JP2010038408A - 室外熱交換器及びこれを搭載した冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

【課題】板状フィンを共有する熱源側熱交換器とガスクーラとを一体型とした室外熱交換器を用いることで、互いの熱交換を最小限に抑制することによって、熱源側熱交換器とガスクーラとの熱交換効率を向上させた室外熱交換器及びこれを搭載した冷凍サイクル装置を提供する。
【解決手段】室外熱交換器は、第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂには、板状フィン４０２に直交するように挿入され、冷媒が導通する複数本の伝熱管４０１が設けられており第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂの最も近接する近接部における第１室外熱交換器３ａの伝熱管４０１を導通する冷媒の温度と第２室外熱交換器３ｂの伝熱管４０１を導通する冷媒の温度との温度差によって高温側から低温側への移動する熱量が、全体の熱量に対して５０％以内となるように伝熱管４０１を配置している。
【選択図】図１３

Description

本発明は、冷凍サイクルを利用して熱交換を行なう室外熱交換器及びこれを搭載した冷凍サイクル装置に関し、特に室外熱交換器（第１熱源側熱交換器）とガスクーラ（第２熱源側熱交換器）とを一体型として構成した室外熱交換器及びこれを搭載した冷凍サイクル装置に関するものである。

従来から、高圧側が超臨界となるような流体（冷媒）を用い、ガスクーラ（凝縮器）と、第２ガスクーラと、圧縮機と、第２圧縮機と、を搭載した冷凍サイクル装置が存在する。このような冷凍サイクル装置は、一般的に、ガスクーラと第２ガスクーラとを分離して搭載するとともに、第２圧縮機を膨張機で回収した膨張動力を用いて駆動させている。つまり、このような冷凍サイクル装置では、圧縮機で圧縮した高圧冷媒を、第２圧縮機で圧縮する前に第２ガスクーラに流入させて中間冷却を行い、その後、第２圧縮機で更に圧縮し、ガスクーラで熱交換を行なうようになっている。

そのようなものとして、「電動機によって駆動される圧縮機と、前記圧縮機で駆動された高圧の冷媒を冷却するガスクーラと、前記ガスクーラによって冷却されたガスを減圧することにより動力を取出す膨張機と、前記膨張機により減圧された冷媒を加熱する蒸発器と、前記蒸発器の出口側で余分な液冷媒を貯留するアキュムレータと、前記圧縮機と直列に配管接続され前記膨張機の回収動力により駆動される第２圧縮機と、前記圧縮機と前記第２圧縮機の間に第２ガスクーラとを備え、前記圧縮機から流出した油をガスクーラの前で分離しアキュムレータから圧縮機の間に戻す油分離器を設けた冷凍空調装置」が提案されている（たとえば、特許文献１参照）。

このように、第２ガスクーラを介した中間冷却及び第２圧縮機による二段圧縮を実行する構成によって、第２ガスクーラを介した中間冷却を行うことなしに圧縮工程を実行する構成のものに比べて、圧縮機の圧縮に要する仕事が小さく、同一冷凍能力に対するＣＯＰが向上することになる。また、暖房運転時は、冷房運転時ほどＣＯＰが向上しないので、第２ガスクーラを室外機（室外ユニット）に設け、より効率改善効果の大きい冷房運転時のみに機能させるようにしていた。

特開２００３−２７９１７９号公報（第６頁、第１４図）

従来の冷凍サイクル装置では、ガスクーラと第２ガスクーラとがフィンを共有し、かつ室外ファンの風速に応じて最適な伝熱面積比にするとともに、ガスクーラと第２ガスクーラを室外ユニット内に最適に配置する構成とした場合、フィンを共有してガスクーラと第２ガスクーラとを配置することにより、ガスクーラと第２ガスクーラとが最も密接している箇所でフィンを介して高温側から低温側へと熱が移動してしまい、それぞれの熱交換を阻害することになっていた。

従来の冷凍サイクル装置のように、高圧冷媒が超臨界領域となる冷媒を使用するものにおいては、冷媒が顕熱変化による熱交換を行ない、ガスクーラ及び第２ガスクーラ内の伝熱管内で温度変化してしまうことになる。そのため、ガスクーラと第２ガスクーラとが最も近接している箇所でそれぞれに流れる冷媒温度差が大きく異なるとき、フィンを介しての互いの熱交換がより顕著に行われることになってしまう。よって、ＣＯＰが最大となるガスクーラと第２ガスクーラとの最適伝熱面積比を設定することが困難であるという課題があった。

また、従来の冷凍サイクル装置のように、ガスクーラと第２ガスクーラとを分離するものにおいては、ガスクーラと第２ガスクーラとを別々に製造することで、製造に要する工程数、負担及び費用が増加してしまうことが懸念されるという課題があった。さらに、ガスクーラと第２ガスクーラとを分離し、ガスクーラと第２ガスクーラとを室外ファンの風速に応じて最適な伝熱面積比にするように、室外ユニット内に最適に配置するものにおいては、ガスクーラと第２ガスクーラとでフィンを共有して製造及び配置するようにしたものと比べて設置スペースが大きくなるという課題があった。

本発明は、上記のような問題点を解決するためになされたもので、板状フィンを共有する熱源側熱交換器とガスクーラとを一体型とした室外熱交換器を用いることで、互いの熱交換を最小限に抑制することによって、熱源側熱交換器とガスクーラとの熱交換効率を向上させた室外熱交換器及びこれを搭載した冷凍サイクル装置を提供することを目的とするものである。

本発明に係る室外熱交換器は、所定の間隔で平行に積層され、その間を流体が通過する複数枚の板状フィンを共有する第１熱源側熱交換器と第２熱源側熱交換器とが一体的に構成された室外熱交換器であって、前記第１熱源側熱交換器及び前記第２熱源側熱交換器には、前記板状フィンに直交するように挿入され、冷媒が導通する複数本の伝熱管が設けられており、前記第１熱源側熱交換器及び前記第２熱源側熱交換器の最も近接する近接部における前記第１熱源側熱交換器の伝熱管を導通する冷媒の温度と前記第２熱源側熱交換器の伝熱管を導通する冷媒の温度との温度差によって高温側から低温側への移動する熱量が、全体の熱量に対して５０％以内となるように前記伝熱管を配置していることを特徴とする。

本発明に係る冷凍サイクル装置は、上記の室外熱交換器と、前記室外熱交換器に空気を供給する室外送風機と、第１圧縮装置と、冷媒の減圧時の膨張動力を回収する膨張機及びその膨張動力を用いて冷媒を圧縮する第２圧縮装置からなる膨張機ユニットと、負荷側熱交換器と、絞り装置と、を搭載し、前記第１圧縮装置、前記室外熱交換器を構成している第２熱源側熱交換器、前記第２圧縮装置、前記室外熱交換器を構成している第１熱源側熱交換器、前記膨張機、前記絞り装置及び前記負荷側熱交換器を直列に接続していることを特徴とする。

本発明に係る室外熱交換器によれば、第１熱源側熱交換器と第２熱源側熱交換器との近接部において、高温側から低温側への熱の移動を減少させることができる。つまり、第１熱源側熱交換器及び第２熱源側熱交換器における無駄な熱ロスを防ぐことができ、最適な伝熱面積比を維持し、第１熱源側熱交換器及び第２熱源側熱交換器の性能を十分に発揮することが可能になる。さらに、板状フィンを共有するので、製作時間の短縮、及び設置スペースの削減を図ることもできる。

本発明に係る冷凍サイクル装置によれば、上記の室外熱交換器を搭載しているので、第１熱源側熱交換器及び第２熱源側熱交換器の性能を十分に発揮することができ、効率のよいものとなる。また、併せて、膨張機ユニットを搭載しているので、更に高効率なものとできる。

以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。
図１は、本発明の実施の形態に係る冷凍サイクル装置５００の回路構成を模式的に示す回路図である。図１に基づいて、冷凍サイクル装置５００の回路構成について説明する。この冷凍サイクル装置５００は、ビルやマンション等に設置され、冷媒（たとえば、二酸化炭素等の超臨界流体）を循環させる冷凍サイクルを利用することで冷房運転又は暖房運転を実行できるものである。この図１には、冷房運転時における冷媒の流れを細線矢印で、風の流れを白抜き矢印でそれぞれ表している。なお、図１を含め、以下の図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。

図１に示すように、冷凍サイクル装置５００は、１台の室外ユニット１００と、この室外ユニット１００に並列に接続されている室内ユニット２００ａ及び室内ユニット２００ｂと、で構成されている。室外ユニット１００と、室内ユニット２００ａ及び室内ユニット２００ｂとは、冷媒配管であるガス配管５１と液配管５２とで接続されて連絡している。冷凍サイクル装置５００に使用する冷媒としては、たとえば臨界温度（約３１℃）以上で超臨界状態となり、熱交換が顕熱変化となる二酸化炭素を想定している。なお、以下の説明において、室内ユニット２００ａと室内ユニット２００ｂとをまとめて室内ユニット２００と称する場合がある。また、室外ユニット１００及び室内ユニット２００の台数を図示してある台数に限定するものではない。

［室外ユニット１００］
室外ユニット１００は、室外に設置され、室内ユニット２００に冷熱を供給する機能を有している。この室外ユニット１００には、第１圧縮機（第１圧縮装置）１と、第２室外熱交換器３ｂと、膨張機ユニット５の第２圧縮機（第２圧縮装置）５ｂと、第１四方弁２と、第１室外熱交換器３ａと、第２四方弁４と、予膨張弁６と、膨張機ユニット５の膨張機５ａと、が冷房運転時において直列となるように接続されて設けられている。また、室外ユニット１００には、第１バイパス弁７と、第２バイパス弁５３と、第１逆止弁５４と、第２逆止弁５５と、第１開閉弁５６と、第２開閉弁５７と、第３開閉弁５８と、が設けられている。さらに、室外ユニット１００には、第１温度検出器１１、第２温度検出器１２及び外気温度検出器１３が設けられている。

第１圧縮機１は、冷媒を吸入し、その冷媒を圧縮して高温・高圧の状態にするものであり、たとえば容量制御可能なインバータ圧縮機などで構成するとよい。第２室外熱交換器３ｂは、第１圧縮機１と第２圧縮機５ｂとの間に設置されて第２熱源側熱交換器（ガスクーラ）として機能し、暖房運転時には蒸発器として機能し、冷房運転時には放熱器として機能し、図示省略のファン等の室外送風機から供給される空気と冷媒との間で熱交換を行ない、その冷媒を蒸発ガス化又は凝縮液化（あるいは高密度な超臨界状態と）するものである。第２圧縮機５ｂは、同軸で連結された膨張機５ａの膨張動力を用いて冷媒を圧縮するものである。

第１四方弁２及び第２四方弁４は、流路切替手段として機能するものであり、暖房運転時における熱源側冷媒の流れと冷房運転時における熱源側冷媒の流れとを切り替えるものである。第１室外熱交換器３ａは、第１四方弁２と第２四方弁４との間に設置されて第１熱源側熱交換器としての機能を有し、暖房運転時には蒸発器として、冷房運転時には放熱器として機能し、図示省略のファン等の室外送風機から供給される空気と冷媒との間で熱交換を行ない、その冷媒を蒸発ガス化又は凝縮液化（あるいは高密度な超臨界状態と）するものである。後に詳述するが、この第１室外熱交換器３ａと第２室外熱交換器３ｂとは、一体型として室外ユニット１００に搭載されている。

予膨張弁６は、膨張機５ａの入口側に設けられて開閉弁として機能し、膨張機５ａと第２圧縮機５ｂとにおける冷媒循環流量と動力とを一致させるものである。膨張機５ａは、冷媒の減圧時の膨張動力を回収し、この膨張動力を同軸で連結された第２圧縮機５ｂに伝達するものである。つまり、膨張機ユニット５には、膨張機５ａと第２圧縮機５ｂとが同時で連結されて一体に設けられているのである。膨張機５ａ及び第２圧縮機５ｂは、たとえばスクロール型の膨張機及び圧縮機で構成するとよい。そうすれば、膨張機５ａ及び圧縮機５ｂのスラスト方向荷重が両面で相殺される構造になるからである。

第１バイパス弁７は、第１室外熱交換器３ａと第２四方弁４とを接続している冷媒配管を分岐させ、第２四方弁４を迂回するようにした第１バイパス管２０に予膨張弁６と並列となるように設けられており、予膨張弁６と同様に開閉弁として機能するものである。つまり、予膨張弁６と第１バイパス弁７とによって、膨張機５ａと第２圧縮機５ｂとにおける冷媒循環流量と動力とを一致させるようになっている。第２バイパス弁５３は、第２圧縮機５ｂの吸入側配管を分岐、第２圧縮機５ｂの吐出側配管に接続して第２圧縮機５ｂを迂回するようにした第２バイパス管５９に設けられており、第２圧縮機５ｂの吸入側配管から吐出側配管の方向のみに冷媒の流通を許容する逆止弁として機能するものである。

第１逆止弁５４及び第２逆止弁５５は、第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂの出入口配管を接続している接続配管に設けられており、冷媒の流通を一方方向のみに許容するものである。第１逆止弁５４は、第２室外熱交換器３ｂの出口側配管と第１室外熱交換器３ａの入口側配管とを接続している接続配管に、第２逆止弁５５は、第１室外熱交換器３ａの出口側配管と第２室外熱交換器３ｂの入口側配管とを接続している接続配管に、それぞれ設けられている。つまり、第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂは、第１逆止弁５４及び第２逆止弁５５を介して接続されるようになっている。第１逆止弁５４及び第２逆止弁５５には、開閉動作を決定する最低動作圧力差（たとえば、０．５ＭＰａ）が設定されている。

第１開閉弁５６は、第１圧縮機１の吐出側配管（第１圧縮機１と第２圧縮機５ｂとを直列に接続している配管）に設けられており、開閉制御されて冷媒を導通したりしなかったりするものである。第２開閉弁５７は、第１圧縮機１の吐出側配管から分岐された冷媒配管（第１圧縮機１と第２室外熱交換器３ｂとを直列に接続している配管）に設けられており、開閉制御されて冷媒を導通したりしなかったりするものである。第３開閉弁５８は、第２室外熱交換器３ｂと第２圧縮機５ｂとを接続している冷媒配管に設けられており、開閉制御されて冷媒を導通したりしなかったりするものである。第１開閉弁５６、第２開閉弁５７及び第３開閉弁５８により、第１圧縮機１から吐出された冷媒を、第２室外熱交換器３ｂに流入させたり、第２圧縮機５ｂに流入させたりする。

第１温度検出器１１は、第２圧縮機５ｂの吐出側配管に設けられており、第２圧縮機５ｂから吐出された冷媒の温度を検出するものである。第２温度検出器１２は、第１室外熱交換器３ａの出口側配管に設けられており、第１室外熱交換器３ａから流出した冷媒の温度を検出するものである。外気温度検出器１３は、第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂの空気吸込側に設けられており、室外ユニット１００が設置されている外気の温度を検出するものである。

第１温度検出器１１、第２温度検出器１２及び外気温度検出器１３での検出情報は、室外ユニット１００に電気的に接続されている制御器３００に伝達されるようになっている。なお、第１温度検出器１１及び第２温度検出器１２は、冷媒の温度を検出できるものであればよく、たとえば温度計やサーミスタなどで構成するとよい。また、外気温度検出器１３は、外気温を検出できるものであればよく、たとえば温度計やサーミスタなどで構成するとよい。なお、外気温度検出器１３が室外ユニット１００内に設けられている場合を例に説明したが、室外ユニット１００の外部に設けるようにしてもよい。さらに、第１逆止弁５４及び第２逆止弁５５を、開閉制御されて冷媒を導通したりしなかったりする開閉弁としてもよい。

［室内ユニット２００］
室内ユニット２００は、空調対象域を有する部屋等に設置され、その空調対象域に冷房用空気あるいは暖房用空気を供給する機能を有している。室内ユニット２００には、室内熱交換器９と、絞り装置８と、が直列に接続されて設けられている。また、室内ユニット２００には、室内温度検出器１４が設けられている。なお、室内熱交換器９は、室内熱交換器９ａ及び室内熱交換器９ｂを、絞り装置８は、絞り装置８ａ及び絞り装置８ｂを、室内温度検出器１４は、室内温度検出器１４ａ及び室内温度検出器１４ｂを、それぞれまとめて称しているものである。

室内熱交換器９は、一端がガス配管５１に、他端が絞り装置８を介して液配管５２に接続されて負荷側熱交換器として機能し、暖房運転時には放熱器として機能し、冷房運転時には蒸発器として機能し、図示省略のファン等の室内送風機から供給される空気と冷媒との間で熱交換を行ない、空調対象域に供給するための暖房空気あるいは冷房空気を作成するものである。絞り装置８は、冷媒を減圧して膨張させ、室内熱交換器９への冷媒分配を調節するものである。この絞り装置８は、たとえば開度変更可能な減圧手段である電子膨張弁等で構成するとよい。

室内温度検出器１４は、室内熱交換器９の近傍に設けられており、室内温度を検出するものである。室内温度検出器１４での検出情報は、室外ユニット１００に電気的に接続されている制御器３００に伝達されるようになっている。なお、室内温度検出器１４は、冷媒の温度を検出できるものであればよく、たとえば温度計やサーミスタなどで構成するとよい。また、図１では、室内温度検出器１４が室内ユニット２００内に設置されている場合を例に示しているが、必ずしも室内ユニット２００内に設置されていなくてもよい。

また、冷凍サイクル装置５００には、冷凍サイクル装置５００の全体を統括制御する制御器３００が搭載されている。この制御器３００は、上述した各温度検出器からの情報に基づいて第１圧縮機１の駆動周波数や、第１四方弁２及び第２四方弁４の切り替え、室外送風機及び室内送風機の回転数、各開閉弁の開閉、予膨張弁６及び第１バイパス弁７の開度、絞り装置８の開度等を制御するようになっている。具体的には、たとえば制御器３００は、各温度検出器からの情報から、膨張機ユニット５の冷媒循環流量及び動力のバランス制御の目標値を演算して算出し、アクチュエータである予膨張弁６及び第１バイパス弁７の開度を調整している。

ここで、冷凍サイクル装置５００の冷房運転時における動作について説明する。
図２は、冷房運転時における冷媒の変遷を示すｐ−ｈ線図（冷媒の圧力とエンタルピとの関係を示す線図）である。図１及び図２に基づいて、冷凍サイクル装置５００の冷房運転時における動作を冷媒状態の変遷に基づいて説明する。この冷房運転動作は、制御器３００によって制御されるようになっている。なお、図１では、太線で表された配管が冷媒の循環する配管を示している。また、図１に示す点［Ａ］〜点［Ｈ］の冷媒状態は、それぞれ図２に示す［Ａ］〜［Ｈ］での冷媒状態である。

冷凍サイクル装置５００が冷房運転を行なう場合、室外ユニット１００では、第１四方弁２を、第２圧縮機５ｂと第１室外熱交換器３ａとを接続するように、つまり第１四方弁２の第１口２ａと第２口２ｂとを連通し、第３口２ｃと第４口２ｄとを連通するように切り替え、第２四方弁４を、第１室外熱交換器３ａと予膨張弁６とを接続するように、つまり第２四方弁４の第１口４ａと第４口４ｄとを連通し、第２口４ｂと第３口４ｃとを連通するように切り替え、予膨張弁６を全開、第１バイパス弁７を全閉、第１開閉弁５６を閉止、第２開閉弁及び第３開閉弁５８を開放するように設定される。

また、室内ユニット２００（室内ユニット２００ａ及び室内ユニット２００ｂの双方）では、絞り装置８を全開にするように設定される。この状態で、第１圧縮機１の運転を開始する。なお、冷房運転時における冷凍サイクル装置５００では、必要な減圧機能は膨張機ユニット５の膨張機５ａで達成するようにしているが、室内熱交換器９（室内熱交換器９ａ及び室内熱交換器９ｂの両方）の出口部において予め設定されている適切な過熱度（たとえば、１℃〜５℃）をともに得られない場合、全開に制御されている予膨張弁６を閉方向に制御して、必要な減圧量を得るようになっている。

まず、低温・低圧のガス冷媒が第１圧縮機１によって圧縮され、高温・高圧の超臨界状態の冷媒となって吐出される（状態［Ａ］）。第１圧縮機１から吐出された超臨界状態の冷媒は、第１開閉弁５６が閉止されているので、第２開閉弁５７を通過し、第２室外熱交換器３ｂに流入する。第２室外熱交換器３ｂに流入した冷媒は、この第２室外熱交換器３ｂである程度放熱しながら冷却される（状態［Ｂ］）。この冷媒は、第２室外熱交換器３ｂから流出し、第２圧縮機５ｂに流入する。このとき、第２室外熱交換器３ｂの出入口側の配管に設置されている第１逆止弁５４及び第２逆止弁５５は、圧力差により閉止されるようになっている。

第２圧縮機５ｂは、予膨張弁６を通過して流入した冷媒を減圧する膨張機５ａによって駆動される。つまり、第２圧縮機５ｂに流入した冷媒は、膨張機５ａで回収された動力に釣り合う分だけ圧縮されるのである。このとき、第２バイパス管５９に設けられている第２バイパス弁５３は、圧力差の生じない起動時には開放状態となるが、膨張機５ａが動作して第２圧縮機５ｂが駆動すると、第２圧縮機５ｂの高低圧力差により閉止されるようになっている。第２圧縮機５ｂから吐出された冷媒は、第１四方弁２を通って（状態［Ｃ］）、第１室外熱交換器３ａに流入する。

第１室外熱交換器３ａに流入した冷媒は、この第１室外熱交換器３ａで図示省略の室外送風機から供給される被加熱媒体である空気に放熱して冷却される（状態［Ｄ］）。この冷媒は、第１室外熱交換器３ａから流出し、第２四方弁４を経由してから予膨張弁６に流入する。予膨張弁６に流入した冷媒は、この予膨張弁６で膨張機５ａに流入する際の入口密度が調節される（状態［Ｅ］）。予膨張弁６から流出した冷媒は、膨張機５ａに流入し、減圧され（状態［Ｆ］）、膨張動力が回収される。

膨張機５ａから流出した冷媒は、第２四方弁４を経由して、液配管５２を導通し、室内ユニット２００に流入する。このとき、第１バイパス管２０に設けられている第１バイパス弁７の開度は、第２圧縮機５ｂを通過する冷媒流量と回収動力とが釣り合うように制御される。室内ユニット２００に流入した冷媒は、絞り装置８に流入する。絞り装置８に流入した冷媒は、この絞り装置８で少し減圧される（状態［Ｇ］）。この冷媒は、室内熱交換器９に流入し、図示省略の室内送風機から供給される空気と熱交換することで、空調対象域の熱負荷を処理する。つまり、室内熱交換器９では、空調対象域に供給する冷房空気を作成するのである。

この冷媒は、その後、室内熱交換器９及び室内ユニット２００から流出し、ガス配管５１を導通し、室外ユニット１００に流入する。室外ユニット１００に流入した冷媒は、第１四方弁２を経由して第１圧縮機１に流入する（状態［Ｈ］）。このとき、室内熱交換器９ａあるいは室内熱交換器９ｂのどちらか一方の出口部だけが設定過熱度（たとえば、１〜５℃）とならない場合、絞り装置８ａ及び絞り装置８ｂは、室内熱交換器９ａ及び室内熱交換器９ｂの出口過熱度が同一となるように調整されるようになっている。

次に、冷凍サイクル装置５００の暖房運転時における動作について説明する。
図３は、冷凍サイクル装置５００の暖房運転時における冷媒の流れを示す冷媒回路図である。図４は、暖房運転時における冷媒の変遷を示すｐ−ｈ線図（冷媒の圧力とエンタルピとの関係を示す線図）である。図３及び図４に基づいて、冷凍サイクル装置５００の暖房運転時における動作を冷媒状態の変遷に基づいて説明する。この暖房運転動作は、制御器３００によって制御されるようになっている。なお、図３では、太線で表された配管が冷媒の循環する配管を示している。また、図３に示す点［Ａ］〜点［Ｈ］の冷媒状態は、それぞれ図４に示す［Ａ］〜［Ｈ］での冷媒状態である。

この図３では、冷房運転時と同様に、暖房運転時においても膨張機５ａを利用している例を示している。ただし、暖房運転時では、冷房運転時とは異なり、膨張機ユニット５における膨張機５ａの入口部と第２圧縮機５ｂの入口部との密度比が大きくなるため、冷媒循環流量と回収動力とをバランスさせるための膨張動力の回収ロスが大きくなってしまう。そこで、必要に応じて第２四方弁４を廃止して、暖房運転時においては膨張機ユニット５を利用しないようにしてもよい。

冷凍サイクル装置５００が暖房運転を行なう場合、室外ユニット１００では、第１四方弁２を、第２圧縮機５ｂと室内熱交換器９とを接続するように、つまり第１四方弁２の第１口２ａと第４口２ｄとを連通し、第２口２ｂと第３口２ｃとを連通するように切り替え、第２四方弁４を、絞り装置８と予膨張弁６とを接続するように、つまり第２四方弁４の第１口４ａと第２口４ｂとを連通し、第３口４ｃと第４口４ｄとを連通するように切り替え、予膨張弁６を全開、第１バイパス弁７を全閉、第１開閉弁５６を開放、第２開閉弁及び第３開閉弁５８を閉止するように設定される。

また、室内ユニット２００（室内ユニット２００ａ及び室内ユニット２００ｂの双方）では、絞り装置８を全開にするように設定される。この状態で、第１圧縮機１の運転を開始する。なお、暖房運転時における冷凍サイクル装置５００では、基本的な減圧機能は膨張機ユニット５の膨張機５ａで実現され、減圧量が不足する場合には室内熱交換器９の出口温度が室内の負荷に応じた適切な温度となるように予膨張弁６で減圧量が調整されるようになっている。

まず、低温・低圧のガス冷媒が第１圧縮機１によって圧縮され、高温・高圧の超臨界状態の冷媒となって吐出される（状態［Ａ］）。第１圧縮機１から吐出された超臨界状態の冷媒は、第２開閉弁５７及び第３開閉弁５８が閉止されているので、第１開閉弁５６を通過し、圧力損失によって圧力が少し減少した後（状態［Ａ’］）、第２圧縮機５ｂに流入する。第２圧縮機５ｂに流入した冷媒は、この第２圧縮機５ｂで更に圧縮される（状態［Ｂ］）。第２圧縮機５ｂから流出した冷媒は、第１四方弁２を経由して、ガス配管５１を導通し、室内ユニット２００に流入する。

室内ユニット２００に流入した冷媒は、室内熱交換器９に流入する。室内熱交換器９に流入した冷媒は、この室内熱交換器９で図示省略の室内送風機から供給される室内空気に放熱して冷却される（状態［Ｇ］）。つまり、室内熱交換器９では、空調対象域に供給する暖房空気を作成するのである。室内熱交換器９から流出した中温・高圧の冷媒は、絞り装置８に流入する。絞り装置８に流入した冷媒は、この絞り装置８で少し減圧される（状態［Ｆ］）。この冷媒は、液配管５２を導通して室外ユニット１００に流入する。

室外ユニット１００に流入した冷媒は、第２四方弁４を経由して、予膨張弁６に流入する。予膨張弁６に流入した冷媒は、この予膨張弁６で少し減圧される（状態［Ｅ］）。予膨張弁６から流出した冷媒は、膨張機５ａに流入し、減圧され（状態［Ｄ］）、膨張動力が回収される。膨張機５ａから流出した冷媒は、第２四方弁４を経由して、第１室外熱交換器３ａに流入する。このとき、第１逆止弁５４及び第２逆止弁５５は、弁閉止に必要な圧力差（たとえば、０．５ＭＰａ）が得られないため、開放状態となる。したがって、第１室外熱交換器３ａに流入する冷媒の一部が、第２室外熱交換器３ｂにも流入することになる。

第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂに流入した冷媒は、図示省略の室外送風機から供給される空気と熱交換することで、空調対象域の熱負荷を処理する。つまり、第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂに流入した冷媒は、空気から吸熱することで蒸発ガス化するのである。その後、第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂから流出したガス冷媒は、合流し（状態［Ｃ］）、第１四方弁２を経由して、第１圧縮機１に再度吸入されることになる（状態［Ｈ］）。このとき、圧力損失によって圧力が少し減少してから、第１圧縮機１に吸入される。

ここで、全伝熱面積に対する第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比について説明する。
図５は、冷房標準条件における第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比を説明するためのグラフである。図５に基づいて、冷房標準条件における全伝熱面積に対する第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比について説明する。この図５では、横軸に膨張機５ａの容積に対する第２圧縮機５ｂの容積の比（以下、膨張圧縮容積比という）を、縦軸にＣＯＰ向上比を、それぞれ示している。また、伝熱面積比をパラメータとして表している。図５に示すように、線（１）が伝熱面積比＝０．１のパラメータを、線（２）が伝熱面積比＝０．２のパラメータを、線（３）が伝熱面積比＝０．４のパラメータを、線（４）が伝熱面積比＝０．５のパラメータを、それぞれ表している。

ここで示す伝熱面積比とは、第１室外熱交換器３ａと第２室外熱交換器３ｂとを組み合わせて構成した室外熱交換器（図７参照）の全伝熱面積に対する第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積の比のことである。また、縦軸に示したＣＯＰ向上比は、第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比が０．１であって、かつ膨張機５ａを備えていない冷媒回路に対する値を示している。図５から、全体的な傾向として、ＣＯＰ向上比は、膨張圧縮容積比が２付近（図中の矢印Ａで示す範囲内）で極大値を示していることが分かる。たとえば、伝熱面積比＝０．４（線（３））で比較すると、膨張圧縮容積比が２．１付近で極大値を示していることがわかる。

これは、膨張圧縮容積比が２．１よりも大きい場合、第２圧縮機５ｂの容積が大きくなり回転数が低下するため、回転数を増加させるための予膨張ロスが発生し、逆に膨張圧縮容積比が２．１よりも小さい場合、第２圧縮機５ｂの容積が小さくなり回転数が増加するため、回転数を減少させるためのバイパスロスが発生するためである。伝熱面積比＝０．２（線（２））では、ＣＯＰ向上比が極大となる膨張圧縮容積比２．４でも、その極大値は伝熱面積比＝０．４（線（３））の場合よりも４％程度低下する（つまり、１．２２５から１．１８５へと低下する）。したがって、ＣＯＰ向上比を極大とするための膨張圧縮容積比が存在し、その値は、矢印Ａで示す範囲のように、１．８〜２．３の範囲であることがわかる。

つぎに、第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比に対するＣＯＰ向上比について説明する。
図６は、第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比に対するＣＯＰ向上比を説明するためのグラフである。図６に基づいて、均一な風量分布の場合における第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比に対するＣＯＰ向上比について説明する。この図６では、横軸に伝熱面積比を、左側縦軸にＣＯＰ向上比を、右側縦軸に第１圧縮機１の吐出圧力［Ｍｐａ］を、それぞれ示している。なお、図６に示す伝熱面積比は、図５で示した矢印Ａの範囲内における伝熱面積比の最適値を示している。また、単に室外熱交換器という場合には、第１室外熱交換器３ａと第２室外熱交換器３ｂの双方を含むものとする。

図６に示すように、線（ア）が膨張機５ａを搭載した場合のＣＯＰ向上比を、線（イ）が膨張機５ａを搭載していない場合のＣＯＰ向上比を、線（ウ）は膨張機５ａを搭載した場合の第１圧縮機１の吐出圧力変化を、それぞれ示している。線（ア）と線（イ）とを比較すると、膨張機５ａを搭載した場合のＣＯＰ向上比の方が、膨張機５ａを搭載していない場合のＣＯＰ向上比よりも高くなっている。つまり、冷房標準条件においては、図１及び図２で説明したように、膨張機ユニット５を利用して冷凍サイクル装置５００を運転させることが好ましいのである。

線（ウ）から、第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比を増加させると、第２室外熱交換器３ｂでの熱交換量が増加して第１圧縮機１の吐出圧力（すなわち、第２圧縮機５ｂの吸入圧力）が低下し、第１圧縮機１の入力が減少する（すなわち、ＣＯＰ向上比が増加する）。しかしながら、第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比を過度に増加させると、第２室外熱交換器３ｂで処理すべき熱交換量が増加して第１圧縮機１の吐出圧力が上昇に転じ、入力が増加してしまうことになる。

したがって、ＣＯＰ向上比を極大とするための第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比の最適値が存在し、その値は、図中の矢印Ｂで示す０．３〜０．５の範囲であることがわかる。また、伝熱面積比が０．３未満では効果が顕著に低下することもわかる。以上より、第２室外熱交換器３ｂの段方向（熱交換器内部に設けられている伝熱管の並び方向、つまり冷媒の流れと直交する方向）に対して均一な風量分布（風速分布）の場合において、第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比を０．３〜０．５（図６で示す矢印Ｂの範囲）、膨張圧縮容積比を１．８〜２．３（図５で示す矢印Ａの範囲）に設定することで、膨張機５ａを搭載した冷媒回路の性能を最大限に活用することができる。

このように、第２室外熱交換器３ｂの段方向の風速分布が均一の場合は、第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比を０．３〜０．５、かつ膨張圧縮容積比を１．８〜２．３に設定することで、ＣＯＰ向上比を最大にできる。しかしながら、第１室外熱交換器と第２室外熱交換器とを一体型熱交換器として備え、この室外熱交換器の上方にファン等の室外送風機を設置するような構成の室外ユニット（図６参照）の場合は、室外熱交換器の段方向に風速分布が生じるため、風速分布が均一な場合と同一能力となる伝熱面積の比は異なったものとなる。

ここで、室外熱交換器の段方向に風速分布が生じる構成の室外ユニットにおける第２室外熱交換器の伝熱面積比に対するＣＯＰ向上比について説明する。
図７は、この実施の形態に係る室外ユニット１００の構成例を示す概略構成図である。図７に基づいて、室外熱交換器の段方向に風速分布が生じる構成の室外ユニット１００について説明する。この図７では、空気の流れを白抜き矢印で、冷媒の流れを黒塗り矢印でそれぞれ表している。また、図７では、第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂの縦断面構成を図示している。

室外ユニット１００は、第１室外熱交換器３ａを下段に、第２室外熱交換器３ｂを上段に、一体型として備え、この第２室外熱交換器３ｂの上方に室外送風機４００を設置する構成となっている。図７に示すように、第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂは、複数本の伝熱管４０１と、伝熱管４０１を挿入する複数枚の板状フィン４０２と、伝熱管４０１に冷媒を流入させる冷媒配管である流入管４０３と、伝熱管４０１から冷媒を流出させる冷媒配管である流出管４０４とで構成されている。

つまり、第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂは、一般にプレートフィンアンドチューブタイプの熱交換器で構成されており、内部に設けられている扁平管等で構成される伝熱管４０１内を導通する冷媒と、各板状フィン４０２の間に形成される隙間から流れ込んでくる空気とで熱交換を行なうようになっている。板状フィン４０２は、所定の厚みを有した金属板で構成したものである。複数枚の板状フィン４０２が所定の間隔をあけて積層されるように配置されている。伝熱管４０１は、板状フィン４０２に挿入するように配置されており、冷媒を導通するものである。なお、流入管４０３と流出管４０４とは、冷媒の流し方によりその機能が逆転するようになっている。

このような構成の室外ユニット１００の場合、室外熱交換器の段方向に風速分布が生じることになる。すなわち、室外送風機４００が第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂよりも上部に設置されている室外ユニット１００の場合は、第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂのそれぞれでの伝熱性能が変化することになり、室外熱交換器の段方向に風速分布が生じることになるのである。風速分布が均一なものと比較すると、同一能力となる伝熱面積比は異なったものとなる。そこで、実際に室外熱交換器の製作を検討する場合は、室外熱交換器の段方向の風速分布を考慮する必要がある。

図８は、室外ユニット１００に搭載されている室外熱交換器の段方向の風速分布を説明するためのグラフである。図８に基づいて、室外熱交換器の段方向の風速分布について説明する。この図８では、横軸に室外熱交換器の段方向を、縦軸に風量を、それぞれ示している。図８に示すように、室外熱交換器の高い位置（室外送風機４００に近い位置）ほど風量が大きく、室外熱交換器の低い位置（室外送風機４００から遠い位置）ほど風量が小さくなっている。これは、図７に示すような室外ユニット１００の場合における風速分布の傾向である。

図９は、風速分布を考慮した場合における第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比とＣＯＰ向上比との関係を示すグラフである。図９に基づいて、第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比に対するＣＯＰ向上比について説明する。この図９では、横軸に第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比を、縦軸にＣＯＰ向上比を、それぞれ示している。図９から、図７に示すような室外ユニット１００の場合、第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比が０．３３近辺でＣＯＰ向上比が極大値を示すことがわかる。

そして、ＣＯＰ向上比の極大値よりも−４％のＣＯＰ向上比まで膨張機５ａを搭載した回路が有効に活用できるものとすると、第２室外熱交換器３ｂの伝熱面積比を矢印Ｃで示す０．１３〜０．４５の範囲に設定するのが好ましい。ここで、図９からも分かるように、室外送風機４００を室外熱交換器よりも上部へ設置する場合は、室外熱交換器の風速が高い位置へ向かうほど大きくなるため、風速分布一定の場合に比べ、伝熱面積比は小さいものとなっている。

ところで、これまで説明した室外熱交換器の構成は、図７にあるように一体化した室外熱交換器のうち第１室外熱交換器３ａが下段、第２室外熱交換器３ｂが上段にしたものであった。しかしながら、本実施の形態においては、このような室外熱交換器の構成に限定するものではなく、室外送風機の設置位置または室外熱交換器へ対する室外送風機の風速分布により一体化した室外熱交換器のうち、第１室外熱交換器及び第２室外熱交換器の配置構成や、室外熱交換器の伝熱面積比の範囲を変更したものであってもよい。

また、本実施の形態では、冷房運転時の性能だけで室外熱交換器の全伝熱面積に対する第２室外熱交換器の伝熱面積比を決める場合を例に説明したが、これに限定するものではない。たとえば、室外熱交換器が暖房運転時に蒸発器として利用される場合には、吸い込み空気と冷媒温度相当飽和湿り空気とのエンタルピ差（蒸発器では室外熱交換器が湿り状態となるため、熱交換の駆動温度差がエンタルピ差となる）が小さく、伝熱面積比が性能に及ぼす影響は小さいものになるが、多少性能へ寄与するため冷房運転時の性能と暖房運転時の性能とを加味した上記の伝熱面積比を決めるようにしてもよい。

ここで、本実施の形態の特徴事項である一体型とした第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂにおける伝熱管４０１の配置について詳しく説明する。
図１０は、第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂの最も隣接している伝熱管４０１における温度差と自身の放熱に対する低温側の配管への熱の移動比との関係を示すグラフである。図７及び図１０に基づいて、一体型とした第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂの作用について説明する。図１０では、横軸にエンタルピ（Ｈ：［ｋＪ／ｋｇ］を、縦軸に第１室外熱交換器３ａ（線（１））及び第２室外熱交換器３ｂ（線（２））における冷媒温度（Ｔ：［℃］）を、それぞれ示している。

図７に示したように、第１室外熱交換器３ａと第２室外熱交換器３ｂとは上下方向に板状フィン４０２を介して一体化して配置されている。冷房運転時において、第１圧縮機１で高温・高圧に圧縮された超臨界状態の冷媒は、まず第２室外熱交換器３ｂへと流入し（線（２）の（ア））、空気と熱交換を行ない（線（２）の（イ））、第２圧縮機５ｂに流入する。第２圧縮機５ｂに流入した冷媒は、膨張機５ａで回収された膨張動力に釣り合う分だけ圧縮されてから、第１室外熱交換器３ａに流入し（線（１）の（ウ））、空気と熱交換を行ない（線（１）の（エ））、その後、予膨張弁６へと流入する。

図１０に示すように、第１圧縮機１及び第２圧縮機５ｂにより、超臨界状態まで圧縮された冷媒は、第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂ内で顕熱変化による空気との熱交換を行なう。そのため、臨界点以下での潜熱変化による熱交換とは異なり、伝熱管４０１内の冷媒温度は、常に温度変化していることになる。図１０から、第１室外熱交換器３ａの入口冷媒温度（線（１）の（ウ））と、第２室外熱交換器３ｂの入口冷媒温度（線（２）の（ア））とでは、約４０［℃］の温度差があることが分かる。ただし、図１０から分かるように、第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂで冷媒が顕熱変化している中においても、温度が近くなる冷媒状態が存在する（図１０で示す矢印Ｄの範囲）。

ここで、具体的な伝熱管４０１の構成を例に、第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂを更に詳しく説明する。
図１１は、伝熱管４０１内を流れる冷媒の温度差と、全熱交換量に対する低温側へ移動する熱量の割合と、の関係を示したグラフである。図１２〜図１４は、第１室外熱交換器３ａと第２室外熱交換器３ｂとが最も近接している箇所（以下、単に近接部という）を拡大して示す部分拡大図である。図１１〜図１４に基づいて、伝熱管４０１の好適な構成例について説明する。図１２〜図１４では、冷媒の流れを破線矢印で表している。また、図１２〜図１４で示すＡ部分が第２室外熱交換器３ｂを、Ｂ部分が第１室外熱交換器３ａを、それぞれ示している。

図１２に示すような伝熱管４０１の構成で、第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂのそれぞれに冷媒が流入した場合、図１２で示すＸ部のような箇所で温度差が大きくなる。そうすると、板状フィン４０２を介して、第１室外熱交換器３ａと第２室外熱交換器３ｂとで熱交換を行なう場合があり、最適な伝熱面積比としても、第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂの性能が十分に発揮できないということになる。そこで、近接部に、図１０に示した矢印Ｄの範囲内における冷媒をそれぞれ流すような伝熱管４０１の構成にすることが好ましい（図１３で示すＹ部）。

このような伝熱管４０１の構成にすることによって、近接部での伝熱管４０１間の温度勾配を小さくすることができ、互いの熱交換量を減少できる。したがって、第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂの最適な伝熱面積比での性能を発揮することができることになる。また、図１０には、近接部における伝熱管４０１内を流れる冷媒の温度差（横軸）と、全熱交換量に対する高温側から低温側へ移動する熱量の割合（縦軸）と、の関係を図示している。この図１０から、近接部における伝熱管４０１内を流れる冷媒の温度差を０〜１４［℃］以内にすることにより、温度差があることによる高温側から低温側への移動する熱量が全体の熱量に対して５０［％］以内にすることができることが分かる。

さらに、近接部に温度が近い冷媒が流れるような伝熱管４０１構成にすることが、第１室外熱交換器３ａの出口温度及び第２室外熱交換器３ｂの出口温度とを制御する伝熱管４０１の配置上困難な場合においても、図１４で示すＺ部のように近接部における温度差が大きい伝熱管４０１の間にある板状フィン４０２を切断（破線ａ及び破線ｂ）し、板状フィン４０２を共有させないような構成とすればよい。このような構成とすることにより、第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂのそれぞれで温度差がある冷媒が流れていたとしても、互いの熱交換量を減少させ、最適な伝熱面積比での第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂの性能を発揮することができる。

ところで、本実施の形態では、板状フィン４０２を共有するように一体型として構成した第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂでの伝熱管４０１の構成において、図１３に示したような構成（特に、図１３に示したＹ部における構成）を例に説明したが、これに限定するものではない。すなわち、第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂが最も近接している箇所において、図１０の矢印Ｄの範囲に示すような冷媒温度が近い冷媒状態となるような伝熱管４０１の構成であればよい。

以上より、第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂが板状フィン４０２を共有するような一体型の熱交換器において、近接部に温度が近い冷媒が流れるような伝熱管４０１の配置構成にすることで、室外送風機４００の風速分布を考慮した伝熱面積比での第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂの性能を発揮することができる。また、近接部に温度が近い冷媒が流れるような伝熱管配置にすることが困難な場合には、近接部にある板状フィン４０２を切断する構成にすることで、室外送風機４００の風速分布を考慮した伝熱面積比での第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂの性能を発揮することができる。

この室外熱交換器を利用し、膨張機５ａの膨張圧縮容積比を最適にすることで、高効率な冷凍サイクル装置５００を提供することができる。また、室外熱交換器を構成する第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂを製造する上で、伝熱管４０１の拡管作業や曲げ作業といった、第１室外熱交換器３ａ及び第２室外熱交換器３ｂの両方に共通する製造工程を、板状フィン４０２を介して一体的に製作することができ、室外熱交換器の製作時間の短縮、及び設置スペースの削減を図ることもできる。

本実施の形態では、図７にあるような断面Ｕ字状の室外熱交換器を用いた場合を例に図示しているが、室外熱交換器の断面形状を特に限定するものではない。たとえば、断面形状が直線状や、その他の形状の室外熱交換器を室外ユニット１００に搭載してもよい。また、本実施の形態では、膨張機５ａと第２圧縮機５ｂとの構造は、スクロール型に限るものではなく、ロータリー型や、スクリュー型、レシプロ型、スイング型、ターボ型等、どのような構造のものでも、同様の効果を得ることができる。

さらに、冷媒回路内の冷媒が二酸化炭素である場合を例に説明したが、冷媒の種類を二酸化炭素に限定するものではなく、超臨界状態となる冷媒であればその他の冷媒でもよい。超臨界状態となる冷媒としては、たとえば二酸化炭素とエーテル（たとえば、ジメチルエーテルやハイドロフルオロエーテル等）とから構成される混合冷媒等がある。また、超臨界状態になる冷媒に限らず、通常の二相状態で熱交換を行う冷媒、すなわち、ＨＦＣ４１０Ａ、ＨＦＣ４０７Ｃ等の代替冷媒等の塩素を含まない冷媒や、Ｒ２２、Ｒ１３４ａ等の従来のフロン系の冷媒、あるいは炭化水素等の自然冷媒系の冷媒を用いてもよい。

本発明の実施の形態に係る冷凍サイクル装置の回路構成を模式的に示す回路図である。 冷房運転時における冷媒の変遷を示すｐ−ｈ線図（冷媒の圧力とエンタルピとの関係を示す線図）である。 冷凍サイクル装置の暖房運転時における冷媒の流れを示す冷媒回路図である。 暖房運転時における冷媒の変遷を示すｐ−ｈ線図（冷媒の圧力とエンタルピとの関係を示す線図）である。 冷房標準条件における第２室外熱交換器の伝熱面積比を説明するためのグラフである。 第２室外熱交換器の伝熱面積比に対するＣＯＰ向上比を説明するためのグラフである。 この実施の形態に係る室外ユニットの構成例を示す概略構成図である。 室外ユニットに搭載されている室外熱交換器の段方向の風速分布を説明するためのグラフである。 風速分布を考慮した場合における第２室外熱交換器の伝熱面積比とＣＯＰ向上比との関係を示すグラフである。 第１室外熱交換器及び第２室外熱交換器の最も隣接している伝熱管における温度差と自身の放熱に対する低温側の配管への熱の移動比との関係を示すグラフである。 伝熱管内を流れる冷媒の温度差と、全熱交換量に対する低温側へ移動する熱量の割合と、の関係を示したグラフである。 第１室外熱交換器と第２室外熱交換器とが最も近接している箇所を拡大して示す部分拡大図である。 第１室外熱交換器と第２室外熱交換器とが最も近接している箇所を拡大して示す部分拡大図である。 第１室外熱交換器と第２室外熱交換器とが最も近接している箇所を拡大して示す部分拡大図である。

符号の説明

１ 圧縮機、２ 第１四方弁、２ａ 第１口、２ｂ 第２口、２ｃ 第３口、２ｄ 第４口、３ａ 第１室外熱交換器、３ｂ 第２室外熱交換器、４ 第２四方弁、４ａ 第１口、４ｂ 第２口、４ｃ 第３口、４ｄ 第４口、５ 膨張機ユニット、５ａ 膨張機、５ｂ 第２圧縮機、６ 予膨張弁、７ 第１バイパス弁、８ 絞り装置、８ａ 絞り装置、８ｂ 絞り装置、９ 室内熱交換器、９ａ 室内熱交換器、９ｂ 室内熱交換器、１１ 第１温度検出器、１２ 第２温度検出器、１３ 外気温度検出器、１４ 室内温度検出器、１４ａ 室内温度検出器、１４ｂ 室内温度検出器、２０ 第１バイパス管、５１ ガス配管、５２ 液配管、５３ 第２バイパス弁、５４ 第１逆止弁、５５ 第２逆止弁、５６ 第１開閉弁、５７ 第２開閉弁、５８ 第３開閉弁、５９ 第２バイパス管、１００ 室外ユニット、２００ 室内ユニット、２００ａ 室内ユニット、２００ｂ 室内ユニット、３００ 制御器、４００ 室外送風機、４０１ 伝熱管、４０２ 板状フィン、４０３ 流入管、４０４ 流出管、５００ 冷凍サイクル装置。

Claims (7)

1. 所定の間隔で平行に積層され、その間を流体が通過する複数枚の板状フィンを共有する第１熱源側熱交換器と第２熱源側熱交換器とが一体的に構成された室外熱交換器であって、
   前記第１熱源側熱交換器及び前記第２熱源側熱交換器には、
   前記板状フィンに直交するように挿入され、冷媒が導通する複数本の伝熱管が設けられており、
   前記第１熱源側熱交換器及び前記第２熱源側熱交換器の最も近接する近接部における前記第１熱源側熱交換器の伝熱管を導通する冷媒の温度と前記第２熱源側熱交換器の伝熱管を導通する冷媒の温度との温度差によって高温側から低温側への移動する熱量が、全体の熱量に対して５０％以内となるように前記伝熱管を配置している
   ことを特徴とする室外熱交換器。
2. 前記温度差を０℃〜１４℃の範囲内としている
   ことを特徴とする請求項１に記載の室外熱交換器。
3. 前記近接部における前記第１熱源側熱交換器の伝熱管と前記第２熱源側熱交換器の伝熱管との間の前記板状フィンを切断している
   ことを特徴とする請求項１に記載の室外熱交換器。
4. 前記請求項１〜３のいずれか一項に記載の室外熱交換器と、前記室外熱交換器に空気を供給する室外送風機と、第１圧縮装置と、冷媒の減圧時の膨張動力を回収する膨張機及びその膨張動力を用いて冷媒を圧縮する第２圧縮装置からなる膨張機ユニットと、負荷側熱交換器と、絞り装置と、を搭載し、
   前記第１圧縮装置、前記室外熱交換器を構成している第２熱源側熱交換器、前記第２圧縮装置、前記室外熱交換器を構成している第１熱源側熱交換器、前記膨張機、前記絞り装置及び前記負荷側熱交換器を直列に接続している
   ことを特徴とする冷凍サイクル装置。
5. 前記室外熱交換器の全伝熱面積に対する前記室外熱交換器を構成する第２熱源側熱交換器の伝熱面積の比を０．３〜０．５とし、
   前記膨張機の容積に対する前記第２圧縮装置の容積の比を１．８〜２．３として設定している
   ことを特徴とする請求項４に記載の冷凍サイクル装置。
6. 前記室外送風機は、
   前記第１熱源側熱交換器を下段に、前記第２熱源側熱交換器を上段に配置して一体型としており、
   前記室外送風機を、前記第２熱源側熱交換器の上方に配置している
   ことを特徴とする請求項５に記載の冷凍サイクル装置。
7. 作動流体として、高圧側において超臨界状態となる冷媒を用いる
   ことを特徴とする請求項４〜６のいずれか一項に記載の冷凍サイクル装置。

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