JP2005265263A - 熱交換器及び空気調和機 - Google Patents

Abstract

【課題】 簡単なヘッダ構造により風圧損失を低減し露飛びを防止すると共に、冷媒側熱伝達率の向上と冷媒同士の熱交換による熱ロスの防止により、効率の高い熱交換器及び空気調和機を得ること。
【解決手段】 気流方向に沿って並列に配置される複数のフィン５と、フィンに対して直交する方向に配設され内部を冷媒が流動する複数の伝熱管群と、伝熱管群の端部にそれぞれ接続される第１ヘッダ１２及び第２ヘッダ１３とを備え、第１及び第２ヘッダは段方向に複数のヘッダ室に区画する各々２種類の仕切り板１４、１５を有し、さらに第１及び第２ヘッダのそれぞれ一方の仕切り板１４ｂ、１５ｂにより伝熱管群を複数の冷媒回路に分割し、この分割された一方の冷媒回路の冷媒蒸発時における冷媒流入位置の伝熱管群３ｄ１、４ａ１と、他方の冷媒回路の冷媒蒸発時における冷媒流出位置の伝熱管群３ｄ２、４ａ２とを、気流の風上側と風下側に、互いに重なるように配置する。
【選択図】 図２

Description

本発明は、空気調和機に収納される熱交換器及びその熱交換器を用いた空気調和機に関する。

従来の熱交換器として、伝熱管群の端部にヘッダを接続して多パス方式に構成された熱交換器が提案されている（例えば、特許文献１、２参照）。
また、空気調和機に収納される熱交換器で補助熱交換器を具備したものが提案されている（例えば、特許文献３参照）。

特開平４−２６８１２８号公報（請求項１、図１、図４） 特開平４−２４０３６４公報（請求項１、図１−図３） 特開２００１−８２７６１号公報（段落［００４８］、［００７２］、図７−図９）

従来の空気調和機に用いる熱交換器は、特許文献１に開示するように、冷媒の圧力損失を抑制するため、伝熱管群の端部をヘッダを用いて接続する多パス方式の熱交換器を採用しているのが一般的である。すなわち、従来の熱交換器は、気流方向に沿って並列に配置された複数のフィンと、これらのフィンに対して直交する方向に配設され内部を冷媒が流動する複数の伝熱管群と、伝熱管群のそれぞれの端部に接続されたヘッダを備え、さらに各ヘッダ内部を気流方向に平行な平板状の仕切り板で仕切ることによって、伝熱管群の上下方向（段方向）に各ヘッダ内のヘッダ室を介して冷媒が通過する複数の冷媒回路を構成するものである。

特許文献１の熱交換器においては、冷媒は、蒸発時には下方の伝熱管群から上方の伝熱管群へ各ヘッダのヘッダ室を介して順次流動し、凝縮時には上記蒸発時とは逆順に流動し、この流動の過程においてフィンを介して空気と熱交換を行う。また、各ヘッダ内部は気流方向に平行な平板状の仕切り板によって仕切られているので、１つの冷媒回路が、気流方向において他の冷媒回路と重なることはない。そのため、このような熱交換器を空気調和機に使用した場合には、冷媒蒸発時に、冷媒の流出口側の伝熱管内では、冷媒の乾き度が大きくなるので空気を十分冷却できず湿度の高い空気を通過させてしまうため、熱交換器の後方に設置されるファン表面で水分が結露し、空気調和機の吹出し口からいわゆる露飛びを起こすという課題があった。

一方、特許文献２にはヘッダを用い管内抵抗を低減する分流方式を採用しながら、気流方向に直交する方向に冷媒が移動するよう形成されたヘッダを介して、複数の伝熱管中を冷媒が通過して空気と熱交換する方式により、露飛びを防止するものが示されている。しかしながら、同文献に開示されている熱交換器においては、気流の風上側でヘッダの（重力方向の）最下方位置に冷媒が流入した後、ヘッダ内では、冷媒は気流の風上側を最下方から最上方へ流れ、続いて、冷媒は気流の風下側を最上方から最下方に流れた後、風下側のヘッダ最下方位置から外部に流出する、単一冷媒回路を構成するものである。また、この熱交換器のヘッダでは、上下方向に複数の伝熱管が一体となって形成された伝熱管群が複数個連結され、これらの伝熱管群に含まれる伝熱管の本数が下方から上方へ向かって徐々に増加する方式が採用されている。そのため、冷媒流入側及び流出側のヘッダの配管構造が相当複雑になっている。したがって、多パス方式の熱交換器には採用しにくいヘッダ構造である。

特許文献３の空気調和機では、熱交換パイプが円形状の断面をしているため、補助熱交換器を配置することで複数列となり、風圧損失が増大してしまい、風量の低下や騒音が増大してしまうという問題点があった。

本発明は、上記のような問題点に鑑みてなされたものであり、簡単なヘッダ構造により風圧損失を低減し露飛びを防止すると共に、冷媒側熱伝達率の向上と冷媒同士の熱交換による熱ロスの防止により、効率の高い熱交換器及び空気調和機を得ることを目的とする。

本発明に係る熱交換器は、気流方向に沿って並列に配置される複数のフィンと、前記フィンに対して直交する方向に配設され内部を冷媒が流動する複数の伝熱管群と、前記伝熱管群のそれぞれの端部に接続される第１ヘッダ及び第２ヘッダとを備え、前記第１ヘッダ及び第２ヘッダは段方向に複数のヘッダ室に区画するそれぞれ２種類の仕切り板を有し、さらに前記第１ヘッダ及び第２ヘッダのそれぞれ一方の仕切り板により前記伝熱管群を複数の冷媒回路に分割し、この分割された一方の冷媒回路の冷媒蒸発時における冷媒流入位置の伝熱管群と、他方の冷媒回路の冷媒蒸発時における冷媒流出位置の伝熱管群とを、気流の風上側と風下側に、互いに重なるように配置したことを特徴とするものである。

本発明の熱交換器によれば、複数の伝熱管群の端部に第１及び第２ヘッダを接続するとともに、第１及び第２ヘッダのそれぞれ２種類の仕切り板により伝熱管群を複数の冷媒回路に分割し、これにより分割された一方の冷媒回路の冷媒流入位置の伝熱管群と、この冷媒回路に隣接する別の冷媒回路の冷媒流出位置の伝熱管群とを、気流の風上側と風下側に互いに重なるように配置したので、均質に空気を冷却し、かつ除湿することが可能となり、露飛びを防止することができる。

実施の形態１．
図１は本発明の第１の実施の形態を示す熱交換器の概略構成図であり、図２は図１のＢ−Ｂ拡大断面図、図３は図１のＣ−Ｃ拡大断面図、図４は図１の熱交換器を右側面からみた拡大図を示す。

図１において、気流方向に沿って多数のフィン５が互いに平行に設置され、このフィン５に直交する方向に内部を冷媒が流動する多数の伝熱管群１ａ〜１ｃ、１ｄ１（１ｄ２）、２ａ１（２ａ２）、２ｂ〜２ｃ、２ｄ１（２ｄ２）、３ａ１（３ａ２）、３ｂ、３ｃ、３ｄ１（３ｄ２）、４ａ１（４ａ２）、４ｂ〜４ｄが挿入接合され、そして上記すべての伝熱管群の各伝熱管の一端間を第１ヘッダ１２によって、また他端間を第２ヘッダ１３によって、それぞれ連結し、接続している。第１ヘッダ１２の内部には、詳しくは図２に示すように、上記伝熱管群の段方向（上下方向）に複数のヘッダ室に区画する２種類の仕切り板１４が設けられ、第２ヘッダ１３の内部には、詳しくは図３に示すように、同じく段方向（上下方向）に複数のヘッダ室に区画する２種類の仕切り板１５が設けられている。そして、これらの仕切り板１４、１５により区画された各ヘッダ室ごとに各々冷媒の流れ方向を規制する。なお、上記のすべての伝熱管群は拡管手段によってフィン５に接合されている。

図２において、第１ヘッダ１２は、２種類の形状の仕切り板１４ａ、１４ｂからなる仕切り板１４によって段方向に８個のヘッダ室１２ａ〜１２ｈに区画されている。一方の仕切り板１４ａは平板状であり、他方の仕切り板１４ｂはステップ状の形状となっており、これらの仕切り板１４ａ、１４ｂは段方向に交互に設けられている。上述の８個のヘッダ室のうち、１２ｂと１２ｃ、１２ｄと１２ｅ、１２ｆと１２ｇは、ステップ状の仕切り板１４ｂと平板状の仕切り板１４ａにより、Ｌ字状のヘッダ室（例えば１２ｃ）と逆Ｌ字状のヘッダ室（例えば１２ｂ）に区画されている。特に、ヘッダ室１２ｂに接続される伝熱管群１ｄ１および２ａ１（これらの伝熱管群を冷媒流入位置の伝熱管群と呼ぶ）と、ヘッダ室１２ｃに接続される伝熱管群１ｄ２および２ａ２（これらの伝熱管群を冷媒流出位置の伝熱管群と呼ぶ）とは、気流（気流方向を１１で示す）の風上側と風下側に分離して段方向に各々２段に分けて配置されている。同様に、伝熱管群２ｄ１および３ａ１と、２ｄ２および３ａ２とが、伝熱管群３ｄ１および４ａ１と、３ｄ２および４ａ２とが、いずれも気流の風上側と風下側とに分離して各々２段に分けて配置されている。なお、上述の伝熱管群はいずれも気流方向に並ぶ３個の伝熱管により構成されている。一方、これら以外の伝熱管群では、気流方向に並ぶ６個の伝熱管により構成されている。

また図３において、第２ヘッダ１３は、２種類の形状の仕切り板１５ａ、１５ｂからなる仕切り板１５によって１２個のヘッダ室１３ａ、１３ｂ、１３ｃ１、１３ｃ２、１３ｄ、１３ｅ１、１３ｅ２、１３ｆ、１３ｇ１、１３ｇ２、１３ｈ、１３ｉに区画されている。一方の仕切り板１５ａは平板状であり、他方の仕切り板１５ｂはＩ字状の形状となっている。Ｉ字状の仕切り板１５ｂは１つ置きに配設されている。上述の１２個のヘッダ室のうち、１３ｃ１、１３ｃ２、１３ｅ１、１３ｅ２、１３ｇ１、１３ｇ２は、Ｉ字状の仕切り板１５ｂにより、縦長の長方形状のヘッダ室（例えば１３ｃ１と１３ｃ２）に区画されている。特に、ヘッダ室１３ｃ１に接続される伝熱管群１ｄ１および２ａ１（これらの伝熱管群を冷媒流入位置の伝熱管群と呼ぶ）と、ヘッダ室１３ｃ２に接続される伝熱管群１ｄ２および２ａ２（これらの伝熱管群を冷媒流出位置の伝熱管群と呼ぶ）とは、気流の風上側と風下側に分離して各々２段に分けて配置されている。同様に、伝熱管群２ｄ１および３ａ１と、２ｄ２および３ａ２とが、伝熱管群３ｄ１および４ａ１と、３ｄ２および４ａ２とが、いずれも気流の風上側と風下側とに分離して各々２段に分けて配置されている。さらに、図１および図４において、１６ａ、１６ｂ１、１６ｂ２、１６ｃ１、１６ｃ２、１６ｄ１、１６ｄ２、１６ｅは冷媒の流入口あるいは流出口となる８個の接続管である。これらのうち、１６ｂ１、１６ｃ１、１６ｄ１、１６ｅは蒸発時における冷媒流入口であり、１６ａ、１６ｂ２、１６ｃ２、１６ｄ２は蒸発時における冷媒流出口である。また、凝縮時には、逆に前の４つが冷媒流入口、後の４つが冷媒流出口となる。

冷媒は、蒸発時、実線矢印で示すように一方の第２ヘッダ１３の接続管１６ｂ１、１６ｃ１、１６ｄ１、１６ｅを通って、乾き度（乾き度は、冷媒蒸気の質量流量を冷媒蒸気の質量流量と冷媒液の質量流量との和で割った値で定義される。）が約０．２の状態で第２ヘッダ１３に流入する。まず、接続管１６ｅを通って第２ヘッダ１３に流入する冷媒の動作を説明する。接続管１６ｅからヘッダ室１３ｉに流入した冷媒は、平板状の仕切り板１５ａによって流れが規制された状態で伝熱管群４ｄへ流入する。冷媒は、伝熱管群４ｄを通過する間にフィン５の間を流れる空気と熱交換するため、冷媒の乾き度は大きくなる。その後、冷媒は、伝熱管群４ｄから第１ヘッダ１２側のヘッダ室１２ｈに流入し、平板状の仕切り板１４ａによって流れが規制された状態で、再び伝熱管群４ｃへ流入し、空気と熱交換する。この後、冷媒は、伝熱管群４ｃから第２ヘッダ１３側のヘッダ室１３ｈに戻り、伝熱管群４ｂを通って平板状の仕切り板１４ａとステップ状の仕切り板１４ｂによって区画された第１ヘッダ１２側のヘッダ室１２ｇへ流入する。その後、このヘッダ室１２ｇに流入した冷媒は、伝熱管群４ｂから風下に位置する伝熱管群４ａ２と３ｄ２とに分かれて流入し、空気と熱交換する。その後、伝熱管群４ａ２と３ｄ２とを通過した冷媒は、Ｉ字状の仕切り板１５ｂによって区画された第２ヘッダ１３側のヘッダ室１３ｇ２で合流した後に、乾き度が１の状態で、接続管１６ｄ２を通って外部配管（図示せず）に流出する。

以上に述べた冷媒の一連の流路である、ヘッダ室１３ｉ、伝熱管群４ｄ、ヘッダ室１２ｈ、伝熱管群４ｃ、ヘッダ室１３ｈ、伝熱管群４ｂ、ヘッダ室１２ｇ、伝熱管群４ａ２と３ｄ２、ヘッダ室１３ｇ２により、１つの冷媒回路Ｃ１が形成され、この冷媒回路Ｃ１において、伝熱管群４ｄは冷媒流入位置に位置する伝熱管群、伝熱管群４ａ２と３ｄ２は冷媒流出位置に位置する伝熱管群、伝熱管群４ｃと４ｂは中間位置の伝熱管群である。また、上述の伝熱管群４ｃは、図２に示すように、段方向（この図では、重力に沿う方向に相当する）には、１段で構成されている。このため、伝熱管群４ｃが複数段で構成されている従来例に比べて、個別の伝熱管への冷媒の分布が重力の影響で不均一になることを防止できている。このことは、例えば、ヘッダ室１３ｈにおける伝熱管群４ｃから４ｂへの冷媒の移動においても同様である。

同様に、接続管１６ｄ１を通って第２ヘッダ１３に乾き度約０．２で流入した冷媒は、Ｉ字状の仕切り板１５ｂによってヘッダ室１３ｇ２と区画されたヘッダ室１３ｇ１へ流入し、伝熱管群４ａ１と３ｄ１とに分流する。この冷媒は伝熱管群４ａ１と３ｄ１とを通過する間に空気と熱交換するため、その乾き度は大きくなる。その後、冷媒は、伝熱管群４ａ１と３ｄ１から第１ヘッダ１２側のヘッダ室１２ｆに流入して合流し、ステップ状の仕切り板１４ｂと平板状の仕切り板１４ａによって流れが規制された状態で、再び伝熱管群３ｃへ流入し、空気と熱交換する。その後、冷媒は、伝熱管群３ｃから第２ヘッダ１３側のヘッダ室１３ｆに戻り、伝熱管群３ｂを通って平板状の仕切り板１４ａとステップ状の仕切り板１４ｂによって区画され第１ヘッダ１２側のヘッダ室１２ｅへ流入する。その後、ヘッダ室１２ｅに流入した冷媒は、風下に位置する伝熱管群３ａ２と２ｄ２とに分かれて流入し、空気と熱交換する。その後、伝熱管群３ａ２と２ｄ２とを通過した冷媒は、Ｉ字状の仕切り板１５ｂによって区画され第２ヘッダ１３側のヘッダ室１３ｅ２で合流した後に、乾き度が１の状態で、接続管１６ｃ２を通って流出する。
以上に述べた冷媒の一連の流路である、ヘッダ室１３ｇ１、伝熱管群４ａ１と３ｄ１、ヘッダ室１２ｆ、伝熱管群３ｃ、ヘッダ室１３ｆ、伝熱管群３ｂ、ヘッダ室１２ｅ、伝熱管群３ａ２と２ｄ２、ヘッダ室１３ｅ２により、上記とは別の冷媒回路Ｃ２が形成される。この冷媒回路Ｃ２において、伝熱管群４ａ１と３ｄ１は冷媒流入位置に位置する伝熱管群、伝熱管群３ａ２と２ｄ２は冷媒流出位置に位置する伝熱管群、伝熱管群３ｃと３ｂは中間位置の伝熱管群である。

以上において、冷媒回路Ｃ１の冷媒流出位置の伝熱管群４ａ２と３ｄ２、冷媒回路Ｃ２の冷媒流入位置の伝熱管群４ａ１と３ｄ１は、４ａ１と４ａ２および３ｄ１と３ｄ２が各々、気流方向に隣接するとともに、気流の風上側と風下側に互いに重なる（例えば４ａ１と４ａ２の配置を見ればわかるように、段方向には、同じ段位置に配置される）ように配設されている。また、段方向における前記第１ヘッダ１２及び第２ヘッダ１３での冷媒の主たる流動方向が、蒸発時には、図２、図３に実線の矢印で示すように冷媒回路Ｃ１と、これに隣接する他の冷媒回路であるＣ２とも、図において、下から上の方向となっており、一方、凝縮時には、図２、図３に破線の矢印で示すように冷媒回路Ｃ１と、これに隣接する他の冷媒回路であるＣ２とも、図中、上から下の方向となっている。このように、いずれの場合も隣接する冷媒回路間で互いに同方向となっている。さらに、両冷媒回路は第１ヘッダ１２では、ステップ状の仕切り板１４ｂで、第２ヘッダ１３では、Ｉ字状の仕切り板１５ｂで分割されている。
また、接続管１６ｃ１から第２ヘッダ１３に乾き度約０．２で流入した冷媒の動作は、接続管１６ｄ１から流入した冷媒の動作と同様であり、最後は、乾き度が１の状態でそれぞれ接続管１６ｂ２、１６ｃ２より流出する。

最後に、接続管１６ｂ１を通って第２ヘッダ１３に乾き度約０．２で流入した冷媒の動作を説明する。接続管１６ｂ１よりＩ字状の仕切り板１５ｂによって区画された第２ヘッダ１３側のヘッダ室１３ｃ１に流入した冷媒は、伝熱管群２ａ１と１ｄ１に分かれて流入し、伝熱管群２ａ１と１ｄ１を通過する間に空気と熱交換するため、冷媒の乾き度は大きくなる。その後、冷媒は、伝熱管群２ａ１と１ｄ１から第１ヘッダ１２側のヘッダ室１２ｂに流入して合流し、ステップ状の仕切り板１４ｂと平板状の仕切り板１４ａによって流れが規制された状態で、再び伝熱管群１ｃへ流入し、空気と熱交換する。冷媒は、伝熱管群１ｃから第２ヘッダ１３側のヘッダ室１３ｂに戻り、伝熱管群１ｂを通って第１ヘッダ１２側のヘッダ室１２ａへ流入する。その後、ヘッダ室１２ａに流入した冷媒は、伝熱管群１ａに流入し、空気と熱交換する。その後、伝熱管群１ａを通過した冷媒は、第２ヘッダ１３側のヘッダ室１３ａに流入し、乾き度が１の状態で、接続管１６ａを通って流出する。

また、凝縮時、冷媒は破線矢印で示すように蒸発時とは逆方向に流れる。例えば、接続管１６ｃ２を通って第２ヘッダ１３に流入した冷媒の動作を説明する。冷媒は、乾き度が１の過熱ガスの状態で接続管１６ｃ２に流入する。接続管１６ｃ２を通ってヘッダ室１３ｅ２に流入した冷媒は、伝熱管群２ｄ２と３ａ２とに分かれて流入し、伝熱管群２ｄ２と３ａ２とを通過する間に空気と熱交換するため、冷媒の乾き度は小さくなる。その後、冷媒は、伝熱管群２ｄ２と３ａ２から第１ヘッダ１２側のヘッダ室１２ｅに流入して合流し、ステップ状の仕切り板１４ｂと平板状の仕切り板１４ａによって流れが規制された状態で、再び伝熱管群３ｂへ流入し、空気と熱交換する。その後、冷媒は、伝熱管群３ｂから第２ヘッダ１３側のヘッダ室１３ｆに戻り、伝熱管群３ｃを通って第１ヘッダ１２側のヘッダ室１２ｆへ流入する。その後、ヘッダ室１２ｆに流入した冷媒は、風上に位置する伝熱管群３ｄ１と４ａ１に分かれて流入し、空気と熱交換する。その後、伝熱管群３ｄ１と４ａ１を通過した冷媒は、第２ヘッダ１３側のヘッダ室１３ｇ１で合流した後に、乾き度が０の過飽和状態で、接続管１６ｄ１を通って流出する。なお、図２、図３において、実線矢印は蒸発時の冷媒の主たる流動方向を、破線矢印は凝縮時の冷媒の主たる流動方向を示し、いずれも段方向となっている。

このように、第１の実施の形態によれば、冷媒蒸発時に、冷媒回路Ｃ１の冷媒流出位置で乾き度が１となる伝熱管群３ｄ２、４ａ２と、冷媒回路Ｃ２の冷媒流入位置で冷媒の乾き度が小さい伝熱管群３ｄ１、４ａ１を、また、冷媒回路Ｃ２の冷媒流出位置で乾き度が１となる伝熱管群２ｄ２、３ａ２と、冷媒回路Ｃ３の冷媒流入位置で冷媒の乾き度が小さい伝熱管群２ｄ１、３ａ１を、さらに、冷媒回路Ｃ３の冷媒流出位置で乾き度が１となる伝熱管群１ｄ２、２ａ２と、冷媒回路Ｃ４の冷媒流入位置で冷媒の乾き度が小さい伝熱管群１ｄ１、２ａ１を、気流方向１１に対して各々伝熱管群の同じ段位置でオーバーラップさせることにより、気流の風下側に位置する冷媒流出位置の伝熱管群３ｄ２、４ａ２、２ｄ２、３ａ２、１ｄ２、２ａ２を通過する冷媒の乾き度が１となっても、気流の風上側にこれらの伝熱管群に各々対応して位置する伝熱管群３ｄ１、４ａ１、２ｄ１、３ａ１、１ｄ１、２ａ１により、均質に空気を冷却し、かつ除湿することができるため、熱交換器の風下側（以降、熱交換器の後方という）での露飛びをほぼ防止することが可能となる。ここで、冷媒回路に配置される冷媒流出位置の伝熱管群のうち、段方向に１段のみで配設される伝熱管群１ａでは、乾き度の小さな伝熱管群とは気流方向にオーバーラップしないが、従来例との比較では、乾き度が１となる伝熱管群の割合は段方向で１６個中１個に相当し、従来の熱交換器（伝熱管群は段方向に１６段、気流の並び方向に６個で、両端のダンパはすべて平板状の仕切り板で第１ヘッダでは８個、第２ヘッダでは１２個のヘッダ室に区画された熱交換器）で乾き度が１となる伝熱管群の割合に比べてはるかに小さいため、露飛びが発生する可能性がかなり低下することは明らかである。

また、ステップ状の仕切り板１４ｂにより、気流に対して段方向には同じ段位置で、冷媒流出位置で乾き度が１となる１つの冷媒回路の伝熱管群の伝熱管数（３個）と冷媒流入位置で冷媒の乾き度が小さい別の冷媒回路の伝熱管群の伝熱管数（３個）との和を、これに隣接する段ごとの伝熱管の総数（６個）と同数に配置でき、またヘッダ位置でのこれら両冷媒回路の冷媒の主たる流動方向を同じ方向とすることができる。このため、外部配管との接続は一方の第２ヘッダ１３に集中させる構成とすることも可能となる。

さらに、例えば接続管１６ｄ１を通ってヘッダ室１３ｇ１に流入した冷媒が、伝熱管群３ｄ１と４ａ１で不均一に分配されたとしても、他方のヘッダ室１２ｆにて再び合流するため、分配の不均一をいったん解消することができ、伝熱性能を確保することができる。さらに、冷媒回路の中間経路において、伝熱管の段数が１段であることは分配の不均一解消に役立っている。

加えて、そのすべてが平行に形成されている従来例の各ヘッダ室の境界線（仕切り板）を、例えば図２に示すように、冷媒流出位置の伝熱管群（例えば２ｄ２、３ａ２）と、冷媒流入位置の伝熱管群（例えば２ｄ１、３ａ１）とが隣接する境界では、伝熱管の配置が２段となる（伝熱管数は従来に比較して半数となる）構成とすべく、一方の第１ヘッダ１２でのヘッダ室の境界線をステップ状に変更する（図３に示す他方の第２ヘッダ１３ではヘッダ室の境界線をＩ字状に変更する）だけで、露飛びをほぼ防止できる熱交換器を容易に得ることができる。

一方、凝縮時に流入する冷媒は、冷媒流入位置の伝熱管群（例えば３ｄ２、４ａ２）と、冷媒流出位置の伝熱管群（例えば３ｄ１、４ａ１）とが隣接し、風上側に冷媒液の多い伝熱管群が配置されるので効率のよい熱交換器が実現できる。
また、凝縮時、冷媒回路の冷媒出口となる接続管１６ｂ１、１６ｃ１、１６ｄ１が気流の風上側に位置するため、冷媒の温度を十分に下げることができるため、システムの効率を向上することができる。

図２、図３では、１つの冷媒回路中では、伝熱管群の数が、段方向には５段あるいは６段ある場合で、かつ気流方向には、例えば４ｄ、４ｃ、４ｂでは６列、４ａ２、３ｄ２では３列ある場合を示したが、伝熱管群の段数および列数は任意である。
また、ここでは１つの冷媒回路の流入口および流出口と外部配管（図示せず）との各々の接続部を同じヘッダに設けたが、これらの接続部を異なるヘッダに設けてもよいし、ある１つの冷媒回路の流入口および流出口と外部配管（図示せず）との各々の接続部が同じヘッダにあるものと、異なるヘッダにあるものとが、混在するように設けてもよい。

実施の形態２．
次に、本発明の第２の実施の形態による熱交換器を図５から図８に示す。図５はこの実施の形態による熱交換器の概略構成図、図６は図５のＤ−Ｄ拡大断面図、図７は図５のＥ−Ｅ拡大断面図、図８は図４の熱交換器を右側面からみた拡大図である。
この実施の形態の熱交換器は、断面が扁平状の伝熱管群１Ａ、２Ｂ、３Ｃ、４Ｄ、２Ａ、２Ｂ、２Ｃ、２Ｄ、３Ａ、３Ｂ、３Ｃ、３Ｄ、４Ａ、４Ｂ、４Ｃ、４Ｄで構成したものである。すなわち、各々の伝熱管は気流方向１１に並んだ複数の（例えば６個の）冷媒流路を有する。これらの扁平状伝熱管群は、気流方向に沿って平行に配設された多数のフィン５に対して直交する方向に、かつ断面の長軸方向が気流方向１１に平行となるように挿入接合され、各伝熱管群の端部には第１の実施形態と同じ構造の第１ヘッダ１２及び第２ヘッダ１３が接続される。また、扁平状伝熱管というときは、伝熱管の断面が長円形状、楕円形状、あるいは流線形状等を含むものであり、内部を冷媒が流動する複数の独立した流路が一体に形成されているものである。なお、冷媒流路の断面形状は特に限定されるものではなく、四角形、円形等任意である。

ここで、各扁平状伝熱管の冷媒流路を第１の実施の形態で説明した伝熱管群と同じ符号を用いてあらわすものとすると、扁平状伝熱管群の冷媒流路は図５、図６のようになる。そして、第１ヘッダ１２において、扁平状伝熱管群１Ｄと２Ａは、冷媒蒸発時、ステップ状の仕切り板１４ｂによって、冷媒流入位置の冷媒流路１ｄ１および２ａ１と、冷媒流出位置の冷媒流路１ｄ２および２ａ２とが、気流の風上側と風下側に互いに重なるようにそれぞれ同じ段位置に配置される。
同様に、扁平状伝熱管群２Ｄと３Ａは、冷媒流入位置の冷媒流路２ｄ１および３ａ１と、冷媒流出位置の冷媒流路２ｄ２および３ａ２とが気流の風上側と風下側に互いに重なるようにそれぞれ同じ段位置に配置され、また扁平状伝熱管群３Ｄと４Ａは、冷媒流入位置の冷媒流路３ｄ１および４ａ１と、冷媒流出位置の冷媒流路３ｄ２および４ａ２とが気流の風上側と風下側に互いに重なるようにそれぞれ同じ段位置に配置される。

また、第２ヘッダ１３においては、冷媒蒸発時、扁平状伝熱管群１Ｄと２Ａは、Ｉ字状の仕切り板１５ｂによって、冷媒流入位置の冷媒流路１ｄ１および２ａ１と、冷媒流出位置の冷媒流路１ｄ２および２ａ２とが気流の風上側と風下側に互いに重なるようにそれぞれ同じ段位置に配置され、扁平状伝熱管群２Ｄと３Ａは、冷媒流入位置の冷媒流路２ｄ１および３ａ１と、冷媒流出位置の冷媒流路２ｄ２および３ａ２とが気流の風上側と風下側に互いに重なるようにそれぞれ同じ段位置に配置され、また扁平状伝熱管群３Ｄと４Ａは、冷媒流入位置の冷媒流路３ｄ１および４ａ１と、冷媒流出位置の冷媒流路３ｄ２および４ａ２とが気流の風上側と風下側に互いに重なるようにそれぞれ同じ段位置に配置される。

これらの扁平状伝熱管群１D、２Ａ、２Ｄ、３Ａ、３Ｄ、４Ａは、第１ヘッダ１２ではステップ状の仕切り板１４ｂの垂直板を挟んで第１ヘッダ１２に接合され、第２ヘッダ１３ではＩ字状の仕切り板１５bの垂直板を挟んで第２ヘッダ１３に接合される。したがって、これらの扁平状伝熱管群を冷媒流入位置の冷媒流路群と冷媒流出位置の冷媒流路群とに必ずしも分割する必要はない。
また、上記のすべての扁平状伝熱管群はロウ付け手段でフィン５に接合される。

第２の実施の形態による熱交換器は、上記のように構成されているものであり、複数の冷媒流路が１つの伝熱管に一体に形成されている点で第１の実施の形態の熱交換器と相違するものであるため、冷媒蒸発時及び凝縮時の作用並びに効果は基本的に第１の実施形態と同様である。ただ、扁平状伝熱管群によると、円形断面の伝熱管群に比べて熱交換効率が高く、騒音が低くなる利点がある。

実施の形態３．
図９は、前述した本発明の熱交換器を適用した第３の実施の形態に係る空気調和機の断面を模式的に示している。図中、２１は空気調和機の室内機本体、２２は上部空気吸込口、２３は前面側空気吸込口、２４は空気吹出口、２５は吹出しベーン、２６は熱交換器、２７は送風機、２８は前ドレンパン、２９は背面ドレンパン、３０はスクロールケーシングである。また、前面側空気吸込口２３の前には運転時に開く可動式のパネル（図示なし）があっても良い。

室内機本体２１内には、熱交換器２６が配置され、この熱交換器２６に覆われるようにして送風機２７が配置される。この送風機２７は熱交換器２６の幅方向寸法と略同一の軸方向寸法を備え、熱交換器２６と対向して配置される貫流ファンと、この貫流ファンを回転駆動するファンモータとから構成される。

上記熱交換器２６の前面側下端部は前ドレンパン２８上に載り、背面側下端部は背面ドレンパン２９上に載っている。熱交換器で生成されるドレン水がこれらドレンパンに流下し、前ドレンパン２８に集められて、排水ホース（図示なし）を介して外部に排水できるようになっている。

また、前後ドレンパン２８、２９の一部側壁外面は送風機２７に近接した位置に設けられ、これらで送風機２７に対するノーズを構成している。上記ドレンパン２８、２９の側壁部と、吹出口２４との間はスクロールケーシング３０により連結されている。このスクロールケーシング３０で囲まれる空間が、ノーズと吹出口２４を連通する風路となる。

次に、上記熱交換器２６について詳述する。この熱交換器２６は、側面視で略逆Ｖ字状に形成された主熱交換器４０と、この主熱交換器４０の空気吸込み側に沿って配置される補助熱交換器４４との組合せ体からなる。このような主熱交換器４０が室内機本体２１内に組み込まれた状態で、前面側空気吸込口２３に対向して略くの字形状で位置することから、この部分を前面上部熱交換器４１および前面下部熱交換器４２と呼び、上部空気吸込口２２と斜め背面側に傾斜して位置するものを背面熱交換器４３と呼ぶ。
ここで、上記主熱交換器４０は、前述した本発明の熱交換器を適用したものであり、端部に接続されるヘッダ部分は図示を省略してある。この主熱交換器４０は、狭小の間隔を有して併設される多数枚のフィン４５と、これらフィン４５を貫通しロウ付け手段により接合された断面が扁平形状の熱交換パイプ４６からなる。この熱交換パイプ４６は第２の実施の形態における扁平状伝熱管に相当するものであり、内部には複数の冷媒流路が一体に形成されている。

一方、上記補助熱交換器４４は、背面熱交換器４３の上方の略三角形の空間に配置され、背面熱交換器４３の幅方向寸法と略同一の幅方向寸法を有している。また、上記補助熱交換器４４は、狭小の間隔を有して併設される多数枚のフィン４７と、これらフィン４７を貫通しロウ付け手段により接合された断面が扁平形状の熱交換パイプ４８からなる。

図１０は、熱交換器２６における配管系統を模式的に示している。上記主熱交換器４０は、前面上部熱交換器４１、前面下部熱交換器４２および背面熱交換器４３のそれぞれの長手方向にわたって前後に断面扁平形状の熱交換パイプ４６が２列、互いの列が一定の距離で離間して整列されると共に、碁盤状に配置して設けられる。

前記主熱交換器４０における断面扁平形状の熱交換パイプ４６は、直線部分の長さが並設フィン４５の幅方向とほぼ同じであり、両端が並設フィン４５から突出する。端部はそれぞれヘッダー（図示なし）に接続され複数の冷媒回路が形成される。

前記補助熱交換器４４における断面扁平形状熱交換パイプ４８は、フィン４７の長手方向に沿って１列に並べられる。断面扁平形状の熱交換パイプ４８間の上下に示す実線および破線は両端のフィン４７から突出する部分の一端を示し、この突出部分の断面扁平形状熱交換パイプ４８をＵ字状に曲げるか、またはヘッダー（図示なし）を接続するなどして流路を構成する。

前記補助熱交換器４４には２系統の冷媒流路が形成され、各々の系統がさらに４系統に接続されて、前記主熱交換器４０には８系統の冷媒流路が形成されている。

図１０の矢印は、冷房運転における冷媒の流れを示している。すなわち、冷房時には外部から冷媒は補助熱交換器４４に導入され、この補助熱交換器４４を出てから分岐部５１において複数の系統に分流されてから、主熱交換器４０に導かれる。さらに冷媒は主熱交換器４０を出てから合流し、外部へ導かれる。暖房時の冷媒の流れは冷房時と逆の流れとなる。すなわち、暖房時には外部から冷媒は複数の系統に分流された後、主熱交換器４０に導入され、この主熱交換器４０を出てから合流し補助熱交換器４４に導かれる。

第３の実施の形態によれば、熱交換器２６として、前面上部熱交換器４１、前面下部熱交換器４２および背面熱交換器４３の他に、室内機本体２１の上部デッドスペースに補助熱交換器４４を備えたものであるので、室内機本体２１の容量をそのまま維持可能で、かつ熱交換容量が増加できるので熱交換能力の増大が得られる。また、主熱交換器４０にはフィン４５を貫通しロウ付け手段により接合された断面扁平形状の熱交換パイプ４６を具備したので、風圧損失を低減でき、大風量化による効率向上や低騒音化が実現できる。

また、主熱交換器４０と熱的に遮断された補助熱交換器４４に、暖房時の冷媒過冷却部が配置されるため、冷媒二相部との温度差による冷媒同士の熱交換で生じる熱ロスを防止することが可能となる。また、補助熱交換器４４の冷媒流路の数が主熱交換器４０の冷媒流路の数より少ないので、熱伝達率の低い液冷媒（過冷却部）の流速を上げることにより伝熱性能が向上できる。

また、暖房運転時の過冷却度Ｓｃ（ｄｅｇ）が増加するに伴い、熱交換器出入り口のエンタルピ差は大きくなり、熱交換量Ｑは大きくなるが、伝熱の悪い過冷却部の全熱交換器面積に占める割合が大きくなり、伝熱の良い冷媒二相部の割合が減少する。
サイクルの成績係数ＣＯＰはＣＯＰ＝Ｑ／Ｗ（Ｗは圧縮機入力）で示され、圧縮機入力は熱交換器の熱通過率Ｋが大きいほど小さくなる。なお、熱通過率Ｋは伝熱管内の熱伝達率と空気側の熱伝達率によって決定される。よって、過冷却度Ｓｃは一般にＳｃ＝５〜１５程度が最も空調機において成績係数ＣＯＰが大きくなる。

図１３は、全て円管の熱交換パイプ４６ａで構成される補助熱交換器の無い円管熱交換器（図１１参照）に対し、補助熱交換器の無い、扁平形状熱交換パイプ４６で構成される扁平管熱交換器（図１２参照）の過冷却度Ｓｃ（ｄｅｇ）に対する熱通過率Ｋの割合を示している。本例における補助熱交換器の無い扁平管熱交換器は、同じく補助熱交換器の無い円管熱交換器に比べて、Ｓｃが大きくなる場合のＫの低下度合いが大きく、Ｓｃが小さいとき、扁平管熱交換器のＫは円管熱交換器よりも大きいが、Ｓｃを大きくしていくと、円管熱交換器よりもＫが低下する。これは扁平管熱交換器の２相域と過冷却域の管内熱伝達率の比率が円管と比べて非常に大きいことに起因している。

一方、図１５は、全て円管で構成される補助熱交換器４４ａのある円管熱交換器（図１４参照）に対し、本実施の形態の補助熱交換器４４のある扁平管熱交換器の過冷却度Ｓｃ（ｄｅｇ）に対する熱通過率Ｋの割合を示している。本実施の形態における扁平管熱交換器は円管熱交換器に比べてＳｃが大きくなる場合のＫの低下度合いは円管とほぼ同等である。また、本実施の形態の扁平管熱交換器はＳｃが大きくなってもＫは円管熱交換器を下回ることが無い。これは扁平管熱交換器の補助熱交換器（過冷却部）４４が２パスと主熱交換器４０のパス数よりも少ないパス数で構成され、管内の流速が増加したため、過冷却域の管内熱伝達率が大幅に向上したことに起因している。よって、補助熱交換器を付加する効果は円管熱交換器よりも大きい。

なお、本実施の形態では、空気調和室内機の場合を示したが、室外機においても同様な構成により同じ効果が得られる。また、断面扁平形状の熱交換パイプ４６を碁盤配列にした場合を示したが、千鳥配列であっても同様の効果を有する。

実施の形態４．
図１６は、本発明の第４の実施の形態である空気調和機の断面を模式的に示している。補助熱交換器４４を前面上部熱交換器４１の吸込み側上部のスペースに配置した例である。その他は、第３の実施の形態の構成と同じであり、同じ効果が得られる。

実施の形態５．
図１７は、本発明の第５の実施の形態である空気調和機の断面を模式的に示している。本実施の形態の補助熱交換器４４ａは、狭小の間隔を有して並設される多数枚のフィン４７と、これらフィン４７を貫通し拡管手段により接合された断面が円形状の熱交換パイプ４９とからなる。その他は、第３の実施の形態の構成と同じであり、同じ効果が得られる。

実施の形態６．
図１８は、本発明の第６の実施の形態である空気調和機の断面を模式的に示している。本実施の形態の補助熱交換器４４ａは、狭小の間隔を有して並設される多数枚のフィン４７と、これらフィン４７を貫通し拡管手段により接合された断面が円形状の熱交換パイプ４９とからなり、前面上部熱交換器４１の吸込み側上部のスペースに配置した例である。その他は、第３の実施の形態の構成と同じであり、同じ効果が得られる。

実施の形態７．
図１９は、図９に示した空気調和機の熱交換器２６における冷媒配管系統を模式的に示した本発明の第７の実施の形態である。この補助熱交換器４４には１系統の冷媒流路が形成され、出入口間に逆止弁５２を介したバイパス回路５３を具備する。８系統の冷媒流路が形成された主熱交換器４０は、冷媒分岐部５１を介して補助熱交換器４４と接続されている。

図１９の矢印は、冷房運転における冷媒の流れを示している。すなわち、冷房時には外部から冷媒は補助熱交換器４４をバイパスし、逆止弁５２を介して冷媒分岐部５１に導入され、この冷媒分岐部５１において複数の系統に分流されてから、主熱交換器４０（４１、４２、４３）に導かれる。そして主熱交換器４０を出てから合流し、外部へ導かれる。暖房時の冷媒の流れは冷房時と逆の流れとなる。すなわち、暖房時には外部から冷媒は複数の系統に分流された後、主熱交換器４０に導入され、この主熱交換器４０を出てから前記冷媒分岐部５１で合流し補助熱交換器４４に導かれる。この際、逆止弁５２によりバイパス回路５３には冷媒が流れない。

本実施の形態によれば、主熱交換器４０と熱的に遮断された補助熱交換器４４に、暖房時の冷媒過冷却部が配置されるため、冷媒二相部との温度差による冷媒同士の熱交換で生じる熱ロスを防止することが可能となる。また、補助熱交換器４４の冷媒流路を１系統としたので、熱伝達率の低い液冷媒（過冷却部）の流速を上げることにより伝熱性能を向上することができる。

また、冷房時には１系統の冷媒流路からなる補助熱交換器４４をバイパスすることにより、熱交換パイプ内の冷媒圧力損失の増大を抑制することができる。また、冷媒乾き度が小さい状態で同じに複数系統の冷媒流路に分配することができるので、均一な冷媒分配が可能となる。その結果、熱交換性能の向上が実現できる。

実施の形態８．
図２０は、本発明の第８の実施の形態である空気調和機の熱交換器２６（主熱交換器４０、補助熱交換器４４）と送風機２７の配置を示している。これはパッケージエアコンの４方向吹出し天井カセットタイプの例である。同図（ａ）は概略上面図、同図（ｂ）は概略側面図である。
図において、熱交換器２６は主熱交換器４０と補助熱交換器４４により構成されている。主熱交換器４０は断面扁平形状熱交換パイプ４６を有し、ヘッダー３１を中継して送風機２７の周囲を取り囲むように配置してある。補助熱交換器４４は主熱交換器４０と送風機２７との間、すなわち主熱交換器４０の吸込み側全体または一部に配置してある。補助熱交換器４４は、前記実施の形態１〜５のように断面扁平形状熱交換パイプ４６または断面が円形状の熱交換パイプ４９を有し、暖房時の冷媒過冷却部となるように冷媒流路を配置したものである。

また。この熱交換器２６はターボファンの送風機２７の吹出し側を取り囲むように配置してある。送風機２７は吸込グリル・プレフィルタ（共に図示なし）を介して下方より室内空気を吸い込み、熱交換器２６に向けて径方向に吹き出す。熱交換器２６を通過した空気は吹き出し風路（図示なし）を介して、室内に吹き出される。

このように構成したので、本実施の形態においても前記実施の形態１〜７と同様な効果が得られる。

本発明の実施の形態１を示す熱交換器の概略構成図。 図１のＢ−Ｂ拡大断面図。 図１のＣ−Ｃ拡大断面図。 図１に示した熱交換器の右拡大側面図。 本発明の実施の形態２を示す熱交換器の概略構成図。 図２のＤ−Ｄ拡大断面図。 図２のＥ−Ｅ拡大断面図。 図２に示した熱交換器の右拡大側面図。 本発明の実施の形態３を示す空気調和機の断面図。 本発明の実施の形態３における熱交換器の冷媒配管系統図。 補助熱交換器の無い円管熱交換器による空気調和機の断面図。 補助熱交換器の無い扁平管熱交換器による空気調和機の断面図。 上記円管熱交換器と扁平管熱交換器の特性比較図。 補助熱交換器のある円管熱交換器を具備する空気調和機の断面図。 本発明の実施の形態３の熱交換器と図１４の円管熱交換器の特性比較図。 本発明の実施の形態４を示す空気調和機の断面図。 本発明の実施の形態５を示す空気調和機の断面図。 本発明の実施の形態６を示す空気調和機の断面図。 本発明の実施の形態７を示す熱交換器の冷媒配管系統図。 本発明の実施の形態８を示す空気調和機の上面図及び側面図。

符号の説明

１ａ、１ｂ、１ｃ、１ｄ１、１ｄ２、２ａ１、２ａ２、２ｂ、２ｃ、２ｄ１、２ｄ２、３ａ１、３ａ２、３ｂ、３ｃ、３ｄ１、３ｄ２、４ａ１、４ａ２、４ｂ、４ｃ、４ｄ 伝熱管群または冷媒流路群、１Ａ、１Ｂ、１Ｃ、１Ｄ、２Ａ、２Ｂ、２Ｃ、２Ｄ、３Ａ、３Ｂ、３Ｃ、３Ｄ、４Ａ、４Ｂ、４Ｃ、４Ｄ 扁平状伝熱管群、５ フィン、１１ 気流方向、１２ 第１ヘッダ、１２ａ〜１２ｈ ヘッダ室、１３ 第２ヘッダ、１３ａ、１３ｂ、１３ｃ１、１３ｃ２、１３ｄ、１３ｅ１、１３ｅ２、１３ｆ、１３ｇ１、１３ｇ２、１３ｈ、１３ｉ ヘッダ室、１４ 仕切り板、１４ａ 平板状の仕切り板、１４ｂ ステップ状の仕切り板、１５ 仕切り板、１５ａ 平板状の仕切り板、１５ｂ Ｉ字状の仕切り板、２１ 空気調和機本体、４０ 主熱交換器、 ４１ 前面上部熱交換器、 ４２ 前面下部熱交換器、４３ 背面熱交換器、 ４４ 補助熱交換器、 ４５ フィン、４６ 断面扁平形状熱交換パイプ、 ４７ フィン、４８ 断面扁平形状熱交換パイプ、４９ 断面円形状熱交換パイプ、５１ 冷媒分岐部、５２ 逆止弁、５３ バイパス回路。

Claims (10)

1. 気流方向に沿って並列に配置される複数のフィンと、前記フィンに対して直交する方向に配設され内部を冷媒が流動する複数の伝熱管群と、前記伝熱管群のそれぞれの端部に接続される第１ヘッダ及び第２ヘッダとを備え、前記第１ヘッダ及び第２ヘッダは段方向に複数のヘッダ室に区画するそれぞれ２種類の仕切り板を有し、さらに前記第１ヘッダ及び第２ヘッダのそれぞれ一方の仕切り板により前記伝熱管群を複数の冷媒回路に分割し、この分割された一方の冷媒回路の冷媒蒸発時における冷媒流入位置の伝熱管群と、他方の冷媒回路の冷媒蒸発時における冷媒流出位置の伝熱管群とを、気流の風上側と風下側に、互いに重なるように配置したことを特徴とする熱交換器。
2. 気流方向に沿って並列に配置される複数のフィンと、前記フィンに対して直交する方向に配設され内部を冷媒が流動する複数の冷媒流路を有する断面が扁平状の扁平状伝熱管群と、前記扁平状伝熱管群のそれぞれの端部に接続される第１ヘッダ及び第２ヘッダとを備え、前記第１ヘッダ及び第２ヘッダは段方向に複数のヘッダ室に区画するそれぞれ２種類の仕切り板を有し、さらに前記第１ヘッダ及び第２ヘッダのそれぞれ一方の仕切り板により前記扁平状伝熱管群の冷媒流路を複数の冷媒回路に分割し、この分割された一方の冷媒回路の冷媒蒸発時における冷媒流入位置の冷媒流路群と、他方の冷媒回路の冷媒蒸発時における冷媒流出位置の冷媒流路群とを、気流の風上側と風下側に、互いに重なるように配置したことを特徴とする熱交換器。
3. 前記第１ヘッダは、平板状とステップ状の２種類の仕切り板を有することを特徴とする請求項１または２記載の熱交換器。
4. 前記第２ヘッダは、平板状とＩ字状の２種類の仕切り板を有することを特徴とする請求項１乃至３のいずれかに記載の熱交換器。
5. 前記扁平状伝熱管群は、ロウ付け手段により前記フィンに接合してなることを特徴とする請求項２記載の熱交換器。
6. 請求項１乃至５のいずれかに記載の熱交換器を主熱交換器とし、該主熱交換器の空気吸い込み側に補助熱交換器を配置したことを特徴とする空気調和機。
7. 前記補助熱交換器は、狭小の間隔を有して並設される多数枚のフィンと、これらのフィンを貫通しロウ付け手段により接合され、断面が扁平状で複数の冷媒流路を有する熱交換パイプからなることを特徴とする請求項６記載の空気調和機。
8. 前記補助熱交換器は、狭小の間隔を有して並設される多数枚のフィンと、これらのフィンを貫通し拡管手段により接合され、断面が円形状の熱交換パイプからなることを特徴とする請求項６記載の空気調和機。
9. 前記補助熱交換器の冷媒流路の数が前記主熱交換器の冷媒流路の数より少ないことを特徴とする請求項６乃至８のいずれかに記載の空気調和機。
10. 前記補助熱交換器は暖房時のみ冷媒が流れ、冷房時はバイパスさせて冷媒が流れないように冷媒回路を構成したことを特徴とする請求項６乃至９のいずれかに記載の空気調和機。
    

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