方向而在分配器113与室外膨胀阀13之间配置有辅助冷却器120。若使用其它方式，则在辅助冷却器120与辅助冷却器130之间配置有室外膨胀阀13。
根据这样的结构，在空调机300的制冷运转时，来自换热器部110的各路径的液体制冷剂在分配器113处合流，并向辅助冷却器120流入。由此，制冷剂的流速增加，制冷剂侧传热率变高，从而室外换热器12的热交换性能变高，空调机300的性能变高。
并且，在空调机300的制热运转时，被室外膨胀阀13减压且制冷剂温度降低了的液体制冷剂向辅助冷却器120流入。由此，能够减少辅助冷却器120处的散热量，从而能够提高制热运转时的制冷系数COPc。此外，通过使流入辅助冷却器120的制冷剂温度比制热运转时的室外空气Af的外部空气温度更低，能够适当地减少辅助冷却器120处的散热量。
并且，如图3所示，辅助冷却器120以及辅助冷却器130设于室外换热器12的第一列F1，在最下层设有辅助冷却器130，并在其上设有辅助冷却器120。
此处，室外换热器12(换热器部110)的第八个路径(从气体侧流入口G15、G16向液体侧出口L8流动的路径)由如下三个区域构成：从气体侧流入口G15、G16直至在三叉弯管接头4处合流的第二列F2的第一热交换区域；在与第一热交换区域相同的层(其中，偏离半个间距以此来进行交错配置)且在中途连接有连接管5的第一列F1的第二热交换区域；以及在与辅助冷却器120、130相同的层(其中，偏离半个间距以此来进行交错配置)的第二列F2的第三热交换区域。
根据这样的结构，在空调机300的制冷运转时，第一热交换区域和第二热交换区域中，制冷剂的流动与室外空气Af的流动类似地成为相向流。而且，第三热交换区域处于第二列F2，而在相同层的第一列F1设有辅助冷却器120、130，向辅助冷却器120、130流入在换热器部110中进行热交换后的液体制冷剂，从而在第三热交换区域中，制冷剂的流动与室外空气Af的流动也类似地成为相向流。并且，通过相对于室外空气Af的流动方向，将第八个路径的液体侧出口L8设于辅助冷却器130的下游侧，从而在空调机300的制热运转时，在第八个路径的第三热交换区域中高效地回收在辅助冷却器130中散热出的热能。由此，在制冷运转和制热运转这两个运转中，能够提高空调机300的性能。
并且，当沿垂直方向观察时，室外换热器12的第一列F1依次排列有换热器部110、辅助冷却器120、辅助冷却器130。通过设为这样的配置，在制热运转时，在作为蒸发器发挥作用的换热器部110与以防止排水盘的冻结等作为目的而变成高温的辅助冷却器130之间，能够配置以其中间温度动作的辅助冷却器120，从而能够减少通过翅片1而产生的热传导损失。同样，在制冷运转时，在作为冷凝器发挥作用的换热器部110、与被流入在换热器部110中进行热交换且在室外膨胀阀13中被减压后的液体制冷剂从而变成低温的辅助冷却器130之间，能够配置以其中间温度动作的辅助冷却器120，从而能够减少通过翅片1而产生的热传导损失。
＜液体侧分配管＞
接下来，对连接换热器部110的各路径的液体侧出口(L1、L2、…)和分配器113的液体侧分配管112的流路阻力(压力损失)进行说明。
液体侧分配管112的流路阻力(压力损失)优选设定为在各路径的分配管的每一个中分别在±20％以内。
此处，液体侧分配管112的流路阻力ΔPLp[Pa]能够使用液体侧分配管112的管摩擦系数λ[－]、液体侧分配管112的长度L[m]、液体侧分配管112的内径d[m]、制冷剂密度ρ[kg/m3]、以及制冷剂流速u[m/s]并由式(5)表示。并且，管摩擦系数λ[－]能够使用雷诺数Re[－]并由式(6)表示。并且，雷诺数Re[－]能够使用制冷剂流速u[m/s]、液体侧分配管112的内径d[m]、动粘性系数ν[Pa·s]并由式(7)表示。
ΔPLp＝λ·(L/d)·ρu2/2…(5)
Λ＝0.3164·Re-0.25…(6)
Re＝ud/ν…(7)
也就是说，从式(5)求出的液体侧分配管112的流路阻力ΔPLp优选设定为在各路径的分配管的每一个中分别在±20％以内。而且，对式(5)的液体侧分配管112的长度L[m]、液体侧分配管112的内径d[m]进行整理，从而以下的式(8)所示的压力损失系数ΔPc优选设定为在各路径的分配管的每一个中分别在±20％以内。
ΔPc＝L/d5.25…(8)
如图2的(b)所示，在相对于室外换热器12沿水平方向送风的室外机100中，得到上下大致均匀的风速分布。并且，如图3所示，室外换热器12的换热器部110具备多个与第一个路径相同的制冷剂流路。根据这样的结构，即使不较大地调整液体侧分配管112的流路阻力(换言之，进行±20％以内的调整)，也能够使制冷剂分配均匀。另外，通过缩小液体侧分配管112的流路阻力的差异(使其在±20％以内)，从而在制冷运转和制热运转这两个运转中，制冷剂分配能够难以产生差异。
除此之外，液体侧分配管112的流路阻力(压力损失)优选设定为因换热器高度尺寸H[m]而产生的液体水头差的50％以上。即，若将制冷中间能力(额定能力的50％左右的能力)运转时的分配管阻力设为ΔPLprc，则优选满足式(9)。此外，ρ是制冷剂密度[kg/m3]，g是重力加速度[kg/s2]。
ΔPLprc≥0.5ρgH…(9)
由此，即使在制冷运转时的额定能力的50％左右的能力变小、且冷凝器的制冷剂压力损失变小的运转时，也能够防止因液体水头差而引起的制冷剂分配的恶化，从而能够提高制冷中间能力运转时的COP。
另外，满足式(9)，在换热器高度尺寸H[m]为0.5m以上的情况下，制冷中间能力运转时的效率提高效果较大，从而更加有效果。其理由在于，在换热器高度尺寸H[m]为0.5m以上的情况下，在制冷剂侧产生的水头差变大，容易因分配恶化而产生性能降低，但通过满足式(9)，能够适当地防止制冷剂分配的恶化，从而能够提高制冷中间能力运转时的COP。
图4是示出第一实施方式的空调机300的结构中的、液体侧分配管112的流路阻力所引起的性能影响的说明图。图4所示的曲线图的横轴示出液体侧分配管112的流路阻力，纵轴示出制冷中间能力运转时的COP、制热额定运转时的COP、APF(Annual PerformanceFactor；期间能量效率)。用实线示出液体侧分配管112的流路阻力所引起的制冷中间能力运转时的COP的变化，并用虚线示出液体侧分配管112的流路阻力所引起的制热额定运转时的COP的变化，并且用点线示出液体侧分配管112的流路阻力所引起的APF的变化。并且，图4中示出满足式(9)的区域。
如图4所示，在第一实施方式的空调机300的结构中，液体侧分配管112的流路阻力越增加，制冷中间能力运转时的COP越高，但有制热额定运转时的COP降低的倾向。这是因为，随着液体侧分配管112的流路阻力的增加，制热运转时的辅助冷却器120的温度上升，来自辅助冷却器120的散热量增加，从而COP降低。
因此，优选将制热额定运转时的分配管阻力ΔPLpdt设定为式(10)那样，以便能够尽量抑制制热额定运转时的COP的降低，同时能够提高APF。此处，ΔTsat是分配管阻力所引起的饱和温度差[K]。
ΔTsat(ΔPLpdt)≤5…(10)
由此，能够不使制热额定运转时的辅助冷却器120的温度变得比外部空气温度高，从而能够抑制散热损失而提高COP。
并且，作为第一实施方式的空调机300的冷冻循环所使用的制冷剂，能够使用单独的R32、R410A、R290、R1234yf、R1234ze(E)、R134a、R125A、R143a、R1123、R290、R600a、R600、R744或者其中多种混合而成的制冷剂。
尤其是，在作为制冷剂使用R32(单独的R32或者含有70重量％以上的R32的混合制冷剂)、R744的冷冻循环中，能够适当地使用第一实施方式的空调机300的结构。在使用R32(含有70重量％以上的R32的混合制冷剂)、R744的情况下，与使用其它制冷剂的情况比较，换热器的压力损失有变小的趋势，从而容易因制冷剂的液体水头差而产生的分配恶化。因此，通过使用第一实施方式的空调机300的结构，能够减少制冷剂分配恶化，从而能够提高空调机300的性能。
此外，图3中对如下情况进行了说明：当室外换热器12(换热器部110)的第一个路径(从气体侧流入口G1、G2向液体侧出口L1流动的路径)在三叉弯管接头4处合流后，一边在第一列F1中沿水平方向往复一边向上方向流动，并经由连接管5而从与连接于三叉弯管接头4的第一列F1的导热管2相比低一层的导热管2起一边沿水平方向往复一边向下方向流动，但制冷剂流路的结构并不限定于此。
例如，也可以如图5(a)所示那样是如下结构：当在三叉弯管接头4处合流后，一边在第一列F1中沿水平方向往复一边向下方向流动，经由连接管5A而从与连接于三叉弯管接头4的第一列F1的导热管2相比高一层的导热管2起一边沿水平方向往复一边向上方向流动。
并且，也可以如图5(b)所示那样是如下结构：当在三叉弯管接头4处合流后，一边在第一列F1中沿水平方向往复一边向上方向流动，经由连接管5B而从与气体侧流入口G2相同的层(其中，偏离半个间距以此来进行交错配置)的第一列F1的导热管2起一边沿水平方向往复一边向上方向流动。并且，虽省略图示，但也可以是如下结构：当在三叉弯管接头4处合流后，一边在第一列F1中沿水平方向往复一边向下方向流动，经由连接管5而从与气体侧流入口G1相同的层(其中，偏离半个间距以此来进行交错配置)的第一列F1的导热管2起一边沿水平方向往复一边向下方向流动。
此外，在图5(b)所示那样的结构的情况下，连接于三叉弯管接头4的第一列F1的导热管2与液体侧流出口L1接近。因此，如图3、图5(a)所示那样，设为连接于三叉弯管接头4的第一列F1的导热管2与液体侧流出口L1分离的结构，这从减少通过翅片1而产生的热传导损失的方面看更加优选。
《第二实施方式》
接下来，使用图6对第二实施方式的空调机300进行说明。图6是示出第二实施方式的空调机300的室外换热器12A的制冷剂流路的配置图。此外，图6是从室外换热器12A的一端侧S1(参照图2的(a))观察的图。
第二实施方式的空调机300与第一实施方式的空调机300比较，室外换热器12A的结构不同。具体而言，室外换热器12A构成为排列有三列(第一列F1、第二列F2、第三列F3)导热管2，这一点不同。其它结构相同，从而省略重复的说明。
如图6所示，从气体侧流入口G1、G2流入的气体制冷剂一边在第三列F3的导热管2内沿水平方向往复，一边向在垂直方向上相互分离的方向(来自气体侧流入口G1的制冷剂向上方向，来自气体侧流入口G2的制冷剂向下方向)流动，在分离直至规定的位置后，经由从第三列F3的导热管2的端部向第二列F2的导热管2的端部连接的U形弯管接头，而向第二列F2的导热管2流入。以下，第二列F2以及第一列F1中的制冷剂的流动与第一实施方式相同(参照图3)。换言之，第二实施方式的室外换热器12A与两列的室外换热器12(参照图3)相比是气体侧的制冷剂流路延长了的结构。
由此，在室外换热器12A为三列的结构的情况下，也能够与两列的情况(参照图3)相同地进一步提高气调和机300的高效率化。
《第三实施方式》
接下来，使用图7对第三实施方式的空调机300进行说明。图7是第三实施方式的空调机300的室外换热器12B的制冷剂流路的配置图。此外，图7是从室外换热器12B的一端侧S1(参照图2(a))观察的图。
第三实施方式的空调机300与第二实施方式的空调机300相同，室外换热器12B构成为排列有三列(第一列F1、第二列F2、第三列F3)导热管2。另一方面，第二实施方式的室外换热器12A在第二列F2与第一列F1之间配置有三叉弯管接头4，与此相对，第三实施方式的室外换热器12B在第三列F3与第二列F2之间配置有三叉弯管接头4，这一点不同。其它结构相同，从而省略重复的说明。
如图7所示，第三实施方式的室外换热器12B的第三列F3以及第二列2中的制冷剂的流动与第一实施方式的室外换热器12中的第二列F2以及第一列F1中的制冷剂的流动相同。经由从与气体侧流入口G2相同的层中的第二列F2的导热管2的端部起至与气体侧流入口G2相同的层中的第一列F1的导热管2的端部为止连接的U形弯管接头，而向第一列F1的导热管2流入。而且，从U形弯管接头流入第一列F1的导热管2的制冷剂一边在第一列F1的导热管2内沿水平方向往复，一边向上方向流动，并在与气体侧流入口G1相同的层中在液体侧流出口L1处向液体侧分配管112流出。换言之，第三实施方式的室外换热器12B与两列的室外换热器12(参照图3)相比是液体侧的制冷剂流路延长了的结构。
由此，在室外换热器12B为三列的结构的情况下，也能够与两列的情况(参照图3)相同地进一步提高空调机300的高效率化。除此之外，在三叉弯管接头4合流后的制冷剂流路(液体侧的制冷剂流路)的流路长度变长，从而相对地导热管2内的制冷剂流速较高的区域增加。
此外，优选根据空调机300的额定能力、导热管总长、导热管截面积、制冷剂种类，来将路径数量以及三叉弯管接头4的位置选择为如第二实施方式那样配置于第二列F2与第一列F1之间(参照图6)，还是选择为如第三实施方式那样配置于第三列F3与第二列F2之间(参照图7)，以便成为最优的制冷剂流速。由此，能够更加提高换热器性能。
并且，与当前主流的制冷剂R410A相比，在使用R32、R744等作为制冷剂的情况下，制冷剂流路中的压力损失相对地变小，从而通过如第三实施方式(参照图7)那样较长地选择液体侧的合流后的流路长，能够最大限度地发挥室外换热器12B以及具备该室外换热器12B的空调机300的性能。
《变形例》
此外，本实施方式(第一～第三实施方式)的空调机300并不限定于上述实施方式的结构，在不脱离发明的主旨的范围内能够进行各种变更。
以上的说明中，以空调机300为例进行了说明，但并不限定于此，也能够广泛地应用于具备冷冻循环的冷冻循环装置。能够广泛地应用于可冷藏或者加热的冷藏加热展示柜、冷藏或者加热饮料罐的自动销售机、加热液体并存积的热泵式供热水机等具备冷冻循环的冷冻循环装置。
并且，对相对于室外空气的流动方向具备两列或者三列室外换热器12(12A、12B)的结构进行了说明，但并不限定于此，也可以是四列以上。
并且，对于室内换热器22而言，也可以与室外换热器12(12A、12B)相同具备多个制冷剂流路的路径P(参照图3)的结构。并且，也可以将室外换热器12的液体侧分配管112的结构应用于室内换热器22的液体侧分配管212。
符号的说明
1—翅片，2—导热管，3—U形管，4—三叉管，5—连接管，10—压缩机，11—四通阀，12—室外换热器，13—室外膨胀阀，14—储液器，15—液体截止阀，16—气体截止阀，17—储压器，21—室内膨胀阀，22—室内换热器，30—液体配管，40—气体配管，50—室外风扇，60—室内风扇，100—室外机，200—室内机，300—空调机，110—换热器部，111—集气管，112—液体侧分配管，113—分配器，120—辅助冷却器，130—辅助冷却器，S1—一端部，S2—另一端部，F1—第一列(多个导热管的列)，F2—第二列(多个导热管的列)，F3—第三列(多个导热管的列)，G1、G2—气体侧流入口，L1—液体侧流出口。

Claims (10)

1.一种空调机，具备换热器，该热交换器具有多个供制冷剂流动的导热管且在与空气之间进行热交换，上述空调机的特征在于，
上述换热器具有一端部和另一端部，
上述多个导热管配置为在沿与空气流动的方向交叉的方向排列的状态下使空气在上述一端部与上述另一端部之间往复，而形成上述多个导热管的列，
沿上述交叉的方向排列的上述多个导热管的列具有：
位于上述空气流动的方向的上游侧的第一列；以及
在上述空气流动的方向上位于上述第一列旁边的第二列，
上述换热器的制冷剂流路构成为：
从上述第二列的相互分离的位置的两个部位的气体侧流入口流入作为冷凝器发挥作用时的气体制冷剂，
沿在上述一端部与上述另一端部之间往复并且相互接近的方向构成制冷剂流路，
来自上述两个部位的气体侧流入口的制冷剂流路在上述一端部合流，
制冷剂流路从上述第二列连接到上述第一列的导热管，
在上述第一列往复于上述一端部和上述另一端部，并且在从与上述第二列的一个上述气体侧流入口相同的层起直至与上述第二列的另一个上述气体侧流入口相同的层为止的范围构成制冷剂流路，并到达液体侧流出口。
2.根据权利要求1所述的空调机，其特征在于，
上述第一列的制冷剂流路具有：
从与上述第二列连接的上述第一列的导热管起直至与上述第二列的一个上述气体侧流入口相同的层的上述第一列的导热管为止的第一制冷剂流路；
从与上述第二列连接的上述第一列的导热管旁边的导热管起直至与上述第二列的另一个上述气体侧流入口相同的层的上述第一列的导热管为止的第二制冷剂流路；以及
连接上述第一制冷剂流路和上述第二制冷剂流路的连接管。
3.根据权利要求1或者2所述的空调机，其特征在于，
上述换热器具有多个从上述两个部位的气体侧流入口起直至上述液体侧流出口为止的制冷剂流路。
4.根据权利要求3所述的空调机，其特征在于，
上述液体侧流出口分别与液体侧分配管连接，
上述液体侧分配管的压力损失分别设定为±20％以内的压力损失。
5.根据权利要求3所述的空调机，其特征在于，
上述液体侧流出口分别与液体侧分配管连接，
将产生额定制冷能力的50％的制冷中间能力运转时的上述液体侧分配管的压力损失为ΔPLp[Pa]、上述换热器的高度尺寸为H[m]、液体制冷剂密度为ρL[kg/m3]、重力加速度为g[kg/s2]的情况下，满足如下式子，
ΔPLp≥0.5ρL·g·H。
6.根据权利要求3所述的空调机，其特征在于，
上述液体侧流出口分别与液体侧分配管连接，
制热额定能力运转时的上述液体侧分配管的压力损失ΔPLpdt[Pa]所引起的饱和温度差ΔTsat(ΔPLpdt)为5K以下。
7.根据权利要求1所述的空调机，其特征在于，
上述换热器设置在上述空调机的室外机内，
在上述换热器的下部，划分形成两个使液体侧流路集中地流动的辅助冷却器，
在一个辅助冷却器和另一个辅助冷却器的中途设有膨胀阀，并且，
在上述空调机的制热运转时，由上述膨胀阀发挥减压作用。
8.根据权利要求7所述的空调机，其特征在于，
在制热运转时，使在制热运转时向上述辅助冷却器中的配置于上述膨胀阀的下游侧的上述辅助冷却器流入的制冷剂的制冷剂温度比空气温度低。
9.根据权利要求1所述的空调机，其特征在于，
上述换热器的高度尺寸H[m]为0.5m以上。
10.根据权利要求1所述的空调机，其特征在于，
作为制冷剂，使用R32、含有70重量％以上的R32的混合制冷剂、以及R744中任一种。
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