JP2008196811A - Air conditioner - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To solve the problems of the conventional air conditioner, wherein it is necessary to newly add parts for guiding a flow from a discharge opening part of a blower to a heat exchanger using a guide plate, the heat transfer efficiency of the heat exchanger is the same, and only the effect of restraining noise and increase in input of a blower by reduction of eddy loss is expected. <P>SOLUTION: The heat exchanger 20 is an aggregate of heat exchange modules including a heat transfer pipe and a fin vertically installed in the heat transfer pipe. The number of heat exchange modules in the column direction in a step direction position not opposite to the discharge opening 3b of the blower is larger than that of heat exchange modules in the column direction in the step direction position opposite to the discharge opening 3b of the blower, and the incremental heat exchange modules are disposed on the blower 3 side. <P>COPYRIGHT: (C)2008,JPO&INPIT

Description

この発明は空気調和装置に関し、特に空気通路の熱交換器上流側での渦損失低減と熱交換器の伝熱効率向上に関するものである。   The present invention relates to an air conditioner, and more particularly to reduction of vortex loss on the upstream side of a heat exchanger in an air passage and improvement of heat transfer efficiency of the heat exchanger.

従来の室内ユニットとしては、例えば「中央部から空気を取り入れ、取り入れた空気を回転軸周りの羽根車の回転により周囲に送り出す遠心式送風手段と、該遠心式送風手段を取り込むようにして設けられ、冷媒を流すための配管および該配管に設けられた複数のフィン部を含む熱交換手段と、を備え、前記羽根車と熱交換手段とに挟まられた空間に、該羽根車の周方向に亘って配置され、羽根車から送り出された空気を前記熱交換手段に案内する案内板が設けられていることを特徴とする。この構成にすれば、羽根車から送り出された空気は、案内板に沿って熱交換手段まで流れることとなり、せん断力を受けないため自由せん断層が形成されず、その際の乱れを抑制することができる」（例えば特許文献１参照）というものが提案されている。   As a conventional indoor unit, for example, “a centrifugal blower means that takes in air from the center and sends the taken air to the surroundings by rotation of an impeller around a rotation shaft; A heat exchange means including a pipe for flowing the refrigerant and a plurality of fin portions provided in the pipe, and a space sandwiched between the impeller and the heat exchange means in a circumferential direction of the impeller A guide plate is provided so as to guide the air sent from the impeller to the heat exchanging means. According to this configuration, the air sent from the impeller is guided by the guide plate. In this case, a free shear layer is not formed because it does not receive a shearing force, and the disturbance at that time can be suppressed ”(for example, see Patent Document 1). That.

特開２０００−６５３７９号公報（段落番号００１０、００１１、図２）JP 2000-65379 A (paragraph numbers 0010 and 0011, FIG. 2)

しかし、従来の空気調和装置は、案内板によって送風機の吐出開口部から熱交換器までの流れを案内させるため、新しく部品を追加する必要があるという問題点があった。また、熱交換器の伝熱効率は同じであり、渦損失低減による、騒音や送風機入力の増加を抑制する効果しか期待できなかった。   However, the conventional air conditioner has a problem that it is necessary to add a new part because the guide plate guides the flow from the discharge opening of the blower to the heat exchanger. In addition, the heat transfer efficiency of the heat exchanger is the same, and only an effect of suppressing an increase in noise and blower input due to vortex loss reduction could be expected.

この発明は上述のような課題を解決するためになされたものであり、第１の目的は、風路の渦損失を低減させ、騒音や送風機入力の増加を抑制することである。また、第２の目的は、熱交換器の伝熱効率を向上させることで、高性能な空気調和装置を得ることである。   The present invention has been made to solve the above-described problems, and a first object is to reduce the vortex loss of the air passage and to suppress an increase in noise and blower input. A second object is to obtain a high-performance air conditioner by improving the heat transfer efficiency of the heat exchanger.

この発明に係る空気調和装置においては、空気の吸込み口と吹出し口が形成されたケーシングと、前記吸込み口から空気を吸引し、前記吹出し口から空気を排出させる送風機と、該送風機の吐出口から前記ケーシング内に吐出される空気が流通する熱交換器とを備えた空気調和装置において、前記熱交換器は、伝熱管及び該伝熱管に垂直に設置されるフィンから構成される熱交換モジュールの集合体であり、前記送風機の吐出口と対向しない段方向位置における列方向の熱交換モジュール数が、前記送風機の吐出口と対向する段方向位置における列方向の熱交換モジュール数より多く、該増加分の熱交換モジュールは空気流れ上流側に配置するものである。   In the air conditioner according to the present invention, a casing in which an air suction port and a blowout port are formed, a blower that sucks air from the suction port and discharges air from the blowout port, and a discharge port of the blower An air conditioner comprising a heat exchanger through which air discharged into the casing circulates, wherein the heat exchanger is a heat exchange module composed of a heat transfer tube and fins installed perpendicularly to the heat transfer tube. The number of heat exchange modules in the row direction at the stepwise position that is an assembly and does not face the discharge port of the blower is greater than the number of heat exchange modules in the row direction at the stepwise position that faces the discharge port of the blower. The heat exchange module of the minute is arranged on the upstream side of the air flow.

この発明においては、空気流れ上流側に配置された増加分の熱交換モジュールが風路抵抗となり、渦損失を低減させることができる。このため、騒音や送風機入力の増加を抑制できる。また、空気流れの抑制に増加分の熱交換モジュールを配置したことにより、熱交換器の伝熱効率を向上させる効果がある。   In the present invention, the increased heat exchange module disposed on the upstream side of the air flow serves as air path resistance, and vortex loss can be reduced. For this reason, an increase in noise and blower input can be suppressed. Moreover, since the heat exchange module for an increase is arrange | positioned for suppression of an air flow, there exists an effect which improves the heat transfer efficiency of a heat exchanger.

実施の形態１．
図１はこの発明の実施の形態１に係る空気調和装置の室内機の断面模式図を示すものである。室内機１は天井埋込式室内機と呼ばれている。下側が空気調和すべき室内１０に面する。室内機１のケーシング２は箱形状の構造体であり、下部が開口している。このケーシング２の内側上面の中央部には、送風機３がファンモータ４を介して下向きに取り付けられている。このファンモータ４は、例えばターボファンの形態である。送風機３は、下向きに開口した送風機吸入口３ａから空気を吸い込み、円周方向に開口した送風機吐出口３ｂから空気を送り出す。 Embodiment 1 FIG.
1 is a schematic cross-sectional view of an indoor unit of an air-conditioning apparatus according to Embodiment 1 of the present invention. The indoor unit 1 is called a ceiling-embedded indoor unit. The lower side faces the room 10 to be air conditioned. The casing 2 of the indoor unit 1 is a box-shaped structure, and the lower part is opened. A blower 3 is attached downward through a fan motor 4 at the center of the inner upper surface of the casing 2. The fan motor 4 is in the form of a turbo fan, for example. The blower 3 sucks air from the blower suction port 3a that opens downward, and sends out air from the blower discharge port 3b that opens in the circumferential direction.

また、ケーシング２の開口部には内部支持体５が取り付けられている。この内部支持体５の中央部には、フィルターを兼ね備えた吸込み口６が設けられており、吸込み口６の外側に吹出し口７が設けられている。内部支持体５の中央部には、吸込み口６の上部にベルマウス８が取り付けられている。このベルマウス８は、吸込み口６と送風機３の間に位置することになる。   An internal support 5 is attached to the opening of the casing 2. A suction port 6 that also serves as a filter is provided at the center of the internal support 5, and a blowout port 7 is provided outside the suction port 6. A bell mouth 8 is attached to the upper part of the suction port 6 at the center of the internal support 5. The bell mouth 8 is located between the suction port 6 and the blower 3.

送風機３を周方向から取り囲むように熱交換器２０が設けられている。この熱交換器２０は、熱交換器２０とケーシング２との間、熱交換器２０と内部支持体５との間をそれぞれシール材９で密閉されている。
内部支持体５は、熱交換器２０の設置箇所の下側に、熱交換器２０が蒸発器として機能する場合に発生するドレン水を集める溝を有している。 A heat exchanger 20 is provided so as to surround the blower 3 from the circumferential direction. The heat exchanger 20 is hermetically sealed between the heat exchanger 20 and the casing 2 and between the heat exchanger 20 and the internal support 5 with a sealing material 9.
The internal support 5 has a groove for collecting drain water generated when the heat exchanger 20 functions as an evaporator below the installation location of the heat exchanger 20.

ここで、熱交換器２０の説明にあたり、図１の座標を次のように定義する。空気流れと平行な伝熱管２３及び伝熱管３３の並び方向、すなわち図１における紙面水平方向を列方向とする。伝熱管２３及び伝熱管３３の長さ方向、すなわち図１における紙面直交方向を積幅方向とする。又、列方向と積幅方向に垂直な伝熱管２３及び伝熱管３３の並び方向、すなわち図１における紙面垂直方向を段方向とする。ただし、列方向と積幅方向が紙面で定義された図１の座標軸と常に一致している訳ではなく、送風機３を周方向から取り囲むような熱交換器２０の形状に応じて変化する。例えば本実施例１における熱交換器３においては、図１における送風機３の前部及び後部に位置する熱交換器２０（図示せず）の場合は、図１で定義した列方向が積幅方向に相当し、図１で定義した列方向が積幅方向に相当する。   Here, in describing the heat exchanger 20, the coordinates of FIG. 1 are defined as follows. An arrangement direction of the heat transfer tubes 23 and the heat transfer tubes 33 parallel to the air flow, that is, a horizontal direction in FIG. The length direction of the heat transfer tube 23 and the heat transfer tube 33, that is, the direction orthogonal to the paper surface in FIG. Further, the direction in which the heat transfer tubes 23 and the heat transfer tubes 33 are arranged perpendicular to the row direction and the product width direction, that is, the direction perpendicular to the paper surface in FIG. However, the row direction and the product width direction do not always coincide with the coordinate axes of FIG. 1 defined on the paper surface, and change depending on the shape of the heat exchanger 20 surrounding the blower 3 from the circumferential direction. For example, in the heat exchanger 3 in the first embodiment, in the case of the heat exchanger 20 (not shown) located at the front and rear of the blower 3 in FIG. 1, the column direction defined in FIG. The column direction defined in FIG. 1 corresponds to the product width direction.

熱交換器２０は、主熱交換器２１と副熱交換器３１で構成されている。主熱交換器２１は、伝熱管及び伝熱管に垂直に設置されるフィンから構成される熱交換モジュールの集合体からなる、いわゆるフィンチューブ型熱交換器である。フィン２２の長手方向を段方向、フィン２２の幅方向を列方向に配置し、これらフィン２２を積幅方向に互いに間隔を空けて、送風機吐出口３ｂから送り出される空気流れに平行方向に配列すると共に、これらのフィン２２に対して内部を冷媒が流通する伝熱管２３を積幅方向に貫通させて構成されている。副熱交換器３１も同様に、伝熱管及び伝熱管に垂直に設置されるフィンから構成される熱交換モジュールの集合体からなる、フィンチューブ型熱交換器である。フィン３２の長手方向を段方向、フィン３２の幅方向を列方向に配置し、これらフィン３２を積幅方向に互いに間隔を空けて、送風機吐出口３ｂから送り出される空気流れに平行方向に配列すると共に、これらのフィン３２に対して内部を冷媒が流通する伝熱管３３を積幅方向に貫通させて構成されている。   The heat exchanger 20 includes a main heat exchanger 21 and a sub heat exchanger 31. The main heat exchanger 21 is a so-called fin tube type heat exchanger composed of a heat exchange tube and an assembly of heat exchange modules composed of fins installed perpendicularly to the heat transfer tube. The longitudinal direction of the fins 22 is arranged in the step direction, the width direction of the fins 22 is arranged in the column direction, and the fins 22 are arranged in the parallel direction to the air flow sent out from the blower discharge port 3b with a space in the product width direction. At the same time, the heat transfer tubes 23 through which the refrigerant flows are passed through these fins 22 in the product width direction. Similarly, the auxiliary heat exchanger 31 is a fin tube type heat exchanger composed of a heat transfer tube and an assembly of heat exchange modules including fins installed vertically to the heat transfer tube. The longitudinal direction of the fins 32 is arranged in the step direction, and the width direction of the fins 32 is arranged in the column direction. The fins 32 are arranged in the direction parallel to the air flow sent from the blower discharge port 3b with a space in the product width direction. At the same time, the heat transfer tubes 33 through which the refrigerant flows are passed through these fins 32 in the product width direction.

主熱交換器２１と副熱交換器３１は、送風機３に近い側から副熱交換器３１、主熱交換器２１の順で設けられている。つまり、送風機３から送り出される空気流れの上流側から、副熱交換器３１、主熱交換器２１の順で設けられている。
副熱交換器３１は、送風機吐出口３ｂの段方向下端近傍から、内部支持体５の間で設けられている。 The main heat exchanger 21 and the sub heat exchanger 31 are provided in the order of the sub heat exchanger 31 and the main heat exchanger 21 from the side close to the blower 3. That is, the auxiliary heat exchanger 31 and the main heat exchanger 21 are provided in this order from the upstream side of the air flow sent out from the blower 3.
The auxiliary heat exchanger 31 is provided between the inner supports 5 from the vicinity of the lower end in the step direction of the blower outlet 3b.

図２は上記の熱交換器２０の端部における斜視図を示すものである。２つの主熱交換器２１の端部は、それぞれサイドプレート２５ａ，２５ｂで固定されている。副熱交換器３１の端部は、サイドプレート２５ｃで固定されている。各サイドプレート２５ａ，２５ｂ、及び２５ｃはプレート２６により結合されている。サイドプレート２５ａ，２５ｂをケーシング２に取り付けることで、熱交換器２０の両端はケーシング２に固定される。   FIG. 2 is a perspective view of the end portion of the heat exchanger 20 described above. The ends of the two main heat exchangers 21 are fixed by side plates 25a and 25b, respectively. The end of the auxiliary heat exchanger 31 is fixed by a side plate 25c. Each side plate 25 a, 25 b, and 25 c is coupled by a plate 26. By attaching the side plates 25 a and 25 b to the casing 2, both ends of the heat exchanger 20 are fixed to the casing 2.

図３は上記の熱交換器２０の中央部における斜視図を示すものである。主熱交換器２１及び副熱交換器３１は、プレート２７によって挟み込まれるように保持され、ケーシング２に固定されている。   FIG. 3 shows a perspective view of the central portion of the heat exchanger 20 described above. The main heat exchanger 21 and the sub heat exchanger 31 are held so as to be sandwiched between plates 27 and are fixed to the casing 2.

図４は、上記の伝熱管２３と伝熱管３３の断面図である。主熱交換器２１の伝熱管２３と副熱交換器３１の伝熱管３３は、それぞれ管直径Ｄ１、Ｄ２の円管である。
伝熱管２３の内壁には、管内突起２４が設けられている。この管内突起２４は、伝熱管２３の長さ方向に所定のねじり角でらせん状に設けられ、管内に溝を形成する。
同様に、伝熱管３３の内壁には、管内突起３４が設けられている。この管内突起３４は、伝熱管３３の長さ方向に所定のねじり角でらせん状に設けられ、管内に溝を形成する。 FIG. 4 is a cross-sectional view of the heat transfer tube 23 and the heat transfer tube 33. The heat transfer tube 23 of the main heat exchanger 21 and the heat transfer tube 33 of the auxiliary heat exchanger 31 are circular tubes having tube diameters D1 and D2, respectively.
An in-tube protrusion 24 is provided on the inner wall of the heat transfer tube 23. The in-tube protrusion 24 is provided in a spiral shape with a predetermined twist angle in the length direction of the heat transfer tube 23, and forms a groove in the tube.
Similarly, an in-tube protrusion 34 is provided on the inner wall of the heat transfer tube 33. The in-tube protrusion 34 is provided in a spiral shape with a predetermined twist angle in the length direction of the heat transfer tube 33, and forms a groove in the tube.

図５は、この発明を実施するための実施の形態１における主熱交換器２１と副熱交換器３１の部分拡大図である。図４と図５を用いて、主熱交換器２１と副熱交換器３１の各諸元を比較すると次のような関係が成り立つ。
（管直径Ｄ１）≦（管直径Ｄ２）。
（突起高さｈ１）≦（突起高さｈ２）。
（管内突起２４の数）≦（管内突起３４の数）。
（伝熱管２３の配列間隔Ｄｐ１）≦（伝熱管３３の配列間隔Ｄｐ２）。
（管内突起２４のねじり角）≦（管内突起３４のねじり角）。 FIG. 5 is a partially enlarged view of main heat exchanger 21 and sub heat exchanger 31 in the first embodiment for carrying out the present invention. When the specifications of the main heat exchanger 21 and the sub heat exchanger 31 are compared using FIG. 4 and FIG. 5, the following relationship is established.
(Tube diameter D1) ≦ (Tube diameter D2).
(Projection height h1) ≦ (projection height h2).
(Number of in-tube protrusions 24) ≦ (number of in-tube protrusions 34).
(Sequence interval Dp1 of heat transfer tubes 23) ≦ (Sequence interval Dp2 of heat transfer tubes 33).
(Torsion angle of the in-tube protrusion 24) ≦ (Torsion angle of the in-tube protrusion 34).

一般に、管直径が大きいほうが、熱伝達する管内表面積が大きくなり、伝熱効率が高い。また、伝熱管内壁の溝を構成する、管内突起の高さ、数、ねじり角が大きいほど、伝熱管内壁は複雑な形状となる。従って、伝熱管の内壁近傍での冷媒流れは乱れやすくなり、また管内表面積が大きくなるため、伝熱効率が高くなる。
つまり、本発明の実施形態１においては、伝熱管３３の伝熱効率は、伝熱管２３の伝熱効率と同一であるか、もしくは伝熱管２３の伝熱効率よりも高くなる。 In general, the larger the tube diameter, the larger the surface area in the tube for heat transfer, and the higher the heat transfer efficiency. Moreover, the larger the height, number, and twist angle of the in-tube protrusions that make up the groove in the inner wall of the heat transfer tube, the more complicated the inner wall of the heat transfer tube. Therefore, the refrigerant flow in the vicinity of the inner wall of the heat transfer tube is likely to be disturbed, and the surface area in the tube is increased, so that the heat transfer efficiency is increased.
That is, in Embodiment 1 of the present invention, the heat transfer efficiency of the heat transfer tube 33 is the same as the heat transfer efficiency of the heat transfer tube 23 or higher than the heat transfer efficiency of the heat transfer tube 23.

また、主熱交換器２１の伝熱管２３と副熱交換器３１の伝熱管３３は、以下の関係を持って配置される。
副熱交換器３１の伝熱管３３と隣接する主熱交換器２１の伝熱管２３は千鳥配列を構成する。主熱交換器２１における伝熱管２３の配列間隔Ｄｐ１は、副熱交換器３１における伝熱管３３の配列間隔Ｄｐ２よりも小さいため厳密な千鳥配列にはならないが、副熱交換器３１の段数が一部しかないため千鳥配列を実現できる。 The heat transfer tube 23 of the main heat exchanger 21 and the heat transfer tube 33 of the sub heat exchanger 31 are arranged with the following relationship.
The heat transfer tubes 33 of the main heat exchanger 21 adjacent to the heat transfer tubes 33 of the sub heat exchanger 31 constitute a staggered arrangement. Since the arrangement interval Dp1 of the heat transfer tubes 23 in the main heat exchanger 21 is smaller than the arrangement interval Dp2 of the heat transfer tubes 33 in the sub heat exchanger 31, it is not a strict staggered arrangement, but the number of stages of the sub heat exchanger 31 is one. Since there is only part, a staggered arrangement can be realized.

主熱交換器２１のフィン２２と副熱交換器３１のフィン３２の各諸元を比較すると次のような関係が成り立つ。
（フィン２２の板厚Ｆｔ１）≧（フィン３２の板厚Ｆｔ２）。
（フィン２２の板幅Ｌｐ１）≦（フィン３２の板幅Ｌｐ２）。
（フィン２２の配列間隔Ｆｐ１）≦（フィン３２の配列間隔Ｆｐ２）。 When the specifications of the fins 22 of the main heat exchanger 21 and the fins 32 of the auxiliary heat exchanger 31 are compared, the following relationship is established.
(Plate thickness Ft1 of the fin 22) ≧ (plate thickness Ft2 of the fin 32).
(Plate width Lp1 of fin 22) ≦ (plate width Lp2 of fin 32).
(Fin 22 arrangement interval Fp1) ≦ (Fin 32 arrangement interval Fp2).

図６は、この発明を実施するための実施の形態１におけるフィン２２及びフィン３２の形状を示す。主熱交換器２１のフィン２２には、管外伝熱促進用の起伏部が設けられている。副熱交換器３１のフィン３２は、フィン２２と比べ起伏部の数、高さ、面積が小さい形状となっている。つまり、主熱交換器２１のフィン２２と比べ、副熱交換器３１のフィン３２の方が表面形状が単純で空気流れをあまり乱さない。   FIG. 6 shows the shapes of the fins 22 and the fins 32 in the first embodiment for carrying out the present invention. The fins 22 of the main heat exchanger 21 are provided with undulations for promoting heat transfer outside the tube. The fins 32 of the auxiliary heat exchanger 31 have a shape with a smaller number of undulations, height, and area than the fins 22. That is, compared to the fins 22 of the main heat exchanger 21, the fins 32 of the auxiliary heat exchanger 31 have a simple surface shape and do not disturb the air flow so much.

次に、図１を用いて室内機１内部の空気流れについて説明する。
ファンモータ４が駆動し送風機３が回転すると、室内の空気が吸込口６より室内機１に取り込まれる。この空気は、ベルマウス８を通して送風機吸入口３ａに取り入れられる。送風機吸入口３ａから送風機３内に取り入れられた空気は送風機吐出口３ｂより外周側へ吹出される。その後、熱交換器２０を通過する際に、加熱、冷却、除湿などが行われ、吹出し口７から室内１０へ送り出される。 Next, the air flow inside the indoor unit 1 will be described with reference to FIG.
When the fan motor 4 is driven and the blower 3 rotates, indoor air is taken into the indoor unit 1 through the suction port 6. This air is taken into the blower inlet 3 a through the bell mouth 8. The air taken into the blower 3 from the blower suction port 3a is blown to the outer peripheral side from the blower discharge port 3b. Thereafter, when passing through the heat exchanger 20, heating, cooling, dehumidification, and the like are performed, and the air is sent out from the outlet 7 into the room 10.

ここで、空気流れを３つに区分して説明する。送風機吐出口３ｂから遠心方向に送り出され、副熱交換器３１の上部を通り、主熱交換器２１に直接入る空気流れを空気流れ１１とする。空気流れ１１から斜め下向きに流れる空気流れのうち、副熱交換器３１に入るものを空気流れ１２とする。空気流れ１１から斜め下向きに流れる空気流れのうち、副熱交換器３１の下部を通り、主熱交換器２１に直接入る空気流れを空気流れ１３とする。主熱交換器２１は、主熱交換器２１とケーシング２との間及び主熱交換器２１と内部支持体５との間をそれぞれシール材９で密閉されているため、送風機吐出口３ｂから送り出された空気は、空気流れ１１，１２，１３のいずれかの経路を通り、室内１０へ送り出される。   Here, the air flow is divided into three for explanation. The air flow sent out from the blower discharge port 3b in the centrifugal direction, passing through the upper portion of the auxiliary heat exchanger 31 and directly entering the main heat exchanger 21 is referred to as an air flow 11. Of the air flows that flow obliquely downward from the air flow 11, the one that enters the auxiliary heat exchanger 31 is referred to as an air flow 12. Out of the air flow that flows obliquely downward from the air flow 11, the air flow that passes through the lower portion of the sub heat exchanger 31 and directly enters the main heat exchanger 21 is referred to as an air flow 13. Since the main heat exchanger 21 is sealed between the main heat exchanger 21 and the casing 2 and between the main heat exchanger 21 and the internal support 5 with the sealing material 9, the main heat exchanger 21 is sent out from the blower outlet 3 b. The discharged air passes through one of the air flows 11, 12, and 13 and is sent out to the room 10.

空気流れ１１は最も風量の多い空気流れである。送風機３から送り出された空気は、空気流れ１１として送風機吐出口３ｂから遠心方向に流れる。ここで、送風機３、ベルマウス８及び副熱交換器３１に囲まれた領域１４の空気は流速が遅く、空気流れ１１は進行方向逆向きにせん断力を受けて自由せん断層が形成される。その結果、空気流れ１１の乱れが大きくなる。この部分で渦損失が生じ、垂直方向下向きの速度成分が増加しようとする。しかし、この空気流れ１１における垂直方向下向きの速度成分に対し、副熱交換器３１が風路抵抗となり、空気流れ１１の垂直方向の速度成分が低減され、渦損失を抑制することができる。   The air flow 11 is the air flow with the largest air volume. The air sent out from the blower 3 flows in the centrifugal direction as the air flow 11 from the blower discharge port 3b. Here, the air in the region 14 surrounded by the blower 3, the bell mouth 8, and the auxiliary heat exchanger 31 has a low flow velocity, and the air flow 11 receives a shearing force in the direction opposite to the traveling direction to form a free shear layer. As a result, the turbulence of the air flow 11 increases. Vortex loss occurs in this area, and the vertical velocity component tends to increase. However, the sub heat exchanger 31 has an air path resistance with respect to the velocity component in the air flow 11 that is directed downward in the vertical direction, the velocity component in the vertical direction of the air flow 11 is reduced, and vortex loss can be suppressed.

送風機３から送り出された空気は、主熱交換器２１が風路抵抗となり、すべての空気が空気流れ１１として主熱交換器２１を通過することはできず、一部は空気流れ１２として流れようとする。
空気流れ１２は副熱交換器３１を通過する。このとき、副熱交換器３１が風路抵抗となり、風量低下、風量を確保するためのファン入力の増大、及び空気流れ１２の乱れによる騒音の増大が懸念される。しかし、前述のように主熱交換器２１と副熱交換器３１の諸元は、（突起高さｈ１）≦（突起高さｈ２）、（伝熱管２３の配列間隔Ｄｐ１）≦（伝熱管３３の配列間隔Ｄｐ２）、（フィン２２の板厚Ｆｔ１）≧（フィン３２の板厚Ｆｔ２）、（フィン２２の配列間隔Ｆｐ１）≦（フィン３２の配列間隔Ｆｐ２）であり、また、副熱交換器３１のフィン３２は主熱交換器２１のフィン２２と比べ、表面形状が単純で空気流れをあまり乱さない。よって、空気流れ１２の風路抵抗に影響の大きい諸元は、主熱交換器２１よりも副熱交換器３１の方が小さく、風路抵抗を低減させる構成となっている。従って、副熱交換器３１が風路抵抗となり、風量低下、風量を確保するためのファン入力の増大、及び空気流れ１２の乱れによる騒音の増大を極力低減させる構造となっている。 The air sent out from the blower 3 has a wind path resistance in the main heat exchanger 21, and all the air cannot pass through the main heat exchanger 21 as the air flow 11, and a part will flow as the air flow 12. And
The air flow 12 passes through the auxiliary heat exchanger 31. At this time, the auxiliary heat exchanger 31 becomes an air path resistance, and there is a concern that the air volume decreases, the fan input for securing the air volume increases, and the noise increases due to the turbulence of the air flow 12. However, as described above, the specifications of the main heat exchanger 21 and the auxiliary heat exchanger 31 are (projection height h1) ≦ (projection height h2), (arrangement interval Dp1 of the heat transfer tubes 23) ≦ (heat transfer tube 33 , (Plate thickness Ft1 of fins 22) ≧ (plate thickness Ft2 of fins 32), (arrangement interval Fp1 of fins 22) ≦ (arrangement interval Fp2 of fins 32), and sub heat exchanger Compared with the fins 22 of the main heat exchanger 21, the fins 31 of 31 have a simple surface shape and do not disturb the air flow so much. Therefore, the specifications that have a great influence on the air path resistance of the air flow 12 are smaller in the auxiliary heat exchanger 31 than in the main heat exchanger 21, and the air path resistance is reduced. Therefore, the auxiliary heat exchanger 31 serves as an air path resistance, and has a structure in which an increase in fan input for ensuring the air volume, an increase in fan input, and an increase in noise due to the turbulence of the air flow 12 are reduced as much as possible.

一方、熱交換器２０での伝熱効率に注目すると、（伝熱管２３の管直径Ｄ１）≦（伝熱管３３の管直径Ｄ２）、（フィン２２の板幅Ｌｐ１）≦（フィン３２の板幅Ｌｐ２）であり、主熱交換器に比べ副熱交換器３１は伝熱面積が大きい。また、副熱交換器３１の伝熱管３３と隣接する主熱交換器２１の伝熱管２３は千鳥配列を構成しており、さらに、（フィン２２の配列間隔Ｆｐ１）≦（フィン３２の配列間隔Ｆｐ２）のため、フィン２２とフィン３２は不連続な配列となっているので、主熱交換器２１に入る段階での空気流れに乱れを生じさせ、熱交換器２０での伝熱が促進される。   On the other hand, paying attention to the heat transfer efficiency in the heat exchanger 20, (the tube diameter D1 of the heat transfer tube 23) ≦ (the tube diameter D2 of the heat transfer tube 33), (the plate width Lp1 of the fin 22) ≦ (the plate width Lp2 of the fin 32) The auxiliary heat exchanger 31 has a larger heat transfer area than the main heat exchanger. In addition, the heat transfer tubes 23 of the main heat exchanger 21 adjacent to the heat transfer tubes 33 of the sub heat exchanger 31 form a staggered arrangement, and further, (the arrangement interval Fp1 of the fins 22) ≦ (the arrangement interval Fp2 of the fins 32) For this reason, the fins 22 and the fins 32 are discontinuous, so that the air flow at the stage of entering the main heat exchanger 21 is disturbed and heat transfer in the heat exchanger 20 is promoted. .

空気流れ１２として副熱交換器３１及び主熱交換器２１を通過できなかった空気は、空気流れ１３として流れようとする。風量の最も少ない空気流れ１３の位置に副熱交換器３１が位置しないため、空気流れ１３の風路が確保されている。よって、風量低下、風量を確保するためのファン入力の増大、及び空気流れ１３の乱れによる騒音の増大への影響は少ない。   The air that could not pass through the auxiliary heat exchanger 31 and the main heat exchanger 21 as the air flow 12 tends to flow as the air flow 13. Since the auxiliary heat exchanger 31 is not located at the position of the air flow 13 with the smallest air volume, the air path of the air flow 13 is secured. Therefore, there is little influence on the increase in noise due to the decrease in the air volume, the increase in fan input for securing the air volume, and the disturbance of the air flow 13.

図７及び図８は上記の熱交換器２０の端部の配管接続状態を示すものである。これらの図を用いて、本発明の実施形態１における冷媒の流通経路を説明する。
一方が図示しない室外機のガス管に接続されているガス管４１は、他端がヘッダー４２に接続されている。このヘッダー４２は、複数の経路に分岐して、主熱交換器２１の伝熱管２３に接続されている。伝熱管２３の他端は、絞り機構であるキャピラリーチューブ４３を介し分配器４４に接続されている。この分配器４４で複数の経路が集約され一つになり、副熱交換器３１の伝熱管３３に接続される。伝熱管３３の他端は、液管４５に接続されている。液管４５は図示しない室外機の液管に接続されている。
温度センサ４６は、複数ある伝熱管２３の一つに、伝熱管２３の経路長さの中央部付近に設けられる。温度センサ４７は分配器４４と伝熱管３３の間に設けられる。 7 and 8 show a pipe connection state at the end of the heat exchanger 20 described above. With reference to these drawings, the refrigerant flow path in Embodiment 1 of the present invention will be described.
One end of a gas pipe 41 connected to a gas pipe of an outdoor unit (not shown) is connected to the header 42. The header 42 branches into a plurality of paths and is connected to the heat transfer tube 23 of the main heat exchanger 21. The other end of the heat transfer tube 23 is connected to a distributor 44 via a capillary tube 43 that is a throttle mechanism. A plurality of paths are integrated into one by the distributor 44 and connected to the heat transfer tube 33 of the sub heat exchanger 31. The other end of the heat transfer tube 33 is connected to the liquid tube 45. The liquid pipe 45 is connected to a liquid pipe of an outdoor unit (not shown).
The temperature sensor 46 is provided in one of the plurality of heat transfer tubes 23 in the vicinity of the center portion of the path length of the heat transfer tubes 23. The temperature sensor 47 is provided between the distributor 44 and the heat transfer tube 33.

熱交換器２０が凝縮器として機能する場合、つまり室内機１が暖房運転する場合は、図示していない室外機より高温高圧のガス冷媒がガス管４１に流入しヘッダー４２で分岐して主熱交換器２１の伝熱管２３に入る。伝熱管２３を通過中に、冷媒は空気との熱交換により放熱しながら凝縮していく。放熱が進むに従い、冷媒は過熱ガスからガスと液冷媒の二相状態へと変化し、さらに、ガスの比率が高い高乾き度の二相状態から、液冷媒の比率の高い低乾き度の二相状態へと変化する。伝熱管２３を出た冷媒は低乾き度の二相状態、もしくはさらに放熱した液冷媒の過冷却状態である。主熱交換器２１を出た冷媒はキャピラリーチューブ４３を通り分配器４４へ流れるが、液冷媒の比率の高い低乾き度の二相状態もしくは液冷媒の過冷却状態であるため、冷媒の流速は遅く、キャピラリーチューブ４３を通過することによる圧力損失は小さい。その後、冷媒は分配器４４で集められ、副熱交換器３１の伝熱管３３に入る。伝熱管３３を通過中に、空気との熱交換により放熱しながら、冷媒は高い過冷却状態となる。その後、伝熱管３３を出て液管４５に入り、図示しない室外機に至る。   When the heat exchanger 20 functions as a condenser, that is, when the indoor unit 1 is in a heating operation, a high-temperature and high-pressure gas refrigerant flows from the outdoor unit (not shown) into the gas pipe 41 and branches at the header 42 to be main heat. The heat transfer tube 23 of the exchanger 21 is entered. While passing through the heat transfer tube 23, the refrigerant condenses while radiating heat by heat exchange with air. As heat dissipation proceeds, the refrigerant changes from a superheated gas to a two-phase state of gas and liquid refrigerant, and from a two-phase state with a high gas ratio to a low dryness with a high liquid refrigerant ratio. Change to phase state. The refrigerant exiting the heat transfer tube 23 is in a two-phase state with a low degree of dryness or in a supercooled state of liquid refrigerant that has dissipated heat. The refrigerant exiting the main heat exchanger 21 flows to the distributor 44 through the capillary tube 43. However, since the liquid refrigerant is in a low-dryness two-phase state or a liquid refrigerant undercooled state, the refrigerant flow rate is Slowly, the pressure loss due to passing through the capillary tube 43 is small. Thereafter, the refrigerant is collected by the distributor 44 and enters the heat transfer tube 33 of the auxiliary heat exchanger 31. While passing through the heat transfer tube 33, the refrigerant is in a high supercooling state while dissipating heat by exchanging heat with air. Then, it leaves the heat transfer tube 33 and enters the liquid tube 45 to reach an outdoor unit (not shown).

次に熱交換器２０が蒸発器として機能する場合、つまり室内機１が冷房運転またはドライ運転する場合は、熱交換器２０が凝縮器として機能する場合と冷媒の流れが逆である。図示していない室外機より低圧低乾き度の二相状態の冷媒が液管４５に流入し、副熱交換器３１の伝熱管３３に入る。伝熱管３３を通過中に、冷媒は空気との熱交換により吸熱しながら蒸発するが、伝熱管３３での熱交換量は小さいので、冷媒は若干乾き度が大きくなった低乾き度の二相状態のままである。副熱交換器３１を出た冷媒は、分配器４４で分岐され、キャピラリーチューブ４３を通過する。キャピラリーチューブ４３を通過するときの圧力損失により、分岐の冷媒循環量調整が行われ、主熱交換器２１の伝熱管２３に入る。伝熱管２３を通過中に、冷媒は空気との熱交換により吸熱しながら蒸発し、伝熱管２３を出るときには高乾き度の二相状態か、低過熱ガスとなる。伝熱管２３を通過後、分岐されていた冷媒はヘッダー４２で集められ、ガス管４１を通って図示していない室外機に至る。   Next, when the heat exchanger 20 functions as an evaporator, that is, when the indoor unit 1 performs a cooling operation or a dry operation, the refrigerant flow is opposite to that when the heat exchanger 20 functions as a condenser. A two-phase refrigerant having a low pressure and low dryness flows from the outdoor unit (not shown) into the liquid pipe 45 and enters the heat transfer pipe 33 of the sub heat exchanger 31. While passing through the heat transfer tube 33, the refrigerant evaporates while absorbing heat by exchanging heat with air. However, since the heat exchange amount in the heat transfer tube 33 is small, the refrigerant is slightly dry and has a low dryness two-phase. The state remains. The refrigerant exiting the auxiliary heat exchanger 31 is branched by the distributor 44 and passes through the capillary tube 43. Due to the pressure loss when passing through the capillary tube 43, the refrigerant circulation amount of the branch is adjusted and enters the heat transfer tube 23 of the main heat exchanger 21. While passing through the heat transfer tube 23, the refrigerant evaporates while absorbing heat by exchanging heat with air, and when exiting the heat transfer tube 23, it becomes a two-phase state with high dryness or a low superheated gas. After passing through the heat transfer tube 23, the branched refrigerant is collected by the header 42 and reaches the outdoor unit (not shown) through the gas tube 41.

図９は、本実施の形態１に係る空気調和装置における熱交換器が凝縮器として機能する場合の単純化したサイクル図を示す。熱交換器２０が凝縮器として機能する場合、つまり室内機１が暖房運転する場合のサイクルは以下のようになる。圧縮機５１で圧縮されたガス状態の冷媒は、四方弁５２を通り凝縮器である熱交換器２０に入る。凝縮器である熱交換器２０は、送風機３から送り出された空気との熱交換により放熱する。熱交換器２０で熱交換を行った冷媒は過冷却状態の液冷媒となり、膨張弁５４に入る。膨張弁で膨張して低温低圧の冷媒は低乾き度の二相状態となり、蒸発器である室外熱交換器５５に入る。室外熱交換器５５で室外の空気と熱交換により吸熱した冷媒は蒸発してガス状態となり、圧縮機５１に入る。   FIG. 9 shows a simplified cycle diagram when the heat exchanger in the air-conditioning apparatus according to Embodiment 1 functions as a condenser. When the heat exchanger 20 functions as a condenser, that is, when the indoor unit 1 performs a heating operation, a cycle is as follows. The refrigerant in the gas state compressed by the compressor 51 passes through the four-way valve 52 and enters the heat exchanger 20 that is a condenser. The heat exchanger 20 that is a condenser radiates heat by heat exchange with the air sent out from the blower 3. The refrigerant that has exchanged heat with the heat exchanger 20 becomes a supercooled liquid refrigerant and enters the expansion valve 54. The low-temperature and low-pressure refrigerant that is expanded by the expansion valve enters a two-phase state with a low dryness, and enters the outdoor heat exchanger 55 that is an evaporator. The refrigerant that has absorbed heat by exchanging heat with outdoor air in the outdoor heat exchanger 55 evaporates into a gas state and enters the compressor 51.

熱交換器２０が蒸発器として機能する場合、つまり室内機１が冷房運転またはドライ運転する場合のサイクルは以下のようになる。圧縮機５１で圧縮されたガス状態の冷媒は、四方弁５２を通り凝縮器である室外熱交換器５５に入る。凝縮器である室外熱交換器５５は、室外の空気との熱交換により放熱する。室外熱交換器５５で熱交換を行った冷媒は過冷却状態の液冷媒となり、膨張弁５４に入る。膨張弁で膨張して低温低圧の冷媒は低乾き度の二相状態となり、蒸発器である熱交換器２０に入る。熱交換器２０では、送風機３から送り出された空気との熱交換により吸熱する。吸熱した冷媒は蒸発してガス状態となり、圧縮機５１に入る。   When the heat exchanger 20 functions as an evaporator, that is, when the indoor unit 1 performs a cooling operation or a dry operation, a cycle is as follows. The refrigerant in a gas state compressed by the compressor 51 passes through the four-way valve 52 and enters the outdoor heat exchanger 55 that is a condenser. The outdoor heat exchanger 55 that is a condenser radiates heat by exchanging heat with outdoor air. The refrigerant that has exchanged heat with the outdoor heat exchanger 55 becomes a supercooled liquid refrigerant and enters the expansion valve 54. The low-temperature and low-pressure refrigerant that is expanded by the expansion valve becomes a two-phase state with a low dryness, and enters the heat exchanger 20 that is an evaporator. The heat exchanger 20 absorbs heat by exchanging heat with the air sent from the blower 3. The refrigerant that has absorbed heat evaporates into a gas state and enters the compressor 51.

図１０は上記の熱交換器２０が凝縮器として機能する場合、つまり室内機１が暖房運転する場合の制御フローチャートである。
熱交換器２０の伝熱効率を最適に発揮するには、熱交換器２０の冷媒分布状態を決定する必要があるが、ここでは圧縮機５１の運転周波数及び膨張弁５４の開度を制御することで冷媒の分布状態を決定する。ステップＳ０で空気調和装置の運転が起動されると、ステップＳ１において、圧縮機５１の運転周波数及び膨張弁５４の開度を固定値である初期設定値に設定する。ステップＳ２で空気調和装置が一定時間経過するかを判断した後、ステップＳ３において、主熱交換器２１の伝熱管２３の中間位置温度及び出口温度を、それぞれ温度センサ４６，４７が測定する。温度センサ４６の測定位置では、伝熱管２３には二相状態の冷媒が流れており、温度センサ４６の測定する温度は凝縮温度となる。温度センサ４６の測定する凝縮温度及び温度センサ４７の測定する伝熱管２３の出口温度から、過冷却度を以下の式で求める。
（過冷却度）＝（凝縮温度）−（伝熱管２３出口温度） FIG. 10 is a control flowchart when the heat exchanger 20 functions as a condenser, that is, when the indoor unit 1 performs a heating operation.
In order to optimize the heat transfer efficiency of the heat exchanger 20, it is necessary to determine the refrigerant distribution state of the heat exchanger 20, but here, the operating frequency of the compressor 51 and the opening of the expansion valve 54 are controlled. To determine the distribution of refrigerant. When the operation of the air conditioner is started in step S0, in step S1, the operation frequency of the compressor 51 and the opening of the expansion valve 54 are set to initial setting values that are fixed values. After determining whether or not the air conditioner has passed for a certain time in step S2, the temperature sensors 46 and 47 measure the intermediate position temperature and outlet temperature of the heat transfer tube 23 of the main heat exchanger 21 in step S3, respectively. At the measurement position of the temperature sensor 46, the two-phase refrigerant flows through the heat transfer tube 23, and the temperature measured by the temperature sensor 46 is the condensation temperature. From the condensation temperature measured by the temperature sensor 46 and the outlet temperature of the heat transfer tube 23 measured by the temperature sensor 47, the degree of supercooling is obtained by the following equation.
(Supercooling degree) = (Condensation temperature) − (Heat transfer tube 23 outlet temperature)

ステップＳ４では、室内設定温度に対応して定まっている目標凝縮温度と、ステップＳ３で温度センサ４６が測定した凝縮温度を比較する。凝縮温度が目標凝縮温度より大きければステップＳ５に進み圧縮機５１の運転周波数を減少させ、凝縮温度が目標凝縮温度より小さければステップＳ６に進み圧縮機５１の運転周波数を増加させる。ステップＳ７では、ステップＳ３で測定した過冷却度と目標過冷却度、（例えば２〜５℃）とを比較する。過冷却度が目標より大きければステップＳ８に進み膨張弁５４の開度を減少させる。過冷却度が目標より小さければステップＳ９に進み膨張弁５４の開度を増加させる。ステップ１０で空気調和装置が一定時間経過するかを判断した後、ステップＳ３に戻る。送風機３の回転数はエンドユーザーが任意に選択する。   In step S4, the target condensation temperature determined corresponding to the indoor set temperature is compared with the condensation temperature measured by the temperature sensor 46 in step S3. If the condensing temperature is higher than the target condensing temperature, the operation proceeds to step S5 and the operating frequency of the compressor 51 is decreased. If the condensing temperature is lower than the target condensing temperature, the operation proceeds to step S6 and the operating frequency of the compressor 51 is increased. In step S7, the degree of supercooling measured in step S3 is compared with the target degree of supercooling (for example, 2 to 5 ° C.). If the degree of supercooling is larger than the target, the process proceeds to step S8 and the opening degree of the expansion valve 54 is decreased. If the degree of supercooling is smaller than the target, the process proceeds to step S9 and the opening degree of the expansion valve 54 is increased. After determining in step 10 whether the air conditioner has elapsed for a predetermined time, the process returns to step S3. The end user arbitrarily selects the rotational speed of the blower 3.

この制御フローチャートに従って冷媒状態を制御することで、図１１に示すように冷媒を分布させることができる。ＡからＤまでが伝熱管２３の内部である。ＡからＢで過熱ガスがしだいに冷却されて温度が低下する。ＢからＤでは冷媒が二相状態であり、温度一定である。ＤからＥまでが伝熱管３３の内部であり、冷媒が過冷却されて温度が低下する。このときの局所的な伝熱性能を図１２に示す。冷媒物性上から過冷却状態より二相状態の方が管内熱伝達率が高い。副熱交換器３１に過冷却冷媒を集約することで、副熱交換器３１が無い場合と比較して、伝熱性能がよい二相部が熱交換器２０全体に占める割合が大きい。このため、熱交換器２０の性能が高く図１１で示す凝縮温度が低いため、圧縮機５１への入力が低減されて空気調和装置の性能が改善される。伝熱管３３内を通過する冷媒は過冷却状態の液冷媒であるため管内熱伝達効率が低くなる。しかし、副熱交換器３１の分岐数は主熱交換器２１の分岐数より小さいので流速を増加させる働きがあり、さらに副熱交換器３１の伝熱管３３内の溝により冷媒流れを乱す働きがあるため、伝熱管３３の熱伝達効率を改善する効果がある。副熱交換器３１の伝熱管３３内を通過する冷媒は過冷却状態のため、主熱交換器２１に比べ伝熱効率は落ちるが、副熱交換器３１を空気流れ上流側に設置するため、送風機３から送り出された空気よりも温度の高い空気を主熱交換器２１に送ることができ、熱交換器２０として伝熱効率の向上を図ることができる。キャピラリーチューブは主熱交換器２１と副熱交換器３１の間に設置されているが、暖房時は主熱交換器２１の伝熱管２３出口で冷媒は過冷却状態になるため、圧損を小さくする効果がある。   By controlling the refrigerant state according to this control flowchart, the refrigerant can be distributed as shown in FIG. A to D are the inside of the heat transfer tube 23. The superheated gas is gradually cooled from A to B, and the temperature decreases. In B to D, the refrigerant is in a two-phase state and the temperature is constant. From D to E is the inside of the heat transfer tube 33, the refrigerant is supercooled, and the temperature decreases. The local heat transfer performance at this time is shown in FIG. In view of the physical properties of the refrigerant, the heat transfer coefficient in the pipe is higher in the two-phase state than in the supercooled state. By consolidating the supercooled refrigerant in the auxiliary heat exchanger 31, the proportion of the two-phase part with good heat transfer performance in the entire heat exchanger 20 is larger than in the case where the auxiliary heat exchanger 31 is not provided. For this reason, since the performance of the heat exchanger 20 is high and the condensation temperature shown in FIG. 11 is low, the input to the compressor 51 is reduced and the performance of the air conditioner is improved. Since the refrigerant passing through the heat transfer tube 33 is a supercooled liquid refrigerant, the heat transfer efficiency in the tube is lowered. However, since the number of branches of the auxiliary heat exchanger 31 is smaller than the number of branches of the main heat exchanger 21, it has a function of increasing the flow velocity, and further has a function of disturbing the refrigerant flow by the groove in the heat transfer pipe 33 of the auxiliary heat exchanger 31. Therefore, there is an effect of improving the heat transfer efficiency of the heat transfer tube 33. Since the refrigerant passing through the heat transfer pipe 33 of the auxiliary heat exchanger 31 is in a supercooled state, the heat transfer efficiency is lower than that of the main heat exchanger 21, but the auxiliary heat exchanger 31 is installed on the upstream side of the air flow. The air having a temperature higher than that of the air sent out from 3 can be sent to the main heat exchanger 21, and the heat transfer efficiency can be improved as the heat exchanger 20. The capillary tube is installed between the main heat exchanger 21 and the sub heat exchanger 31. During heating, the refrigerant is supercooled at the outlet of the heat transfer tube 23 of the main heat exchanger 21, so the pressure loss is reduced. effective.

図１３は上記の熱交換器２０が蒸発器として機能する場合、つまり室内機１が冷房運転またはドライ運転する場合の制御フローチャートである。この図を用いて制御動作について室内機１の周辺の制御に限定して説明する。ここでも熱交換器２０が凝縮器として機能する場合と同様に圧縮機５１の運転周波数及び膨張弁５４の開度を制御することで冷媒の分布状態を決定する。ステップＳ０で空気調和装置の運転が起動されると、ステップＳ１において、圧縮機５１の運転周波数及び膨張弁５４の開度を固定値である初期設定値に設定する。ステップＳ２で空気調和装置が一定時間経過するかを判断した後、ステップＳ３において、主熱交換器２１の伝熱管２３の中間位置温度を温度センサ４６が測定する。また、図示しない温度センサ４８で、例えば圧縮機５１吐出ガス温度を測定する。一般的に蒸発器は出口で高乾き度か、低過熱度であるほど伝熱効率がよいが、出口状態を直接検知できない。従って、例えば圧縮機５１吐出ガス温度を図示しない温度センサ４８で測定して膨張弁開度の制御を実施する。温度センサ４６の測定位置では、伝熱管２３には二相状態の冷媒が流れており、温度センサ４６の測定する温度は蒸発温度となる。温度センサ４６の測定する蒸発温度及び温度センサ４８の測定する圧縮機５１吐出ガス温度から、過熱度を以下の式で求める。
（過熱度）＝（蒸発温度）−（圧縮機５１吐出ガス温度） FIG. 13 is a control flowchart when the heat exchanger 20 functions as an evaporator, that is, when the indoor unit 1 performs a cooling operation or a dry operation. The control operation will be described by limiting the control operation around the indoor unit 1 with reference to FIG. Again, the distribution state of the refrigerant is determined by controlling the operating frequency of the compressor 51 and the opening of the expansion valve 54 as in the case where the heat exchanger 20 functions as a condenser. When the operation of the air conditioner is started in step S0, in step S1, the operation frequency of the compressor 51 and the opening of the expansion valve 54 are set to initial setting values that are fixed values. After determining whether or not the air conditioner has passed for a certain time in step S2, the temperature sensor 46 measures the intermediate position temperature of the heat transfer tube 23 of the main heat exchanger 21 in step S3. Moreover, the temperature sensor 48 (not shown) measures, for example, the compressor 51 discharge gas temperature. In general, the higher the degree of dryness or the lower superheat of the evaporator, the better the heat transfer efficiency, but the outlet state cannot be directly detected. Therefore, for example, the compressor 51 discharge gas temperature is measured by a temperature sensor 48 (not shown) to control the expansion valve opening. At the measurement position of the temperature sensor 46, the two-phase refrigerant flows through the heat transfer tube 23, and the temperature measured by the temperature sensor 46 is the evaporation temperature. From the evaporation temperature measured by the temperature sensor 46 and the discharge gas temperature of the compressor 51 measured by the temperature sensor 48, the degree of superheat is obtained by the following equation.
(Degree of superheat) = (evaporation temperature) − (compressor 51 discharge gas temperature)

ステップＳ４では、室内設定温度に対応して定まっている目標蒸発温度と、ステップＳ３で温度センサ４６が測定した蒸発温度を比較する。蒸発温度が目標蒸発温度より大きければステップＳ５に進み圧縮機５１の運転周波数を増加させ、蒸発温度が目標蒸発温度より小さければステップＳ６に進み圧縮機５１の運転周波数を減少させる。ステップＳ７では、ステップＳ３で測定した過熱度と目標過熱度、（例えば２〜５℃）とを比較する。過熱度が目標より大きければステップＳ８に進み膨張弁５４の開度を増加させる。過冷却度が目標より小さければステップＳ９に進み膨張弁５４の開度を減少させる。ステップ１０で空気調和装置が一定時間経過するかを判断した後、ステップＳ３に戻る。送風機３の回転数はエンドユーザーが任意に選択する。   In step S4, the target evaporation temperature determined corresponding to the indoor set temperature is compared with the evaporation temperature measured by the temperature sensor 46 in step S3. If the evaporation temperature is higher than the target evaporation temperature, the process proceeds to step S5, where the operation frequency of the compressor 51 is increased. If the evaporation temperature is lower than the target evaporation temperature, the process proceeds to step S6, where the operation frequency of the compressor 51 is decreased. In step S7, the degree of superheat measured in step S3 is compared with the target degree of superheat (for example, 2 to 5 ° C.). If the degree of superheat is greater than the target, the process proceeds to step S8 and the opening of the expansion valve 54 is increased. If the degree of supercooling is smaller than the target, the process proceeds to step S9 and the opening degree of the expansion valve 54 is decreased. After determining in step 10 whether the air conditioner has elapsed for a predetermined time, the process returns to step S3. The end user arbitrarily selects the rotational speed of the blower 3.

この制御フローチャートは、従来の実施例と同じ制御方法であるが、キャピラリーチューブ４３での過大な圧力損失が懸念される。主熱交換器２１の分岐数より副熱交換器３１の分岐数が小さいため流速増加して圧力損失が大きくなるが、副熱交換器３１の伝熱管３３の管直径Ｄ２が大きいので、伝熱管３３内の冷媒流速は低減する。従って、冷媒循環量調整に必要とする圧力損失以上の圧力損失を低減する効果がある。   This control flowchart is the same control method as in the conventional embodiment, but there is a concern about excessive pressure loss in the capillary tube 43. Since the number of branches of the sub heat exchanger 31 is smaller than the number of branches of the main heat exchanger 21, the flow velocity increases and the pressure loss increases. However, since the tube diameter D2 of the heat transfer tube 33 of the sub heat exchanger 31 is large, the heat transfer tube The refrigerant flow rate in 33 is reduced. Therefore, there is an effect of reducing the pressure loss that is greater than the pressure loss required for adjusting the refrigerant circulation amount.

このように構成された室内機１においては、空気流れ１１垂直方向下向きの速度成分に対し、副熱交換器３１が風路抵抗となり、空気流れ１１の垂直方向の速度成分が低減され、渦損失を抑制することができる。このため、騒音や送風機入力の増加を抑制する効果がある。この低減された空気流れ１１の垂直方向下向きの速度成分と、空気流れ１１として主熱交換器２１を通過しきれなかった空気流れ１２が副熱交換器３１を通過するため、熱交換器２０の伝熱効率を向上させることができる。従って、騒音や送風機入力の増加の抑制と熱交換器２０の伝熱効率の向上の双方を図ることができる。   In the indoor unit 1 configured as described above, the auxiliary heat exchanger 31 has an air path resistance with respect to the velocity component in the vertical direction of the air flow 11, the velocity component in the vertical direction of the air flow 11 is reduced, and the vortex loss. Can be suppressed. For this reason, there exists an effect which suppresses the increase in a noise or an air blower input. The reduced vertical velocity component of the air flow 11 and the air flow 12 that could not pass through the main heat exchanger 21 as the air flow 11 pass through the auxiliary heat exchanger 31. Heat transfer efficiency can be improved. Therefore, both suppression of increase in noise and blower input and improvement of heat transfer efficiency of the heat exchanger 20 can be achieved.

また実際の製品生産では、本実施の形態と、副熱交換器３１がない従来の実施例とを生産することが考えられるが、キャピラリーチューブ、温度センサの位置及び主熱交換器の冷媒経路が共通であり、多機種生産上で共通化を図ることが出来、生産性・工程管理改善の効果がある。コストや生産性の上で改善効果がある。   In actual product production, it may be possible to produce this embodiment and the conventional example without the auxiliary heat exchanger 31, but the position of the capillary tube, the temperature sensor, and the refrigerant path of the main heat exchanger are It is common and can be shared in multi-model production, which has the effect of improving productivity and process management. There is an improvement effect on cost and productivity.

上記実施の形態１の説明は、本発明を説明するものであって、特許請求の範囲に記載の発明を限定し、あるいは範囲を減縮するものではない。また、本発明の各部構成は上記実施の形態１に限らず、特許請求の範囲に記載の技術的範囲内で種々の変形が可能であることは勿論である。
例えば、本実施形態１では室内機１の熱交換器２０に言及しているが、室外熱交換器でも構わない。室内機でも４方向カセット、二方向カセット、一方向カセット、天吊、床置きなど、どの形態であっても構わない。
また、熱交換器２０が凝縮器として機能する場合、つまり室内機１が暖房運転する場合に、温度センサ４７で伝熱管２３の出口温度を測定しているが、副熱交換器３１の出口温度を測定し過冷却度を求め、室内機１を制御してもよい。このときの主熱交換器２１の伝熱管出口での冷媒状態が二相状態であれば請求項範囲を満たす。
また、副熱交換器３１は、送風機吐出口３ｂの段方向下端近傍から、内部支持体５の間で設けられているが、副熱交換器３１の段方向の一部モジュール数が送風機吐出口３ｂと対向してもよい。このときの副熱交換器３１が空気流れ１１の垂直方向下向きの速度成分に対して風路抵抗となり、空気流れ１１の垂直方向の速度成分が低減され、渦損失を抑制することができれば請求項範囲を満たす。 The description of the first embodiment is for explaining the present invention, and does not limit the invention described in the claims or reduce the scope. Moreover, each part structure of this invention is not restricted to the said Embodiment 1, Of course, a various deformation | transformation is possible within the technical scope as described in a claim.
For example, although Embodiment 1 refers to the heat exchanger 20 of the indoor unit 1, an outdoor heat exchanger may be used. The indoor unit may be in any form such as a four-way cassette, a two-way cassette, a one-way cassette, a ceiling suspension, or a floor.
In addition, when the heat exchanger 20 functions as a condenser, that is, when the indoor unit 1 is in a heating operation, the temperature sensor 47 measures the outlet temperature of the heat transfer tube 23, but the outlet temperature of the auxiliary heat exchanger 31. May be measured to determine the degree of supercooling, and the indoor unit 1 may be controlled. If the refrigerant state at the heat transfer tube outlet of the main heat exchanger 21 at this time is a two-phase state, the claims are satisfied.
Further, the auxiliary heat exchanger 31 is provided between the inner support 5 from the vicinity of the lower end in the step direction of the blower discharge port 3b, but the number of some modules in the step direction of the sub heat exchanger 31 is the blower discharge port. It may be opposed to 3b. If the auxiliary heat exchanger 31 at this time becomes an air path resistance with respect to the vertical downward velocity component of the air flow 11, the vertical velocity component of the air flow 11 is reduced, and vortex loss can be suppressed. Fill the range.

実施の形態２．
実施の形態１では、主熱交換器２１と副熱交換器３１の各諸元である伝熱管の管直径Ｄ、管内突起２４の突起高さｈ、管内突起の数、伝熱管の配列間隔Ｄｐ、管内突起のねじり角、フィンの板厚Ｆｔ、フィンの板幅Ｌｐ、フィンの配列間隔Ｆｐ、及び図示されていないフィンの管外伝熱促進用の起伏部形状を異なるものにしてきた。これにより、風量低下、風量を確保するためのファン入力の増大、空気流れ１２の乱れによる騒音の増大及びキャピラリーチューブ４３での圧力損失の低減を低減させ、熱交換量の増大を図ってきたが、主熱交換器２１と副熱交換器３１の各諸元を同一としても本発明は実施できる。その例を実施の形態２として以下に説明する。
なお、本実施形態２において、特に記述しない項目については実施の形態１と同様とし、同一機能については同一の符号を用いて述べることとする。 Embodiment 2. FIG.
In the first embodiment, the tube diameter D of the heat transfer tubes, which are the specifications of the main heat exchanger 21 and the sub heat exchanger 31, the protrusion height h of the protrusions 24 in the tube, the number of protrusions in the tube, the arrangement interval Dp of the heat transfer tubes The torsion angle of the in-tube protrusion, the fin plate thickness Ft, the fin plate width Lp, the fin arrangement interval Fp, and the shape of the undulating portion for promoting heat transfer outside the tube of the fin not shown in the figure have been made different. This has reduced the air volume, increased fan input to ensure the air volume, increased noise due to turbulence of the air flow 12, and reduced pressure loss in the capillary tube 43, and has increased the amount of heat exchange. The present invention can be implemented even if the specifications of the main heat exchanger 21 and the sub heat exchanger 31 are the same. An example thereof will be described below as a second embodiment.
In the second embodiment, items not particularly described are the same as those in the first embodiment, and the same functions are described using the same reference numerals.

図１４は、実施の形態２における主熱交換器２１と副熱交換器３１の部分拡大図である。主熱交換器２１と副熱交換器３１のフィンの配列間隔Ｆｐ、フィン板厚Ｆｔ、伝熱管の配列間隔Ｄｐ、フィンの板幅Ｌｐが同じである。図示しないが、主熱交換器のフィン２２と副熱交換器のフィン３２は、フィン形状の起伏部の数、高さ、面積のいずれも同じであるか、あるいはどちらも起伏部がない形状となっている。また、主熱交換器２１の伝熱管２３と副熱交換器３１の伝熱管３３は同じ仕様である。同じである分、性能改善の効果は低減するが部品を共通化でき、コストや製造管理の上で改善効果がある。   FIG. 14 is a partially enlarged view of the main heat exchanger 21 and the sub heat exchanger 31 in the second embodiment. The fin arrangement interval Fp, the fin plate thickness Ft, the heat transfer tube arrangement interval Dp, and the fin plate width Lp of the main heat exchanger 21 and the sub heat exchanger 31 are the same. Although not shown, the fins 22 of the main heat exchanger and the fins 32 of the sub heat exchanger have the same number, height, and area of the fin-shaped undulations, or both have a shape with no undulations. It has become. The heat transfer tube 23 of the main heat exchanger 21 and the heat transfer tube 33 of the sub heat exchanger 31 have the same specifications. As long as it is the same, the effect of improving the performance is reduced, but the parts can be shared, and there is an improvement effect in terms of cost and manufacturing management.

実施の形態３．
また、以下に示すように熱交換器２０を構成することでも、本発明を実施できる。図１５は実施の形態３における熱交換器２０端部の配管接続図である。
主熱交換器２１の伝熱管２３は扁平管であり、長軸が送風機吐出口３ｂから送り出される空気流れと平行方向に設けられており、副熱交換器３１の伝熱管３３は円管である。伝熱管２３の円管相当直径Ｄ１ａと伝熱管３３の管直径Ｄ２の諸元は以下になる。
（伝熱管２３の円管相当直径Ｄ１ａ）＞（伝熱管３３の管直径Ｄ２）
液管４５と分配器４４の間には、伝熱管３３と逆止弁４９が並列に接続されている。逆止弁４９の順方向は、液管４５から分配器４４へ冷媒が流れる方向である。 Embodiment 3 FIG.
Moreover, this invention can be implemented also by comprising the heat exchanger 20 as shown below. FIG. 15 is a pipe connection diagram of the end portion of the heat exchanger 20 in the third embodiment.
The heat transfer tube 23 of the main heat exchanger 21 is a flat tube, the long axis is provided in a direction parallel to the air flow sent out from the blower discharge port 3b, and the heat transfer tube 33 of the sub heat exchanger 31 is a circular tube. . The dimensions of the circular tube equivalent diameter D1a of the heat transfer tube 23 and the tube diameter D2 of the heat transfer tube 33 are as follows.
(Equivalent diameter D1a of the circular tube of the heat transfer tube 23)> (Tube diameter D2 of the heat transfer tube 33)
A heat transfer pipe 33 and a check valve 49 are connected in parallel between the liquid pipe 45 and the distributor 44. The forward direction of the check valve 49 is a direction in which the refrigerant flows from the liquid pipe 45 to the distributor 44.

熱交換器２０が凝縮器として機能する場合、つまり室内機１が暖房運転する場合は、分配器４４から伝熱管３３へ冷媒が流れる。逆止弁４９に対しては逆方向流れであり、逆止弁４９内に冷媒は流れない。実施の形態１で凝縮器として機能する場合と同じである。
熱交換器２０が蒸発器として機能する場合、つまり室内機１が冷房運転またはドライ運転する場合は、液管４５から分配器４４へ冷媒が流れる。逆止弁４９に対しては順方向であり、逆止弁４９内に冷媒が流れ、並列している伝熱管３３内には冷媒が流れない。 When the heat exchanger 20 functions as a condenser, that is, when the indoor unit 1 performs a heating operation, the refrigerant flows from the distributor 44 to the heat transfer tube 33. The flow is in the reverse direction with respect to the check valve 49, and no refrigerant flows into the check valve 49. This is the same as the case of functioning as a condenser in the first embodiment.
When the heat exchanger 20 functions as an evaporator, that is, when the indoor unit 1 performs a cooling operation or a dry operation, the refrigerant flows from the liquid pipe 45 to the distributor 44. It is forward with respect to the check valve 49, the refrigerant flows in the check valve 49, and the refrigerant does not flow in the heat transfer pipes 33 arranged in parallel.

このように構成された室内機１においては、主熱交換器２１の伝熱管２３は扁平管であるため、熱伝達効率が円管の場合よりも大きく伝熱効率の向上を図ることができる。また、風路圧損が小さいため、ファン入力の低減及び騒音の低減を図ることが出来る。
一般に、扁平形状の伝熱管を使用した熱交換器を凝縮器として用いる場合、冷媒が過冷却状態になると熱伝達効率は極端に低下する。しかし、本実施形態３では、主熱交換器２１の伝熱管２３内を流れる冷媒は過冷却状態の範囲が少ないため、高い熱伝達効率を保つことができる。冷媒が過冷却部である副熱交換器３１の伝熱管３３は円管であり、管直径Ｄ２が小さいので、伝熱管３３内の冷媒は流速が上がり、管内熱伝達効率を増加させるので伝熱効率の向上を図ることが出来る。また、冷媒量を低減することでコスト低減の効果がある。
熱交換器２０が蒸発器として機能する場合、冷媒は伝熱管３３を流れずに逆止弁を通過するため、伝熱管３３での圧力損失を回避し、性能を維持する効果がある。 In the indoor unit 1 configured as described above, the heat transfer tube 23 of the main heat exchanger 21 is a flat tube. Therefore, the heat transfer efficiency can be greatly improved as compared with a circular tube. Further, since the air path pressure loss is small, it is possible to reduce fan input and noise.
In general, when a heat exchanger using a flat heat transfer tube is used as a condenser, the heat transfer efficiency is extremely lowered when the refrigerant is in a supercooled state. However, in this Embodiment 3, since the refrigerant | coolant which flows through the inside of the heat exchanger tube 23 of the main heat exchanger 21 has few ranges of a supercooled state, it can maintain high heat transfer efficiency. The heat transfer tube 33 of the sub heat exchanger 31 in which the refrigerant is a supercooling section is a circular tube, and since the tube diameter D2 is small, the flow rate of the refrigerant in the heat transfer tube 33 is increased and the heat transfer efficiency in the tube is increased. Can be improved. Moreover, there is an effect of cost reduction by reducing the amount of refrigerant.
When the heat exchanger 20 functions as an evaporator, the refrigerant passes through the check valve without flowing through the heat transfer tube 33, so that there is an effect of avoiding a pressure loss in the heat transfer tube 33 and maintaining the performance.

実施の形態４．
実施の形態１では、送風機として、例えばターボファンのような円周方向に空気を送り出す送風機を設けての実施形態を述べたが、例えばシロッコファンのような、１方向に送風する送風機を設けても本発明を実施することができる。その例を実施の形態４として以下に説明する。
図１６は実施の形態２における室内機内部を上面から見た断面模式図である。図１７は図１６のＡ−Ａ線断面模式図である。また、図１８は図１６のＢ−Ｂ線断面模式図である。なお、本実施形態４において、特に記述しない項目については実施の形態１と同様である。 Embodiment 4 FIG.
In the first embodiment, an embodiment in which a blower that sends out air in a circumferential direction, such as a turbo fan, is provided as a blower. However, a blower that blows air in one direction, such as a sirocco fan, is provided. Can also implement the present invention. An example thereof will be described below as a fourth embodiment.
FIG. 16 is a schematic cross-sectional view of the interior of the indoor unit in Embodiment 2 as viewed from above. 17 is a schematic cross-sectional view taken along line AA in FIG. 18 is a schematic cross-sectional view taken along the line BB in FIG. In the fourth embodiment, items not particularly described are the same as those in the first embodiment.

天井埋込式室内機６０は、天井に埋め込まれて設置され、空気調和すべき室内とはダクト等で接続されている。ケーシング６１は箱状の構造体である。ケーシング６１内部は仕切板６２によって仕切られている。仕切板６２で仕切られたケーシング６１の一方の下面には２つの送風機６３（例えばシロッコファン）が取り付けられている。これら送風機６３は、互いの間に設置されたファンモータ６４と接続されている。送風機６３は、ファンモータ６４の回転により、ファンモータ６４接続側の対面に設けられた送風機吸入口６３ａから空気を吸い込み、仕切板６２方向に対し水平に開口した送風機吐出口６３ｂから、仕切板６２で仕切られたケーシング６１の他方へ空気を送り出す。   The ceiling-embedded indoor unit 60 is installed by being embedded in a ceiling, and is connected to a room to be air-conditioned by a duct or the like. The casing 61 is a box-shaped structure. The inside of the casing 61 is partitioned by a partition plate 62. Two blowers 63 (for example, sirocco fans) are attached to one lower surface of the casing 61 partitioned by the partition plate 62. These blowers 63 are connected to a fan motor 64 installed between them. The blower 63 sucks air from the blower suction port 63a provided on the opposite side of the fan motor 64 connection by the rotation of the fan motor 64, and the partition plate 62 from the blower discharge port 63b opened horizontally with respect to the partition plate 62 direction. The air is sent out to the other side of the casing 61 partitioned by.

仕切板６２によって仕切られたケーシング６１の他方には、熱交換器６５が、送風機吐出口６３ｂに対し傾斜して取り付けられている。熱交換器６５は下側に主熱交換器６５ａを配置し、上側に副熱交換器６５ｂを配置する構成となっており、副熱交換器６５ｂが主熱交換器６５ａよりも空気流れ上流側に位置する。副熱交換器６５ｂは、送風機吐出口６３ｂ外側から若干内側の位置からケーシング６１の間に設けられている。副熱交換器６５ｂの設けられていない主熱交換器６５ａの範囲は、ケーシング６１と主熱交換器６５ａとの間をプレート６８で目張りされている。また、ケーシング６１の側面には、送風機６３側にフィルターを兼ね備えた吸込み口６６が、熱交換器６５側に吹出し口６７がそれぞれ設けられている。   A heat exchanger 65 is attached to the other side of the casing 61 partitioned by the partition plate 62 so as to be inclined with respect to the blower discharge port 63b. The heat exchanger 65 has a configuration in which a main heat exchanger 65a is disposed on the lower side and a sub heat exchanger 65b is disposed on the upper side, and the sub heat exchanger 65b is on the upstream side of the main heat exchanger 65a. Located in. The auxiliary heat exchanger 65b is provided between the casings 61 from a position slightly inside from the outside of the blower outlet 63b. The range of the main heat exchanger 65a in which the auxiliary heat exchanger 65b is not provided is stretched between the casing 61 and the main heat exchanger 65a with a plate 68. In addition, a suction port 66 having a filter on the blower 63 side is provided on the side surface of the casing 61, and a blowout port 67 is provided on the heat exchanger 65 side.

ファンモータ６４が駆動し送風機６３が回転すると、室内の空気が吸込口６６より室内機６０に取り込まれる。この空気は、送風機吸入口６３ａに取り入れられる。送風機吸入口６３ａから送風機６３内に取り入れられた空気は送風機吐出口６３ｂより水平方向へ吹出される。その後、熱交換器２０を通過する際に、加熱、冷却、除湿などが行われ、吹出し口７から室内１０へ送り出される。   When the fan motor 64 is driven and the blower 63 rotates, indoor air is taken into the indoor unit 60 through the suction port 66. This air is taken into the blower inlet 63a. The air taken into the blower 63 from the blower suction port 63a is blown out in the horizontal direction from the blower discharge port 63b. Thereafter, when passing through the heat exchanger 20, heating, cooling, dehumidification, and the like are performed, and the air is sent out from the outlet 7 into the room 10.

このように構成された室内機６０においては、送風機６３から送り出された空気は、熱交換器６５に向かって水平方向に流れる。ここで、送風機吐出口６３ｂの外側、つまり副熱交換器６５ｂの設けられている領域の空気は流速が遅く、空気流れは進行方向逆向きにせん断力を受けて自由せん断層が形成される。その結果、この部分で渦損失が生じることとなる。しかし、副熱交換器３１が風路抵抗となり、渦損失を抑制することができる。このため、騒音や送風機入力の増加を抑制することができる。また、主熱交換器２１を通過しきれなかった空気流れが副熱交換器６５ｂを通過するため、熱交換器６５の伝熱効率を向上させることができる。従って、騒音や送風機入力の増加の抑制と熱交換器６５の伝熱効率の向上の双方を図ることができる。   In the indoor unit 60 configured as described above, the air sent out from the blower 63 flows in the horizontal direction toward the heat exchanger 65. Here, the air outside the blower outlet 63b, that is, the air in the region where the auxiliary heat exchanger 65b is provided has a low flow velocity, and the air flow receives a shearing force in the direction opposite to the traveling direction to form a free shear layer. As a result, vortex loss occurs in this portion. However, the auxiliary heat exchanger 31 becomes an air path resistance, and vortex loss can be suppressed. For this reason, an increase in noise and blower input can be suppressed. Moreover, since the air flow that could not pass through the main heat exchanger 21 passes through the sub heat exchanger 65b, the heat transfer efficiency of the heat exchanger 65 can be improved. Therefore, both suppression of increase in noise and blower input and improvement of heat transfer efficiency of the heat exchanger 65 can be achieved.

実施の形態５．
実施の形態４の室内機６０に、実施の形態１と同様の熱交換器２０を送風機吐出口６３ｂに対し傾斜して取り付けることでも本発明を実施することができる。図１９は本実施形態５の室内機６１の横断面模式図である。副熱交換器３１は、送風機吐出口６３ｂ下部よりも若干上の高さから主熱交換器２１の下面の間に設けられている。送風機吐出口６３ｂの下側、つまり副熱交換器３１の設けられている領域の空気は流速が遅く、空気流れは進行方向逆向きにせん断力を受けて自由せん断層が形成される。その結果、この部分で渦損失が生じることとなる。しかし、副熱交換器３１が風路抵抗となり、渦損失を抑制し、騒音や送風機入力の増加を抑制することができる。 Embodiment 5. FIG.
The present invention can also be implemented by attaching the heat exchanger 20 similar to that of Embodiment 1 to the indoor unit 60 of Embodiment 4 while being inclined with respect to the blower outlet 63b. FIG. 19 is a schematic cross-sectional view of the indoor unit 61 of the fifth embodiment. The auxiliary heat exchanger 31 is provided between the lower surface of the main heat exchanger 21 from a height slightly higher than the lower part of the blower discharge port 63b. The air in the lower side of the blower outlet 63b, that is, in the region where the auxiliary heat exchanger 31 is provided has a low flow velocity, and the air flow receives a shearing force in the direction opposite to the traveling direction to form a free shear layer. As a result, vortex loss occurs in this portion. However, the auxiliary heat exchanger 31 becomes an air path resistance, and vortex loss can be suppressed, and an increase in noise and blower input can be suppressed.

この発明の実施の形態１を示す室内機１の横断面模式図である。It is a cross-sectional schematic diagram of the indoor unit 1 which shows Embodiment 1 of this invention. この発明の実施の形態１を示す熱交換器２０端部の斜視図である。It is a perspective view of the heat exchanger 20 edge part which shows Embodiment 1 of this invention. この発明の実施の形態１を示す熱交換器２０中間部の斜視図である。It is a perspective view of the intermediate part of the heat exchanger 20 which shows Embodiment 1 of this invention. この発明の実施の形態１を示す伝熱管２３と伝熱管３３の断面図である。It is sectional drawing of the heat exchanger tube 23 and the heat exchanger tube 33 which show Embodiment 1 of this invention. この発明の実施の形態１を示す主熱交換器２１と副熱交換器３１の部分拡大図である。It is the elements on larger scale of the main heat exchanger 21 and the sub heat exchanger 31 which show Embodiment 1 of this invention. この発明の実施の形態１を示すフィン２２及びフィン３２の形状図である。It is a shape figure of the fin 22 and the fin 32 which show Embodiment 1 of this invention. この発明の実施の形態１を示す熱交換器２０端部の配管接続図である。It is a piping connection figure of the heat exchanger 20 edge part which shows Embodiment 1 of this invention. この発明の実施の形態１を示す熱交換器２０端部の配管接続図である。It is a piping connection figure of the heat exchanger 20 edge part which shows Embodiment 1 of this invention. この発明の実施の形態１を示す単純化したサイクル図である。1 is a simplified cycle diagram showing a first embodiment of the present invention. FIG. この発明の実施の形態１を示す熱交換器２０が凝縮器として機能する場合の制御フローチャートである。It is a control flowchart in case the heat exchanger 20 which shows Embodiment 1 of this invention functions as a condenser. この発明の実施の形態１を示す熱交換器２０が凝縮器として機能する場合の温度分布である。It is a temperature distribution in case the heat exchanger 20 which shows Embodiment 1 of this invention functions as a condenser. この発明の実施の形態１を示す熱交換器２０が凝縮器として機能する場合の局所的な伝熱性能である。It is a local heat transfer performance in case the heat exchanger 20 which shows Embodiment 1 of this invention functions as a condenser. この発明の実施の形態１を示す熱交換器２０が蒸発器として機能する場合の制御フローチャートである。It is a control flowchart in case the heat exchanger 20 which shows Embodiment 1 of this invention functions as an evaporator. この発明の実施の形態２を示す主熱交換器２１と副熱交換器３１の部分拡大図である。It is the elements on larger scale of the main heat exchanger 21 and the subheat exchanger 31 which show Embodiment 2 of this invention. この発明の実施の形態３を示す熱交換器２０端部の配管接続図である。It is a piping connection figure of the heat exchanger 20 edge part which shows Embodiment 3 of this invention. この発明の実施の形態４を示す室内機６１の上面から見た断面模式図である。It is the cross-sectional schematic diagram seen from the upper surface of the indoor unit 61 which shows Embodiment 4 of this invention. この発明の実施の形態４を示す図１６のＡ−Ａ線断面模式図である。FIG. 17 is a schematic cross-sectional view taken along line AA of FIG. 16 showing Embodiment 4 of the present invention. この発明の実施の形態４を示す図１６のＢ−Ｂ線断面模式図である。FIG. 17 is a schematic cross-sectional view taken along the line BB of FIG. 16 showing Embodiment 4 of the present invention. この発明の実施の形態５を示す室内機６１の横断面模式図である。It is a cross-sectional schematic diagram of the indoor unit 61 which shows Embodiment 5 of this invention.

符号の説明Explanation of symbols

１ 室内機、２ ケーシング、３ 送風機、３ａ 送風機吸入口、３ｂ 送風機吐出口、４ ファンモータ、５ 内部支持体、６ 吸込み口、７ 吹出し口、８ ベルマウス、９ シール材、１０ 室内、１１ 空気流れ、１２ 空気流れ、１３ 空気流れ、１４ 領域、２０ 熱交換器、２１ 主熱交換器、２２ フィン、２３ 伝熱管、２４ 伝熱管２３内壁の管内突起、２５ａ サイドプレート、２５ｂ サイドプレート、２５ｃ サイドプレート、２６ プレート、２７ プレート、３１ 副熱交換器、３２ フィン、３３ 伝熱管、３４ 伝熱管３３内壁の管内突起、４１ ガス管、４２ ヘッダー、４３ キャピラリーチューブ、４４ 分配器、４５ 液管、４６ 温度センサ、４７ 温度センサ、４８ 温度センサ、４９ 逆止弁、５１ 圧縮機、５２ 四方弁、５４ 膨張弁、５５ 室外熱交換器、６０ 室内機、６１ ケーシング、６２ 仕切板、６３ 送風機、６３ａ 送風機吸入口、６３ｂ 送風機吐出口、６４ ファンモータ、６５ 熱交換器、６５ａ 主熱交換器、６５ｂ 副熱交換器、６６ 吸込み口、６７ 吹出し口、６８ プレート、Ｄ１ 伝熱管２３の管直径、Ｄ１ａ 伝熱管２３の円管相当直径、Ｄ２ 伝熱管３３の管直径、Ｄｐ 伝熱管の配列間隔、Ｄｐ１ 伝熱管２３の配列間隔、Ｄｐ２ 伝熱管３３の配列間隔、Ｆｐ フィンの配列間隔、Ｆｐ１ フィン２２の配列間隔、Ｆｐ２ フィン３２の配列間隔、Ｆｔ フィンの板厚、Ｆｔ１ フィン２２の板厚、Ｆｔ２ フィン３２の板厚、ｈ１ 突起２４の管内突起高さ、ｈ２ 突起３４の管内突起高さ、Ｌｐ フィンの板幅、Ｌｐ１ フィン２２の板幅、Ｌｐ２ フィン３２の板幅。   DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Indoor unit, 2 casing, 3 air blower, 3a air blower inlet port, 3b air blower discharge port, 4 fan motor, 5 internal support body, 6 inlet port, 7 outlet port, 8 bell mouth, 9 sealing material, 10 indoors, 11 air Flow, 12 Air flow, 13 Air flow, 14 Region, 20 Heat exchanger, 21 Main heat exchanger, 22 Fin, 23 Heat transfer tube, 24 In-tube protrusion on inner wall of heat transfer tube 23, 25a side plate, 25b side plate, 25c side Plate, 26 Plate, 27 Plate, 31 Sub-heat exchanger, 32 Fin, 33 Heat transfer tube, 34 In-tube protrusion on inner wall of heat transfer tube 33, 41 Gas tube, 42 Header, 43 Capillary tube, 44 Distributor, 45 Liquid tube, 46 Temperature sensor, 47 Temperature sensor, 48 Temperature sensor, 49 Check valve, 51 Compressor, 52 4 Directional valve, 54 Expansion valve, 55 Outdoor heat exchanger, 60 Indoor unit, 61 Casing, 62 Partition plate, 63 Blower, 63a Blower inlet, 63b Blower outlet, 64 Fan motor, 65 Heat exchanger, 65a Main heat exchange , 65b sub heat exchanger, 66 inlet, 67 outlet, 68 plate, tube diameter of D1 heat transfer tube 23, equivalent diameter of D1a heat transfer tube 23, tube diameter of D2 heat transfer tube 33, arrangement of Dp heat transfer tubes Interval, arrangement interval of Dp1 heat transfer tube 23, arrangement interval of Dp2 heat transfer tube 33, arrangement interval of Fp fin, arrangement interval of Fp1 fin 22, arrangement interval of Fp2 fin 32, plate thickness of Ft fin, plate thickness of Ft1 fin 22 , Ft2 fin 32 plate thickness, h1 protrusion 24 in-tube protrusion height, h2 protrusion 34 in-tube protrusion height, Lp fin plate width, Lp1 fin 22 in the plate width, Lp2 plate width of the fin 32.

Claims (20)

空気の吸込み口と吹出し口が形成されたケーシングと、
前記吸込み口から空気を吸引し、前記吹出し口から空気を排出させる送風機と、
該送風機の吐出口から前記ケーシング内に吐出される空気が流通する位置に配置された熱交換器とを備えた空気調和装置において、
前記熱交換器は、伝熱管及び該伝熱管に垂直に設置されるフィンから構成される熱交換モジュールの集合体からなり、
前記送風機の吐出口と対向しない段方向位置における列方向の熱交換モジュール数が、前記送風機の吐出口と対向する段方向位置における列方向の熱交換モジュール数より多く、該増加分の熱交換モジュールを送風機側に配置したことを特徴とする空気調和装置。 A casing formed with an air inlet and outlet;
A blower that sucks air from the suction port and discharges air from the blowout port;
In an air conditioner including a heat exchanger disposed at a position where air discharged from the discharge port of the blower flows into the casing,
The heat exchanger is composed of an assembly of heat exchange modules composed of heat transfer tubes and fins installed perpendicular to the heat transfer tubes,
The number of heat exchange modules in the column direction at the stepwise position that does not face the discharge port of the blower is larger than the number of heat exchange modules in the row direction at the stepwise position that faces the discharge port of the blower. An air conditioner that is arranged on the blower side. 熱交換器は、
送風機の吐出口と対向しない段方向位置における列方向の熱交換モジュール数の内、送風機吐出口の段方向の少なくとも一方の端部近傍における列方向の熱交換モジュール数が、送風機の吐出口と対向する位置における列方向の熱交換モジュール数より大きく、
送風機の吐出口と対向しない段方向位置における列方向の熱交換モジュール数の内、前記送風機吐出口の段方向の少なくとも一方の端部近傍における列方向の熱交換モジュール以外の列方向の熱交換モジュール数が、送風機の吐出口と対向する位置における列方向の熱交換モジュール数と等しいことを特徴とする請求項１に記載の空気調和装置。 The heat exchanger
Of the number of heat exchange modules in the column direction at the stepwise position that does not face the discharge port of the blower, the number of heat exchange modules in the row direction in the vicinity of at least one end of the step direction of the blower discharge port faces the discharge port of the blower Larger than the number of heat exchange modules in the row direction at the position where
Of the number of heat exchange modules in the column direction at the position in the step direction not facing the discharge port of the blower, the heat exchange module in the column direction other than the heat exchange module in the column direction in the vicinity of at least one end of the step direction of the blower discharge port The air conditioning apparatus according to claim 1, wherein the number is equal to the number of heat exchange modules in the column direction at a position facing the discharge port of the blower. 空気の吸込み口と吹出し口が形成されたケーシングと、
前記吸込み口から空気を吸引し、前記吹出し口から空気を排出させる送風機と、
該送風機の吐出口から前記ケーシング内に吐出される空気が流通する位置に配置された熱交換器とを備えた空気調和装置において、
前記熱交換器は、伝熱管及び該伝熱管に垂直に設置されるフィンから構成される熱交換モジュールの集合体からなり、
前記送風機の吐出口と対向しない積幅方向位置における列方向の熱交換モジュール数が、前記送風機の吐出口と対向する積幅方向位置における列方向の熱交換モジュール数より多く、該増加分の熱交換モジュールを送風機側に配置したことを特徴とする空気調和装置。 A casing formed with an air inlet and outlet;
A blower that sucks air from the suction port and discharges air from the blowout port;
In an air conditioner including a heat exchanger disposed at a position where air discharged from the discharge port of the blower flows into the casing,
The heat exchanger is composed of an assembly of heat exchange modules composed of heat transfer tubes and fins installed perpendicular to the heat transfer tubes,
The number of heat exchange modules in the column direction at the position in the product width direction not facing the discharge port of the blower is greater than the number of heat exchange modules in the column direction at the position in the product width direction facing the discharge port of the blower. An air conditioner in which an exchange module is arranged on the blower side. 熱交換器は、
送風機の吐出口と対向しない積幅方向位置における列方向の熱交換モジュール数の内、送風機吐出口の積幅方向の少なくとも一方の端部近傍における列方向の列方向の熱交換モジュール数が、送風機の吐出口と対向する位置における列方向の熱交換モジュール数より大きく、
送風機の吐出口と対向しない積幅方向位置における列方向の熱交換モジュール数の内、前記送風機吐出口の積幅方向の少なくとも一方の端部近傍における列方向の熱交換モジュール以外の列方向の熱交換モジュール数が、送風機の吐出口と対向する位置における列方向の熱交換モジュール数と等しいことを特徴とする請求項３に記載の空気調和装置。 The heat exchanger
Of the number of heat exchange modules in the column direction at the position in the product width direction that does not face the discharge port of the blower, the number of heat exchange modules in the column direction in the column direction in the vicinity of at least one end in the product width direction of the blower discharge port Larger than the number of heat exchange modules in the column direction at the position facing the discharge port of
Of the number of heat exchange modules in the column direction at the position in the product width direction that does not face the discharge port of the blower, the heat in the column direction other than the heat exchange module in the column direction near at least one end in the product width direction of the blower discharge port The air conditioning apparatus according to claim 3, wherein the number of exchange modules is equal to the number of heat exchange modules in the column direction at a position facing the discharge port of the blower. 熱交換器を、増加分の熱交換モジュールと、
該増加分の熱交換モジュール以外の熱交換モジュールとに区別し、
前記増加分の熱交換モジュールにおける段方向の熱交換モジュールピッチが、
前記増加分の熱交換モジュール以外の熱交換モジュールにおける段方向の熱交換モジュールピッチよりも大きいことを特徴とする請求項１〜請求項４のいずれかに記載の空気調和装置。 A heat exchanger with an increased heat exchange module,
Distinguish it from heat exchange modules other than the increased heat exchange module,
The heat exchange module pitch in the step direction in the increased heat exchange module is
The air conditioner according to any one of claims 1 to 4, wherein the air conditioner is larger than a heat exchange module pitch in a step direction in a heat exchange module other than the increased heat exchange module. 熱交換器を、増加分の熱交換モジュールと、
該増加分の熱交換モジュール以外の熱交換モジュールとに区別し、
前記増加分の熱交換モジュールにおけるフィンの板厚が、
前記増加分の熱交換モジュール以外の熱交換モジュールにおけるフィンの板厚よりも小さいことを特徴とする請求項１〜請求項５のいずれかに記載の空気調和装置。 A heat exchanger with an increased heat exchange module,
Distinguish it from heat exchange modules other than the increased heat exchange module,
The plate thickness of the fins in the increased heat exchange module is
The air conditioner according to any one of claims 1 to 5, wherein the air conditioner is smaller than a fin thickness in a heat exchange module other than the increased heat exchange module. 熱交換器を、増加分の熱交換モジュールと、
該増加分の熱交換モジュール以外の熱交換モジュールとに区別し、
前記増加分の熱交換モジュールにおけるフィンの板幅が、
前記増加分の熱交換モジュール以外の熱交換モジュールにおけるフィンの板幅よりも大きいことを特徴とする請求項１〜請求項６のいずれかに記載の空気調和装置。 A heat exchanger with an increased heat exchange module,
Distinguish it from heat exchange modules other than the increased heat exchange module,
The plate width of the fin in the increased heat exchange module is
The air conditioner according to any one of claims 1 to 6, wherein the air conditioner is larger than a fin plate width in a heat exchange module other than the increased heat exchange module. 熱交換器を、増加分の熱交換モジュールと、
該増加分の熱交換モジュール以外の熱交換モジュールとに区別し、
前記増加分の熱交換モジュールにおけるフィンに設けられた起伏部の数、高さ、面積が、
前記増加分の熱交換モジュール以外の熱交換モジュールにおけるフィンに設けられた起伏部の数、高さ、面積と比較して、
少なくとも１つが小さいか、あるいは起伏部がないことを特徴とする請求項１〜請求項７のいずれかに記載の空気調和装置。 A heat exchanger with an increased heat exchange module,
Distinguish it from heat exchange modules other than the increased heat exchange module,
The number, height, and area of the undulations provided on the fin in the heat exchange module for the increase
Compared to the number, height, and area of the undulations provided on the fins in the heat exchange module other than the increased heat exchange module,
The air conditioner according to any one of claims 1 to 7, wherein at least one of them is small or has no undulating portion. 熱交換器を、増加分の熱交換モジュールと、
該増加分の熱交換モジュール以外の熱交換モジュールとに区別し、
前記増加分の熱交換モジュールにおける伝熱管と、
前記増加分の熱交換モジュールに隣接している、前記増加分の熱交換モジュール以外の熱交換モジュールにおける伝熱管とが、千鳥配列に設けられていることを特徴とする請求項１〜請求項８のいずれかに記載の空気調和装置。 A heat exchanger with an increased heat exchange module,
Distinguish it from heat exchange modules other than the increased heat exchange module,
A heat transfer tube in the increased heat exchange module;
The heat transfer tubes in a heat exchange module other than the increased heat exchange module, which are adjacent to the increased heat exchange module, are provided in a staggered arrangement. The air conditioning apparatus in any one of. 熱交換器を、増加分の熱交換モジュールと、
該増加分の熱交換モジュール以外の熱交換モジュールとに区別し、
前記増加分の熱交換モジュールにおけるフィン及び伝熱管の仕様と、
前記増加分の熱交換モジュール以外の熱交換モジュールにおけるフィン及び伝熱管の仕様とが同一であることを特徴とする請求項１〜請求項４のいずれかに記載の空気調和装置。 A heat exchanger with an increased heat exchange module,
Distinguish it from heat exchange modules other than the increased heat exchange module,
Specifications of fins and heat transfer tubes in the increased heat exchange module;
The air conditioner according to any one of claims 1 to 4, wherein specifications of fins and heat transfer tubes in heat exchange modules other than the increased heat exchange module are the same. 増加分の熱交換モジュールの集合体からなる副熱交換器、
及び該増加分の熱交換モジュール以外の熱交換モジュールの集合体からなる主熱交換器により分割されて構成される熱交換器において、
冷媒が主熱交換器の伝熱管内を流通した後、副熱交換器の伝熱管内を流通するか、
冷媒が副熱交換器の伝熱管内を流通した後、主熱交換器の伝熱管内を流通するか、のいずれかの冷媒流通経路からなることを特徴とする請求項１〜請求項１０のいずれかに記載の空気調和装置。 Sub heat exchanger consisting of an assembly of increased heat exchange modules,
And a heat exchanger configured to be divided by a main heat exchanger composed of an assembly of heat exchange modules other than the increased heat exchange module,
After the refrigerant flows through the heat transfer tube of the main heat exchanger, it flows through the heat transfer tube of the sub heat exchanger,
The refrigerant of any one of claims 1 to 10, wherein the refrigerant flows through the heat transfer tube of the auxiliary heat exchanger and then flows through the heat transfer tube of the main heat exchanger. The air conditioning apparatus in any one. 熱交換器が凝縮器として機能する場合において、
冷媒が主熱交換器の伝熱管内を流通した後に、副熱交換器の伝熱管内を流通する冷媒流通経路をたどり、
前記主熱交換器の伝熱管内における冷媒が、過熱ガス又はガスと液冷媒との二相状態で占められることを特徴とする請求項１１に記載の空気調和装置。 When the heat exchanger functions as a condenser,
After the refrigerant circulates in the heat transfer tube of the main heat exchanger, follow the refrigerant distribution route that circulates in the heat transfer tube of the sub heat exchanger,
The air conditioner according to claim 11, wherein the refrigerant in the heat transfer tube of the main heat exchanger is occupied in a two-phase state of superheated gas or gas and liquid refrigerant. 熱交換器が凝縮器として機能する場合において、
主熱交換器と副熱交換器内との間の冷媒経路に温度センサを設置することを特徴とする請求項１２に記載の空気調和装置。 When the heat exchanger functions as a condenser,
The air conditioner according to claim 12, wherein a temperature sensor is installed in a refrigerant path between the main heat exchanger and the sub heat exchanger. 主熱交換器の冷媒経路は並列に複数配置され、
副熱交換器の冷媒経路は、一つ又は主熱交換器の冷媒経路数よりも少ない数で並列に複数配置されることを特徴とする請求項１１〜請求項１３のいずれかに記載の空気調和装置。 A plurality of refrigerant paths of the main heat exchanger are arranged in parallel,
The air according to any one of claims 11 to 13, wherein a plurality of refrigerant paths of the auxiliary heat exchanger are arranged in parallel with one or a number smaller than the number of refrigerant paths of the main heat exchanger. Harmony device. 主熱交換器の冷媒経路と副熱交換器の冷媒経路とを接続する冷媒経路において、
主熱交換器の冷媒経路と同数である箇所に、同数の絞り機構を設けたことを特徴とする請求項１１〜請求項１４のいずれかに記載の空気調和装置。 In the refrigerant path connecting the refrigerant path of the main heat exchanger and the refrigerant path of the sub heat exchanger,
The air conditioner according to any one of claims 11 to 14, wherein the same number of throttle mechanisms are provided at the same number of refrigerant paths of the main heat exchanger. 副熱交換器の伝熱管における管内表面積と、
副熱交換器の伝熱管に対して管内形状以外が同一の平滑伝熱管における管内表面積との比が、
主熱交換器の伝熱管における管内表面積と、
主熱交換器の伝熱管に対して管内形状以外が同一の平滑伝熱管における管内表面積との比よりも大きいことを特徴とする請求項１１〜請求項１５のいずれかに記載の空気調和装置。 The inner surface area of the heat transfer tube of the auxiliary heat exchanger,
The ratio of the heat transfer tube of the auxiliary heat exchanger to the surface area of the tube in the same smooth heat transfer tube except for the shape in the tube,
The inner surface area of the heat transfer tube of the main heat exchanger,
The air conditioner according to any one of claims 11 to 15, wherein a portion other than the inner shape of the heat transfer tube of the main heat exchanger is larger than a ratio with a surface area in the same smooth heat transfer tube. 主熱交換器の伝熱管が扁平管からなり、副熱交換器の伝熱管が円管からなることを特徴とする請求項１１〜請求項１６のいずれかに記載の空気調和装置。   The air conditioner according to any one of claims 11 to 16, wherein the heat transfer tube of the main heat exchanger is a flat tube, and the heat transfer tube of the sub heat exchanger is a circular tube. 熱交換器が蒸発器として機能し、
冷媒が副熱交換器の伝熱管内を流通した後に、主熱交換器の伝熱管内を流通する冷媒流通経路をたどる場合において、
副熱交換器の伝熱管と、逆止弁を有する冷媒経路とを併設し、
熱交換器が蒸発器として機能する場合には、
冷媒は、副熱交換器を流通せず、逆止弁を流通することを特徴とする請求項１１〜請求項１７のいずれかに記載の空気調和装置。 The heat exchanger functions as an evaporator,
In the case where the refrigerant flows through the heat transfer tube of the auxiliary heat exchanger and then follows the refrigerant flow path flowing through the heat transfer tube of the main heat exchanger,
A heat transfer tube of the auxiliary heat exchanger and a refrigerant path having a check valve are provided side by side.
If the heat exchanger functions as an evaporator,
The air conditioner according to any one of claims 11 to 17, wherein the refrigerant does not flow through the auxiliary heat exchanger but flows through the check valve. 副熱交換器における伝熱管の円管相当径が、主熱交換器における伝熱管の円管相当径よりも小さいことを特徴とする請求項１８に記載の空気調和装置。   19. The air conditioner according to claim 18, wherein a circular tube equivalent diameter of the heat transfer tube in the auxiliary heat exchanger is smaller than a circular tube equivalent diameter of the heat transfer tube in the main heat exchanger. 副熱交換器における伝熱管の円管相当径が、
主熱交換器における伝熱管の円管相当径よりも大きいことを特徴とする請求項１１〜請求項１７のいずれかに記載の空気調和装置。 The equivalent diameter of the heat transfer tube in the auxiliary heat exchanger is
The air conditioner according to any one of claims 11 to 17, wherein the air conditioner is larger than a circular tube equivalent diameter of a heat transfer tube in the main heat exchanger.
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