JP2016114263A - 空気調和機 - Google Patents

Abstract

【課題】熱交換器の熱交換性能を向上して、高性能な空気調和機を提供する。【解決手段】熱交換器１２の冷媒流路は、第２列Ｆ２の互いに離れた位置の２箇所のガス側流入口Ｇ１，Ｇ２から凝縮器として作用する際のガス冷媒が流入し、一端部Ｓ１と他端部Ｓ２とを往復しながら互いに近づく方向に冷媒流路を構成し、一端部Ｓ１で、２箇所のガス側流入口Ｇ１，Ｇ２からの冷媒流路が合流し、第２列Ｆ２から第１列Ｆ１の伝熱管２へ冷媒流路が接続され、第１列Ｆ１を一端部Ｓ１と他端部Ｓ２とを往復しながら、第２列Ｆ２の一方のガス側流入口Ｇ１と同じ段から第２列Ｆ２の他方のガス側流入口Ｇ２と同じ段までの範囲に冷媒流路を構成し、液側流出口Ｌ１に至る。【選択図】図３

Description

本発明は、空気調和機に関し、特に、ヒートポンプ式の空気調和機の熱交換器に関する。

本技術分野の背景技術として、特許文献１（特開２０１４−２０６７８号公報）が開示されている。特許文献１に開示された熱交換器は、放熱中の冷媒温度が大きく変化する冷媒を用いた場合でも熱交換器の熱交換器能力の低下を抑制するために、伝熱管の一部を４パス以上で構成したフィンアンドチューブ型熱交換器であって、各パスは段方向に略平行の冷媒流れとなる構成とし、さらに放熱器として用いた場合の各パスの冷媒入口が略隣り合う位置とした構成としている。これにより、空気側回路の通風抵抗を増加させることなく、また製造コストをアップさせること無く、熱交換能力の低下を低減できると記載されている（要約参照）。

また、特許文献２（特開２０１１−１４５０１１号公報）が開示されている。特許文献２に開示された空気調和機は、霜の溶け残りを解消すると共に、高性能暖房能力を安価に実現可能できる空気調和機を提供するために、少なくとも圧縮機、室内熱交換器、膨張弁、室外熱交換器を冷媒回路で連結した冷凍サイクルを備える空気調和機において、室外熱交換器は複数系統の冷媒流路で構成され、室外熱交換器を蒸発器として使用時の複数系統の冷媒流路のいずれかの入口を室外熱交換器の最上段もしくは最上段から２段目の冷媒流通管に位置させることで、これを実現できると記載されている（要約参照）。

特開２０１４−２０６７８号公報 特開２０１１−１４５０１１号公報

空気調和機の熱交換器においては伝熱管内の冷媒流速を適正化することで、冷媒側の圧力損失と熱伝達率のバランスを良好に保つことができ、熱交換効率を高めることができる。その一手段として、ガス側から液側に至る冷媒流路の途中で複数の流路を合流または分岐させることが知られている。例えば、特許文献１に示す熱交換器においては、凝縮器として使用する際の冷媒流路を途中で合流させるようにして、液側での熱伝達率の向上を図ると共に、蒸発器として使用する際にはガス側の圧力損失を低減して、熱交換器の高性能化を図っている。

また、熱交換器が凝縮器として作用する際には、空気の流入方向と冷媒流路方向とが略対向して流れる、いわゆる対向流的な冷媒流路を構成することで、空気の入口温度と冷媒出口温度とが近づいて、効率の良い熱交換が行えることも知られている。例えば、特許文献２に示す空気調和機の室外熱交換器においては、対向流的に凝縮器を使用する流路を構成している。

しかしながら、特許文献１に示す冷媒流路を途中で合流させる配置と、特許文献２に示す対向流的な配置と、を併用した場合、冷媒流路の選択自由度が小さくなり、どちらか一方を選択せざるを得なくなるか、または、各冷媒流路ごとの流路長さに差が生じてしまうことになる。その結果として、熱交換器が凝縮器として作用する場合と蒸発器として作用する場合のどちらか一方の冷媒分配を最適化すると（換言すれば、空気調和機の冷房運転と暖房運転のどちらか一方の冷媒分配を最適化すると）、他方の冷媒分配が悪化して、高効率な熱交換を実現できないという課題がある。

また、特許文献２に示す空気調和機の室外熱交換器は、冷媒流路の液側を合流した後に熱交換器の下部で空気流に対して前面側に配置するサブクーラを備えている。サブクーラを備えることにより、室外熱交換器が凝縮器として作用する際の熱交換性能を向上させることができるが、室外熱交換器が蒸発器として作用する際には、熱交換器の下部に霜や氷が残りやすくなり、暖房の排水性に課題がある。

そこで、本発明は、熱交換器の熱交換性能を向上して、高性能な空気調和機を提供することを課題とする。

このような課題を解決するために、本発明に係る空気調和機は、冷媒が流れる複数本の伝熱管を有し、空気との間で熱交換を行う熱交換器を備える空気調和機であって、前記熱交換器は、一端部と、他端部と、を有し、前記複数本の伝熱管は、空気が流れる方向に交差する方向に並んだ状態で前記一端部と前記他端部とを往復するように配設されて前記複数本の伝熱管の列を形成し、前記交差する方向に並んだ前記複数本の伝熱管の列は、前記空気が流れる方向の上流側に位置する第１列と、前記空気が流れる方向において前記第１列の隣に位置する第２列と、を有し、前記熱交換器の冷媒流路は、前記第２列の互いに離れた位置の２箇所のガス側流入口から凝縮器として作用する際のガス冷媒が流入し、前記一端部と前記他端部とを往復しながら互いに近づく方向に冷媒流路を構成し、前記一端部で、前記２箇所のガス側流入口からの冷媒流路が合流し、前記第２列から前記第１列の伝熱管へ冷媒流路が接続され、前記第１列を前記一端部と前記他端部とを往復しながら、前記第２列)の一方の前記ガス側流入口と同じ段から前記第２列の他方の前記ガス側流入口と同じ段までの範囲に冷媒流路を構成し、液側流出口に至ることを特徴とする。

本発明によれば、熱交換器の熱交換性能を向上して、高性能な空気調和機を提供することができる。

第１実施形態に係る空気調和機の構成模式図である。 （ａ）は、第１実施形態に係る空気調和機の室外機における室外熱交換器の配置を示す斜視図であり、（ｂ）は、Ａ−Ａ線断面図である。 第１実施形態に係る空気調和機の室外熱交換器における冷媒流路の配置図である。 液側分配管の流路抵抗による性能影響を示す説明図である。 冷媒流路の配置図の変形例である。 第２実施形態に係る空気調和機の室外熱交換器における冷媒流路の配置図である。 第３実施形態に係る空気調和機の室外熱交換器における冷媒流路の配置図である。 参考例に係る空気調和機の構成模式図である。 （ａ）は、参考例に係る空気調和機の室外機における室外熱交換器の配置を示す斜視図であり、図９（ｂ）は、Ａ−Ａ断面図である。 参考例に係る空気調和機の室外熱交換器における冷媒流路の配置図である。 参考例に係る空気調和機の運転状態をモリエル線図上に示したものであり、（ａ）は冷房運転時を示し、（ｂ）は暖房運転時を示す。

以下、本発明を実施するための形態（以下「実施形態」という）について、適宜図面を参照しながら詳細に説明する。なお、各図において、共通する部分には同一の符号を付し重複した説明を省略する。

≪参考例≫
まず、本実施形態に係る空気調和機３００（後述する図１等参照）について説明する前に、参考例に係る空気調和機３００Ｃについて図８から図１１を用いて説明する。

図８は、参考例に係る空気調和機３００Ｃの構成模式図である。

図８に示すように、参考例に係る空気調和機３００Ｃは、室外機１００Ｃと、室内機２００と、を備えており、室外機１００Ｃと室内機２００とは液配管３０およびガス配管４０で接続されている。なお、室内機２００は空気調和する室内（空調空間内）に配置され、室外機１００Ｃは室外に配置される。

室外機１００Ｃは、圧縮機１０と、四方弁１１と、室外熱交換器１２Ｃと、室外膨張弁１３と、レシーバ１４と、液阻止弁１５と、ガス阻止弁１６と、アキュムレータ１７と、室外ファン５０と、を備えている。室内機２００は、室内膨張弁２１と、室内熱交換器２２と、室内ファン６０と、を備えている。

四方弁１１は、４つのポート１１ａ〜１１ｄを有しており、ポート１１ａは圧縮機１０の吐出側と接続され、ポート１１ｂは室外熱交換器１２Ｃ（後述するガスヘッダ１１１）と接続され、ポート１１ｃはガス阻止弁１６およびガス配管４０を介して室内機２００の室内熱交換器２２（後述するガスヘッダ２１１）と接続され、ポート１１ｄはアキュムレータ１７を介して圧縮機１０の吸込側と接続されている。また、四方弁１１は、４つのポート１１ａ〜１１ｄの連通を切り替えることができるようになっている。具体的には、空気調和機３００Ｃの冷房運転時には、図８に示すように、ポート１１ａとポート１１ｂとを連通させるとともに、ポート１１ｃとポート１１ｄとを連通させるようになっている。また、図示は省略するが、空気調和機３００Ｃの暖房運転時には、ポート１１ａとポート１１ｃとを連通させるとともに、ポート１１ｂとポート１１ｄとを連通させるようになっている。

室外熱交換器１２Ｃは、熱交換器部１１０Ｃと、熱交換器部１１０Ｃの下側に設けられたサブクーラ１３０と、を有している。

熱交換器部１１０Ｃは、冷房運転時には凝縮器として用いられ、暖房運転時には蒸発器として用いられるものであり、冷媒の流れ方向に対して、一方側（冷房運転時の上流側、暖房運転時の下流側）は、ガスヘッダ１１１と接続され、他方側（冷房運転時の下流側、暖房運転時の上流側）は、液側分配管１１２、デストリビュータ１１３を介して、室外膨張弁１３と接続されている。

サブクーラ１３０は、室外熱交換器１２Ｃの下部に形成されており、冷媒の流れ方向に対して、一方側（冷房運転時の上流側、暖房運転時の下流側）は、室外膨張弁１３と接続され、他方側（冷房運転時の下流側、暖房運転時の上流側）は、レシーバ１４、液阻止弁１５、液配管３０、室内膨張弁２１を介して、室内機２００の室内熱交換器２２（後述するデストリビュータ２１３）と接続されている。

室内熱交換器２２は、熱交換器部２１０を有している。熱交換器部２１０は、冷房運転時には蒸発器として用いられ、暖房運転時には凝縮器として用いられるものであり、冷媒の流れ方向に対して、一方側（冷房運転時の上流側、暖房運転時の下流側）は、液側分配管２１２を介してデストリビュータ２１３と接続され、他方側（冷房運転時の下流側、暖房運転時の上流側）は、ガスヘッダ２１１と接続されている。

次に、参考例に係る空気調和機３００Ｃの冷房運転時における動作について説明する。なお、冷房運転時には、ポート１１ａとポート１１ｂとが連通するとともに、ポート１１ｃとポート１１ｄとが連通するように四方弁１１が切り替えられている。

圧縮機１０から吐出した高温のガス冷媒は、四方弁１１（ポート１１ａ，１１ｂ）を経由して、ガスヘッダ１１１から室外熱交換器１２Ｃの熱交換器部１１０Ｃに送られる。熱交換器部１１０Ｃへ流入した高温のガス冷媒は、室外ファン５０によって送られた室外空気と熱交換し、凝縮して液冷媒になる。その後、液冷媒は、液側分配管１１２、デストリビュータ１１３、室外膨張弁１３を通過後、サブクーラ１３０、レシーバ１４、液阻止弁１５、液配管３０を介して室内機２００へ送られる。室内機２００へ送られた液冷媒は、室内膨張弁２１で減圧されて、デストリビュータ２１３、液側分配管２１２を通過して、室内熱交換器２２の熱交換器部２１０に送られる。熱交換器部２１０へ流入した液冷媒は、室内ファン６０によって送られた室内空気と熱交換し、蒸発してガス冷媒になる。この際、熱交換器部２１０で熱交換することにより冷却された室内空気は、室内ファン６０によって室内機２００から室内に吹き出され、室内の冷房が行われる。その後、ガス冷媒は、ガスヘッダ２１１、ガス配管４０を介して室外機１００Ｃへ送られる。室外機１００Ｃに送られたガス冷媒は、ガス阻止弁１６、四方弁１１（ポート１１ｃ，１１ｄ）を経由して、アキュムレータ１７を通過し、再び圧縮機１０へ流入し圧縮される。

次に、参考例に係る空気調和機３００Ｃの暖房運転時における動作について説明する。なお、暖房運転時には、ポート１１ａとポート１１ｃとが連通するとともに、ポート１１ｂとポート１１ｄとが連通するように四方弁１１が切り替えられている。

圧縮機１０から吐出した高温のガス冷媒は、四方弁１１（ポート１１ａ，１１ｄ）を経由して、ガス阻止弁１６、ガス配管４０を介して室内機２００へ送られる。室内機２００へ送られた高温のガス冷媒は、ガスヘッダ２１１から室内熱交換器２２の熱交換器部２１０に送られる。熱交換器部２１０へ流入した高温のガス冷媒は、室内ファン６０によって送られた室内空気と熱交換し、凝縮して液冷媒になる。この際、熱交換器部２１０で熱交換することにより加熱された室内空気は、室内ファン６０によって室内機２００から室内に吹き出され、室内の暖房が行われる。その後、液冷媒は、液側分配管２１２、デストリビュータ２１３、室内膨張弁２１を通過後、液配管３０を介して室外機１００Ｃへ送られる。室外機１００Ｃへ送られた液冷媒は、液阻止弁１５、レシーバ１４、サブクーラ１３０を経由して、室外膨張弁１３で減圧されて、デストリビュータ１１３、液側分配管１１２を通過して、室外熱交換器１２Ｃの熱交換器部１１０Ｃに送られる。熱交換器部１１０Ｃへ流入した液冷媒は、室外ファン５０によって送られた室外空気と熱交換し、蒸発してガス冷媒になる。その後、ガス冷媒は、ガスヘッダ１１１、四方弁１１（ポート１１ｂ，１１ｄ）を経由して、アキュムレータ１７を通過し、再び圧縮機１０へ流入し圧縮される。

ここで、冷凍サイクル内に封入され、冷房運転時および暖房運転時に熱エネルギを運搬する作用をなす冷媒には、一例として、Ｒ４１０Ａ、Ｒ３２、Ｒ３２とＲ１２３４ｙｆとを含む混合冷媒、Ｒ３２とＲ１２３４ｚｅ（Ｅ）とを含む混合冷媒等が用いられている。なお、以下の説明においては、冷媒としてＲ３２を使用した場合を例に説明するが、他の冷媒を用いた場合についても、以下に説明する圧力損失、熱伝達率、および比エンタルピ差等の冷媒物性によりもたらされる作用・効果は同様に得られるため、他の冷媒を使用した場合の詳細な説明は割愛する。

次に、参考例に係る空気調和機３００Ｃの冷房運転時における運転状態をについて説明する。図１１（ａ）は、参考例に係る空気調和機３００Ｃの冷房運転時における運転状態をモリエル線図上に示したものである。

図１１（ａ）は、縦軸を圧力Ｐ、横軸を比エンタルピｈとするモリエル線図（Ｐ−ｈ線図）であり、符号ＳＬで示す曲線は飽和線であり、点Ａから点Ｆは冷媒の状態変化を示す。具体的には、Ａ点からＢ点は圧縮機１０での圧縮動作を示し、Ｂ点からＣ点は凝縮器として作用する室外熱交換器１２Ｃの熱交換器部１１０Ｃでの凝縮動作を示し、Ｃ点からＤ点は室外膨張弁１３での通過時圧力損失を示し、Ｄ点からＥ点はサブクーラ１３０での放熱動作を示し、Ｅ点からＦ点は室内膨張弁２１での減圧動作を示し、Ｆ点からＡ点は蒸発器として作用する室内熱交換器２２の熱交換器部２１０での蒸発動作を示しており、一連の冷凍サイクルを構成している。また、Δｈｃｏｍｐは圧縮機１０での圧縮動力で生じる比エンタルピ差を示し、Δｈｃは凝縮器での凝縮動作で生じる比エンタルピ差を示し、Δｈｓｃはサブクーラ１３０での放熱動作で生じる比エンタルピ差を示し、Δｈｅは蒸発器での蒸発動作で生じる比エンタルピ差を示す。

ここで、冷房能力Ｑｅ［ｋＷ］は、蒸発器での比エンタルピ差Δｈｅ［ｋＪ／ｋｇ］、冷媒循環量Ｇｒ［ｋｇ／ｓ］を用いて、式（１）で示すことができる。また、冷房運転時の成績係数ＣＯＰｅ［−］は、蒸発器での比エンタルピ差Δｈｅ［ｋＪ／ｋｇ］、圧縮機１０での圧縮動力で生じる比エンタルピ差Δｈｃｏｍｐ［ｋＪ／ｋｇ］を用いて、式（２）で示すことができる。
Ｑｅ＝Δｈｅ・Ｇｒ ・・・ （１）
ＣＯＰｅ＝Δｈｅ／Δｈｃｏｍｐ ・・・ （２）

次に、参考例に係る空気調和機３００Ｃの暖房運転時における運転状態をについて説明する。図１１（ｂ）は、参考例に係る空気調和機３００Ｃの暖房運転時における運転状態をモリエル線図上に示したものである。

前述のように、暖房運転時においては、冷房運転時の冷凍サイクル状態と比較して、室外熱交換器１２Ｃの熱交換器部１１０Ｃと室内熱交換器２２の熱交換器部２１０とが凝縮器と蒸発器とで入れ替わって動作を行うが、それ以外の動作はほぼ同様である。

即ち、Ａ点からＢ点は圧縮機１０での圧縮動作を示し、Ｂ点からＣ点は凝縮器として作用する室内熱交換器２２の熱交換器部２１０での凝縮動作を示し、Ｃ点からＤ点は室内膨張弁２１での通過時圧力損失を示し、Ｄ点からＥ点はサブクーラ１３０での放熱動作を示し、Ｅ点からＦ点は室外膨張弁１３での減圧動作を示し、Ｆ点からＡ点は蒸発器として作用する室外熱交換器１２の熱交換器部１１０Ｃでの蒸発動作を示しており、一連の冷凍サイクルを構成している。

なお、暖房能力Ｑｃ［ｋＷ］は式（３）で示すことができ、暖房運転時の成績係数ＣＯＰｃ［−］は式（４）で示すことができる。
Ｑｃ＝Δｈｃ・Ｇｒ ・・・ （３）
ＣＯＰｃ＝Δｈｃ／Δｈｃｏｍｐ
＝１＋ＣＯＰｅ−Δｈｓｃ／Δｈｃｏｍｐ ・・・ （４）

なお、暖房運転時において、サブクーラ１３０での冷媒の温度が外気温より高い場合、外気に対して放熱ロスが大きくなる。このため、暖房運転時の成績係数ＣＯＰｃを高く保つためには、サブクーラ１３０での放熱量をできるだけ小さくする（即ち、Δｈｓｃを小さくする）必要がある。一方、サブクーラ１３０は、図８に示すように、室外熱交換器１２Ｃの熱交換器部１１０Ｃの下部に設置されており、暖房運転時におけるドレンパンの凍結防止や、霜の堆積防止の効果がある。

また、図１１（ａ）および図１１（ｂ）を対比して示すように、室外熱交換器１２Ｃの熱交換器部１１０Ｃは、蒸発器として使用するとき（図１１（ｂ）のＦ−Ａ間）よりも、凝縮器として使用するとき（図１１（ａ）のＢ−Ｃ間）の方が、冷媒圧力が高く、冷媒流速が低いため、相対的に圧力損失が小さくなるとともに、表面熱伝達率が小さくなる。このため、冷房運転と暖房運転とを切り替えて使用する空気調和機３００Ｃにおいては、熱交換器部１１０Ｃの一流路あたりの冷媒循環量を、冷房と暖房の双方でバランスがよい流量になるように、熱交換器部１１０Ｃの流路分岐数が設定される。

＜室外熱交換器１２Ｃ＞
前述のように、熱交換器の高効率化を図るためには、熱交換器の途中で冷媒流路の合流や分岐を行う手法が取られる。参考例に係る空気調和機３００Ｃの室外熱交換器１２Ｃの構成について、図９および図１０を用いて更に説明する。図９（ａ）は、参考例に係る空気調和機３００Ｃの室外機１００Ｃにおける室外熱交換器１２Ｃの配置を示す斜視図であり、図９（ｂ）は、Ａ−Ａ断面図である。

図９（ａ）に示すように、室外機１００Ｃの内部は、仕切り板１５０で仕切られており、一方の部屋（図９（ａ）において右側）には室外熱交換器１２Ｃ、室外ファン５０、室外ファンモータ５１（図９（ｂ）に参照）が配置され、他方の部屋（図９（ａ）において左側）には圧縮機１０、アキュムレータ１７等が配置される。

室外熱交換器１２Ｃは、ドレンパン１５１の上に載置され、筐体の２辺に沿う形でＬ字型に曲げられて設置されている。また、図９（ｂ）に示すように、室外空気の流れを矢印Ａｆで示す。室外ファン５０により室外機１００Ｃの内部に吸い込まれた室外空気Ａｆは、室外熱交換器１２Ｃを通過し、通気口５２から室外機１００Ｃの外部に排出されるようになっている。

図１０は、参考例に係る空気調和機３００Ｃの室外熱交換器１２Ｃにおける冷媒流路の配置図である。なお、図１０は、室外熱交換器１２Ｃの一端側Ｓ１（図９（ａ）参照）を見た図である。

室外熱交換器１２Ｃは、フィン１と、ターン部２Ｕを有して水平方向に往復する伝熱管２と、Ｕベンド３と、冷媒流路の合流部である三又ベント４と、を備えて構成されている。また、図１０においては、室外熱交換器１２Ｃが室外空気Ａｆの流れ方向に対して、伝熱管２を２列（第１列目Ｆ１、第２列目Ｆ２）配列して構成する場合を示す。また、伝熱管２は、第１列目Ｆ１と第２列目Ｆ２とで千鳥配置されている。また、図１０に示すように、右側から左側に流れる室外空気Ａｆの流れに対して、室外熱交換器１２Ｃの熱交換器部１１０Ｃを凝縮器として使用する（即ち、空気調和機３００Ｃの冷房運転時）際には、冷媒の流れは左側（ガスヘッダ１１１の側）から右側（デストリビュータ１１３の側）に流れるようになっており、疑似的に対向流となるように構成されている。

室外熱交換器１２Ｃの熱交換器部１１０Ｃを凝縮器として使用する（即ち、空気調和機３００Ｃの冷房運転時）際には、第２列目Ｆ２のガス側流入口Ｇ１，Ｇ２から流入したガス冷媒は、Ｌ字型に曲げられた室外熱交換器１２Ｃの一端部Ｓ１（図９（ａ）参照）と他端部Ｓ２（図９（ａ）参照）とを水平方向に往復しながら伝熱管２内を流通する。

この際、一端部Ｓ１（図９（ａ）参照）では、伝熱管２の端部と、同じ列（第２列目Ｆ２）の隣接する伝熱管２の端部と、をＵ字型に曲げられたＵベンド３をロウ付けにより接続することにより、冷媒流路が構成されている。また、他端部Ｓ２（図９（ａ）参照）では、伝熱管２をヘアピン形状に曲げた構造のターン部２Ｕ（図１０において破線で示す）を有することにより、ロウ付け部を有さずに、冷媒流路が構成されている。

このようにして、ガス側流入口Ｇ１，Ｇ２から流入したガス冷媒は、伝熱管２内を水平方向に往復しながら、互いに垂直方向に近づく方向（ガス側流入口Ｇ１からの冷媒は下方向、ガス側流入口Ｇ２からの冷媒は上方向）に流れ、上下に隣り合う位置まで至ったところで、三又ベンド４にて合流し、室外空気Ａｆの上流側に位置する第１列目Ｆ１の伝熱管２に流入する。なお、三又ベンド４は、第２列目Ｆ２の２つの伝熱管２の端部と、第１列目Ｆ１の１つの伝熱管２の端部と、をロウ付けにより接続し、冷媒流路の合流部が構成される。

三又ベンド４から第１列目Ｆ１の伝熱管２に流入した冷媒は、伝熱管２内を水平方向に往復しながら、上方向に流れ、液側流出口Ｌ１にて液側分配管１１２へと流出する。なお、以下の説明において、２つのガス側流入口（Ｇ１，Ｇ２）から流入し、三又ベンド４にて合流して、１つの液側流出口（Ｌ１）から流出するまでの冷媒流路を１つの「パス」と称するものとする。そして、液側分配管１１２へと流出した液冷媒は、デストリビュータ１１３にて他のパスからの液冷媒と合流し、室外膨張弁１３、サブクーラ１３０へと至って、レシーバ１４へと流通する。

ここで、図１０に示すように、ガス側流入口Ｇ３，Ｇ４から液側出口Ｌ２に至る冷媒流路は、ガス側流入口Ｇ１，Ｇ２から液側出口Ｌ１に至る冷媒流路と比較して、液側の第１列目Ｆ１で冷媒流路が長くなっている。また、ガス側流入口Ｇ５，Ｇ６から液側出口Ｌ３に至る冷媒流路は、ガス側流入口Ｇ１，Ｇ２から液側出口Ｌ１に至る冷媒流路と比較して、ガス側の第２列目Ｆ２で冷媒流路が短くなっている。

このように、参考例に係る空気調和機３００Ｃの室外熱交換器１２Ｃ（熱交換器部１１０Ｃ）においては、対向流配置と、途中合流と、を両立させる場合、各パスにおける冷媒流路の長さを均等にすることが困難であるという課題があった。このため、冷房運転と暖房運転の双方において最適な冷媒分配を設定することができなくなり、一方の運転（例えば、暖房運転）の出口比エンタルピを合わせるように液側分配管１１２の流路抵抗を設定した場合には、他方の運転（例えば、冷房運転）の比エンタルピ（冷媒の温度または乾き度）に各パスにおける冷媒流路ごとの差異を生じてしまい、結果として室外熱交換器１２Ｃ（熱交換器部１１０Ｃ）の効率が低下する。

また、前述のように、暖房運転時の成績係数ＣＯＰｃを高く保つため、サブクーラ１３０での放熱量をできるだけ小さくすることが望ましい。このため、サブクーラ１３０を室外空気Ａｆの流れ方向に対して上流側となる第１列目Ｆ１に配置して、サブクーラ１３０の配置された位置と対応する下流側の第２列目Ｆ２には、液側出口Ｌ７を配置して、液側出口Ｌ７からガス側流入口Ｇ１３，Ｇ１４へと流れるパスによりサブクーラ１３０で放熱された熱エネルギを効率的に回収するようになっている。

しかしながら、図１０に示す参考例に係る空気調和機３００Ｃの室外熱交換器１２Ｃ（熱交換器部１１０Ｃ）においては、暖房運転時において、最下部のパス（ガス側流入口Ｇ１３，Ｇ１４から液側出口Ｌ７へと流れるパス）が対向流的な配置となっておらず、冷房性能の向上に課題があった。

≪第１実施形態≫
次に、第１実施形態に係る空気調和機３００について図１から図４を用いて説明する。図１は、第１実施形態に係る空気調和機３００の構成模式図である。図２（ａ）は、第１実施形態に係る空気調和機３００の室外機１００における室外熱交換器１２の配置を示す斜視図であり、図２（ｂ）は、Ａ−Ａ線断面図である。

第１実施形態に係る空気調和機３００（図１および図２参照）は、参考例に係る空気調和機３００Ｃ（図８および図９参照）と比較して、室外機１００の構成が異なっている。具体的には、参考例の室外機１００Ｃは、熱交換器部１１０Ｃと、サブクーラ１３０と、を有する室外熱交換器１２Ｃを備えるのに対し、第１実施形態の室外機１００は、熱交換器部１１０と、サブクーラ１２０と、サブクーラ１３０と、を有する室外熱交換器１２を備える点で異なっている。その他の構成は同様であり、重複する説明は省略する。

室外熱交換器１２は、熱交換器部１１０と、熱交換器部１１０の下側に設けられたサブクーラ１２０と、サブクーラ１２０の下側に設けられたサブクーラ１３０と、を有している。

熱交換器部１１０は、冷房運転時には凝縮器として用いられ、暖房運転時には蒸発器として用いられるものであり、冷媒の流れ方向に対して、一方側（冷房運転時の上流側、暖房運転時の下流側）は、ガスヘッダ１１１と接続され、他方側（冷房運転時の下流側、暖房運転時の上流側）は、液側分配管１１２を介してデストリビュータ１１３と接続されている。

サブクーラ１２０は、室外熱交換器１２の下部でサブクーラ１３０よりも上側に形成されており、冷媒の流れ方向に対して、一方側（冷房運転時の上流側、暖房運転時の下流側）は、デストリビュータ１１３と接続され、他方側（冷房運転時の下流側、暖房運転時の上流側）は、室外膨張弁１３と接続されている。

サブクーラ１３０は、室外熱交換器１２の下部でサブクーラ１２０よりも下側に形成されており、冷媒の流れ方向に対して、一方側（冷房運転時の上流側、暖房運転時の下流側）は、室外膨張弁１３と接続され、他方側（冷房運転時の下流側、暖房運転時の上流側）は、レシーバ１４、液阻止弁１５、液配管３０、室内膨張弁２１を介して、室内機２００の室内熱交換器２２（後述するデストリビュータ２１３）と接続されている。

このような構成のため、空気調和機３００の冷房運転時には、ガスヘッダ１１１から熱交換器部１１０へ流入した高温のガス冷媒は、室外ファン５０によって送られた室外空気と熱交換し、凝縮して液冷媒になる。その後、液冷媒は、液側分配管１１２、デストリビュータ１１３、サブクーラ１２０、室外膨張弁１３を通過後、サブクーラ１３０、レシーバ１４、液阻止弁１５、液配管３０を介して室内機２００へ送られる。

また、空気調和機３００の暖房運転時には、室内機２００から液配管３０を介して室外機１００へ送られた液冷媒は、液阻止弁１５、レシーバ１４、サブクーラ１３０を経由して、室外膨張弁１３で減圧されて、サブクーラ１２０、デストリビュータ１１３、液側分配管１１２を通過して、室外熱交換器１２Ｃの熱交換器部１１０に送られる。熱交換器部１１０へ流入した液冷媒は、室外ファン５０によって送られた室外空気と熱交換し、蒸発してガス冷媒になり、ガスヘッダ１１１へ送られる。

＜室外熱交換器１２＞
第１実施形態に係る空気調和機３００の室外熱交換器１２の構成について、図３を用いて更に説明する。図３は、第１実施形態に係る空気調和機３００の室外熱交換器１２における冷媒流路の配置図である。なお、図３は、室外熱交換器１２の一端側Ｓ１（図２（ａ）参照）を見た図である。

室外熱交換器１２は、フィン１と、ターン部２Ｕを有して水平方向に往復する伝熱管２と、Ｕベンド３と、冷媒流路の合流部である三又ベント４と、繋ぎパイプ５と、を備えて構成されている。なお、室外熱交換器１２は、参考例の室外熱交換器１２Ｃ（図１０参照）と同様に、伝熱管２を２列（第１列目Ｆ１、第２列目Ｆ２）配列して構成され、伝熱管２が第１列目Ｆ１と第２列目Ｆ２とで千鳥配置され、室外熱交換器１２の熱交換器部１１０を凝縮器として使用する（即ち、空気調和機３００の冷房運転時）際には、冷媒の流れと室外空気Ａｆの流れが疑似的に対向流となるように構成されている。

室外熱交換器１２（熱交換器部１１０）の１番目のパス（ガス側流入口Ｇ１，Ｇ２から液側出口Ｌ１へと流れるパス）の冷媒の流れについて説明する。ガス側流入口Ｇ１，Ｇ２から流入したガス冷媒は、伝熱管２内を水平方向に往復しながら、互いに垂直方向に近づく方向（ガス側流入口Ｇ１からの冷媒は下方向、ガス側流入口Ｇ２からの冷媒は上方向）に流れ、上下に隣り合う位置まで至ったところで、三又ベンド４にて合流し、室外空気Ａｆの上流側に位置する第１列目Ｆ１の伝熱管２に流入する。

三又ベンド４から第１列目Ｆ１の伝熱管２に流入した冷媒は、伝熱管２内を水平方向に往復しながら、上方向に流れ、ガス側流入口Ｇ１と同一段（なお、第１列目Ｆ１と第２列目Ｆ２とは伝熱管２が千鳥配置されているため、ガス側流入口Ｇ１よりも半ピッチ下がった位置）で繋ぎパイプ５により、三又ベンド４と接続する第１列目Ｆ１の伝熱管２よりもひとつ下の伝熱管２に流入する。なお、繋ぎパイプ５は、ガス側流入口Ｇ１と同一段となる第１列目Ｆ１の伝熱管２の端部と、三又ベンド４と接続する第１列目Ｆ１の伝熱管２よりもひとつ下の伝熱管２の端部と、をロウ付けにより接続し、冷媒流路が構成される。

繋ぎパイプ５から伝熱管２に流入した冷媒は、伝熱管２内を水平方向に往復しながら、下方向に流れ、ガス側流入口Ｇ２と同一段（なお、第１列目Ｆ１と第２列目Ｆ２とは伝熱管２が千鳥配置されているため、ガス側流入口Ｇ２よりも半ピッチ下がった位置）で液側流出口Ｌ１にて液側分配管１１２へと流出する。

即ち、ガス側流入口Ｇ１から三又ベント４までの伝熱管２の水平方向の往復回数と、ガス側流入口Ｇ２から三又ベント４までの伝熱管２の水平方向の往復回数と、三又ベント４から繋ぎパイプ５までの伝熱管２の水平方向の往復回数と、繋ぎパイプ５から液側流出口Ｌ１までの伝熱管２の水平方向の往復回数と、が等しくなっている。

その後、液側分配管１１２へと流出した液冷媒は、デストリビュータ１１３にて他のパスからの液冷媒と合流し、サブクーラ１２０、室外膨張弁１３、サブクーラ１３０へと至って、レシーバ１４へと流通する。

そして、室外熱交換器１２の２番目のパス（ガス側流入口Ｇ３，Ｇ４から液側出口Ｌ２へと流れるパス）は、１番目のパス（ガス側流入口Ｇ１，Ｇ２から液側出口Ｌ１へと流れるパス）と同様の冷媒流路となっている。以下のパスについても同様であり、室外熱交換器１２（熱交換器部１１０）は、１番目のパスと同様の冷媒流路を複数（図３の例では７つ）備えている。

このような構成とすることにより、第１実施形態に係る空気調和機３００の室外熱交換器１２（熱交換器部１１０）は、対向流配置と、途中合流と、を両立させ、各パスにおける冷媒流路の長さを均等にすることができる。これにより、冷房運転と暖房運転の双方において好適な冷媒分配となるように液側分配管１１２の流路抵抗を設定することができる。

つまり、暖房運転において、出口比エンタルピを合わせるように液側分配管１１２の流路抵抗を設定する際、各パスの冷媒流路が同様であるため、各パスにおける液側分配管１１２の流路抵抗に差異を付ける必要がなくなる。このため、冷房運転において、液側分配管１１２の流路抵抗の差異に起因する各パスにおける冷媒流路の比エンタルピ（冷媒の温度または乾き度）の差異が生じることを防止して、熱交換効率が低下することを防止する。これにより、冷房運転と暖房運転の双方において、空気調和機３００の性能を向上させることができる。

また、暖房運転時のパスの冷媒流路の分岐部として、三又ベンド４を用いている。室外熱交換器１２の熱交換器部１１０を蒸発器として用いる暖房運転時には、液側出口Ｌ２から流入した液冷媒が室外熱交換器１２の第１列目Ｆ１で室外空気と熱交換され、気液混合冷媒となる。三又ベンド４の三又部分では、第１列目Ｆ１の伝熱管２の端部と接続される側からみて、２つの第２列目Ｆ２の伝熱管２の端部と接続される側への分岐部の冷媒流路形状が、対称な形状（左右均等形状）となっている（図示せず）。これにより、冷媒が三又ベンド４の三又部分と衝突して分岐することにより、ガス側流入口Ｇ１へ流れる冷媒と、ガス側流入口Ｇ２へ流れる冷媒との、液冷媒とガス冷媒との割合が均等になり、蒸発器出口部分での乾き度あるいは比エンタルピを略均等にすることができる。これにより、暖房運転時の熱交換性能が高くなり、高効率な空気調和機３００を実現できる。

また、例えば、特許文献１の熱交換器では、熱交換器の中間よりやや下側から上段まで繋ぐ配管と、その配管の先で分岐する三又部と、を有する三又配管を、伝熱管に接続するように構成されている（特許文献１の図１参照）。この様な構成のため、まず、三又部と配管とを溶融温度が高めのロウ材にて接続して三又配管を作成し、その後、伝熱管と三又配管とを溶融温度が低めのロウ材にて接続する必要がある。このため、工数増加や、三又部と配管とのロウ付け部の再溶融によるガス漏れ不良の発生など、製品信頼性の低下が生じやすい。これに対し、第１実施形態の室外熱交換器１２では、Ｕベンド３、三又ベンド４、繋ぎパイプ５を伝熱管２にロウ付けすることにより、室外熱交換器１２を製造することができ、熱交換性能を向上させるとともに、製造工数の削減、信頼性の向上を図ることができる。

また、図１および図３に示すように、第１実施形態に係る空気調和機３００の室外熱交換器１２は、サブクーラ１２０を備えており、冷媒の流れ方向に対して、デストリビュータ１１３と室外膨張弁１３との間に、サブクーラ１２０が配置されている。別の表現を用いれば、サブクーラ１２０とサブクーラ１３０との間に、室外膨張弁１３が配置されている。

このような構成により、空気調和機３００の冷房運転時において、熱交換器部１１０の各パスからの液冷媒がデストリビュータ１１３にて合流して、サブクーラ１２０に流入するようになっている。これより、冷媒の流速が増加し、冷媒側熱伝達率が向上することにより、室外熱交換器１２の熱交換性能が向上し、空気調和機３００の性能が向上する。

また、空気調和機３００の暖房運転時において、室外膨張弁１３で減圧され冷媒温度が低下した液冷媒が、サブクーラ１２０に流入するようになっている。これにより、サブクーラ１２０における放熱量を低減して、暖房運転時の成績係数ＣＯＰｃを向上させることができる。なお、サブクーラ１２０に流入する冷媒温度を暖房運転時の室外空気Ａｆの外気温度より低くすることにより、好適にサブクーラ１２０における放熱量を低減することができる。

また、図３に示すように、サブクーラ１２０およびサブクーラ１３０は、室外熱交換器１２の第１列目Ｆ１に設けられ、最下段にサブクーラ１３０が設けられ、その上にサブクーラ１２０が設けられている。

ここで、室外熱交換器１２（熱交換器部１１０）の８番目のパス（ガス側流入口Ｇ１５，Ｇ１６から液側出口Ｌ８へと流れるパス）は、ガス側流入口Ｇ１５，Ｇ１６から三又ベント４で合流するまでの第２列目Ｆ２の第１熱交換領域と、第１熱交換領域と同じ段（但し、千鳥配置のため半ピッチずれる）で、途中に繋ぎパイプ５が接続される第１列目Ｆ１の第２熱交換領域と、サブクーラ１２０，１３０と同じ段（但し、千鳥配置のため半ピッチずれる）で第２列目Ｆ２の第３熱交換領域と、で構成されている。

このような構成により、空気調和機３００の冷房運転時において、第１熱交換領域と第２熱交換領域とは、冷媒の流れと室外空気Ａｆの流れが疑似的に対向流となるようになっている。そして、第３熱交換領域は第２列目Ｆ２にあるものの、同じ段の第１列目Ｆ１には、サブクーラ１２０，１３０が設けられており、サブクーラ１２０，１３０には熱交換器部１１０で熱交換された後の液冷媒が流入するので、第３熱交換領域でも冷媒の流れと室外空気Ａｆの流れが疑似的に対向流となるようになっている。また、室外空気Ａｆの流れ方向に対して、８番目のパスの液側出口Ｌ８をサブクーラ１３０の下流側に設けることにより、空気調和機３００の暖房運転時において、サブクーラ１３０で放熱された熱エネルギを８番目のパスの第３熱交換領域で効率的に回収するようになっている。これにより、冷房運転と暖房運転の双方において、空気調和機３００の性能を向上させることができる。

また、室外熱交換器１２の第１列目Ｆ１は、垂直方向にみて、熱交換器部１１０、サブクーラ１２０、サブクーラ１３０の順に並ぶようになっている。このような配置とすることにより、暖房運転時において、蒸発器として作用する熱交換器部１１０と、ドレンパンの凍結防止等を目的として高温となるサブクーラ１３０との間に、その中間温度で動作するサブクーラ１２０を配置することができるので、フィン１を通じた熱伝導ロスを低減することができる。同様に、冷房運転時において、凝縮器として作用する熱交換器部１１０と、熱交換器部１１０で熱交換され室外膨張弁１３で減圧された液冷媒が流入して低温となるサブクーラ１３０との間に、その中間温度で動作するサブクーラ１２０を配置することができるので、フィン１を通じた熱伝導ロスを低減することができる。

＜液側分配管＞
次に、熱交換器部１１０の各パスの液側出口（Ｌ１，Ｌ２，…）と、デストリビュータ１１３と、を接続する液側分配管１１２の流路抵抗（圧力損失）について説明する。

液側分配管１１２の流路抵抗（圧力損失）は、各パスの分配管ごとに互いに±２０％以内に収まるように設定されることが望ましい。

ここで、液側分配管１１２の流路抵抗ΔＰＬｐ［Ｐａ］は、液側分配管１１２の管摩擦係数λ［−］、液側分配管１１２の長さＬ［ｍ］、液側分配管１１２の内径ｄ［ｍ］、冷媒密度ρ［ｋｇ／ｍ³ ］、冷媒流速ｕ［ｍ／ｓ］を用いて、式（５）で表すことができる。また、管摩擦係数λ［−］は、レイノルズ数Ｒｅ［−］を用いて、式（６）で表すことができる。また、レイノルズ数Ｒｅ［−］は、冷媒流速ｕ［ｍ／ｓ］、液側分配管１１２の内径ｄ［ｍ］、動粘性係数ν［Ｐａ・ｓ］を用いて、式（７）で表すことができる。
ΔＰＬｐ＝λ・（Ｌ／ｄ）・ρｕ² ／２ ・・・（５）
λ ＝０．３１６４・Ｒｅ^-0.25 ・・・（６）
Ｒｅ ＝ｕｄ／ν ・・・（７）

つまり、式（５）から求められた液側分配管１１２の流路抵抗ΔＰＬｐが、各パスの分配管ごとに互いに±２０％以内に収まるように設定されることが望ましい。そして、式（５）を液側分配管１１２の長さＬ［ｍ］、液側分配管１１２の内径ｄ［ｍ］について整理することにより、以下の式（８）に示す圧力損失係数ΔＰｃが各パスの分配管ごとに互いに±２０％以内に収まるように設定されることが望ましい。
ΔＰｃ ＝Ｌ／ｄ^5.25 ・・・（８）

図２（ｂ）に示すように、室外熱交換器１２に対して水平方向に送風する室外機１００では、上下に略一様な風速分布が得られる。また、図３に示すように、室外熱交換器１２の熱交換器部１１０は、１番目のパスと同様の冷媒流路を複数備えている。このような構成により、液側分配管１１２の流路抵抗を大きく調整しなくても（換言すれば、±２０％以内の調整で）、冷媒分配を一様にすることができる。さらに、液側分配管１１２の流路抵抗の差を小さくする（±２０％以内に収める）ことにより、冷房運転と暖房運転の双方において、冷媒分配に差が生じにくくすることができる。

加えて、液側分配管１１２の流路抵抗（圧力損失）は、熱交換器高さ寸法Ｈ［ｍ］により生じる液ヘッド差の５０％以上に設定されることが望ましい。即ち、冷房中間能力（定格能力に対して５０％程度と能力）運転時の分配管抵抗をΔＰＬｐｒｃとすると、式（９）を満たすことが望ましい。なお、ρは冷媒密度［ｋｇ／ｍ³ ］、ｇは重力加速度［ｋｇ／ｓ² ］である。
ΔＰＬｐｒｃ≧０．５ρｇＨ ・・・（９）

これにより、冷房運転時の定格能力に対して５０％程度と能力が小さく、凝縮器の冷媒圧力損失が小さくなる運転時においても、液ヘッド差による冷媒分配の悪化を防止することができ、冷房中間能力運転時のＣＯＰを向上することができる。

さらに、式（９）を満たすことは、熱交換器高さ寸法Ｈ［ｍ］が０．５ｍ以上である場合、冷房中間能力運転時の効率向上効果が大きいため、より効果的である。その理由は、熱交換器高さ寸法Ｈ［ｍ］が０．５ｍ以上の場合、冷媒側に生じるヘッド差が大きく、分配悪化による性能低下が生じやすくなるが、式（９）を満たすことにより、好適に冷媒分配の悪化を防止することができ、冷房中間能力運転時のＣＯＰを向上することができる。

図４は、第１実施形態に係る空気調和機３００の構成において、液側分配管１１２の流路抵抗による性能影響を示す説明図である。図４に示すグラフの横軸は、液側分配管１１２の流路抵抗を示し、縦軸は、冷房中間能力運転時のＣＯＰ、暖房定格運転時のＣＯＰ、ＡＰＦ（Annual Performance Factor；期間エネルギ効率）を示している。液側分配管１１２の流路抵抗による冷房中間能力運転時のＣＯＰの変化を実線で示し、液側分配管１１２の流路抵抗による暖房定格運転時のＣＯＰの変化を破線で示し、液側分配管１１２の流路抵抗によるＡＰＦの変化を点線で示す。また、図４には、式（９）を満たす領域を図示している。

図４に示すように、第１実施形態に係る空気調和機３００の構成において、液側分配管１１２の流路抵抗が増加するほど、冷房中間能力運転時のＣＯＰは向上するが、暖房定格運転時のＣＯＰが低下する傾向がある。これは、液側分配管１１２の流路抵抗の増加にしたがって、暖房運転時におけるサブクーラ１２０の温度が上昇し、サブクーラ１２０からの放熱量が増加するため、ＣＯＰが低下する。

そこで、暖房定格運転時のＣＯＰの低下をできる限り抑えつつ、ＡＰＦを高くすることができるように、暖房定格運転時の分配管抵抗ΔＰＬｐｄｔを式（１０）となるように設定することが望ましい。ここで、ΔＴｓａｔは、分配管抵抗による飽和温度差［Ｋ］である。
ΔＴｓａｔ（ΔＰＬｐｄｔ）≦５ ・・・（１０）

これにより、暖房定格運転時におけるサブクーラ１２０の温度を、外気温度よりも高くならないようにすることができ、放熱ロスを抑えて、ＣＯＰを向上させることができる。

また、第１実施形態に係る空気調和機３００の冷凍サイクルに用いられる冷媒としては、Ｒ３２、Ｒ４１０Ａ、Ｒ２９０、Ｒ１２３４ｙｆ、Ｒ１２３４ｚｅ（Ｅ）、Ｒ１３４ａ、Ｒ１２５Ａ、Ｒ１４３ａ、Ｒ１１２３、Ｒ２９０、Ｒ６００ａ、Ｒ６００、Ｒ７４４を単独または複数混合した冷媒を使用することができる。

特に、冷媒としてＲ３２（Ｒ３２単独またはＲ３２を７０重量％以上含む混合冷媒）やＲ７４４を使用する冷凍サイクルにおいて、第１実施形態に係る空気調和機３００の構成を好適に用いることができる。Ｒ３２（Ｒ３２を７０重量％以上含む混合冷媒）やＲ７４４を使用した場合、他の冷媒を使用する場合に比較して、熱交換器の圧力損失が小さくなる傾向があり、冷媒の液ヘッド差による分配悪化が生じやすい。このため、第１実施形態に係る空気調和機３００の構成を用いることにより、冷媒分配悪化を低減し、空気調和機３００の性能を向上させることができる。

なお、図３において、室外熱交換器１２（熱交換器部１１０）の１番目のパス（ガス側流入口Ｇ１，Ｇ２から液側出口Ｌ１へと流れるパス）は、三又ベンド４にて合流した後、第１列目Ｆ１で水平方向に往復しながら上方向に流れ、繋ぎパイプ５を経由して、三又ベンド４と接続する第１列目Ｆ１の伝熱管２よりもひとつ下の伝熱管２から水平方向に往復しながら下方向に流れるものとして説明したが、冷媒流路の構成はこれに限定されるものではない。

例えば、図５（ａ）のように、三又ベンド４にて合流した後、第１列目Ｆ１で水平方向に往復しながら下方向に流れ、繋ぎパイプ５Ａを経由して、三又ベンド４と接続する第１列目Ｆ１の伝熱管２よりもひとつ上の伝熱管２から水平方向に往復しながら上方向に流れる構成であってもよい。

また、図５（ｂ）のように、三又ベンド４にて合流した後、第１列目Ｆ１で水平方向に往復しながら上方向に流れ、繋ぎパイプ５Ｂを経由して、ガス側流入口Ｇ２と同一段（但し、千鳥配置のため半ピッチずれる）の第１列目Ｆ１の伝熱管２から水平方向に往復しながら上方向に流れる構成であってもよい。また、図示は省略するが、三又ベンド４にて合流した後、第１列目Ｆ１で水平方向に往復しながら下方向に流れ、繋ぎパイプ５を経由して、ガス側流入口Ｇ１と同一段（但し、千鳥配置のため半ピッチずれる）の第１列目Ｆ１の伝熱管２から水平方向に往復しながら下方向に流れる構成であってもよい。

なお、図５（ｂ）のような構成の場合、三又ベンド４と接続する第１列目Ｆ１の伝熱管２と、液側流出口Ｌ１と、が近接する。このため、図３や図５（ａ）のように、三又ベンド４と接続する第１列目Ｆ１の伝熱管２と、液側流出口Ｌ１と、が離れた構成とすることが、フィン１を通じた熱伝導ロスを低減する点からより望ましい。

≪第２実施形態≫
次に、第２実施形態に係る空気調和機３００について、図６を用いて説明する。図６は、第２実施形態に係る空気調和機３００の室外熱交換器１２Ａにおける冷媒流路の配置図である。なお、図６は、室外熱交換器１２Ａの一端側Ｓ１（図２（ａ）参照）を見た図である。

第２実施形態に係る空気調和機３００は、第１実施形態に係る空気調和機３００と比較して、室外熱交換器１２Ａの構成が異なっている。具体的には、室外熱交換器１２Ａは、伝熱管２を３列（第１列目Ｆ１、第２列目Ｆ２、第３列目Ｆ３）配列して構成されている点で異なっている。その他の構成は同様であり、重複する説明は省略する。

図６に示すように、ガス側流入口Ｇ１，Ｇ２から流入したガス冷媒は、第３列目Ｆ３の伝熱管２内を水平方向に往復しながら、互いに垂直方向に離れる方向（ガス側流入口Ｇ１からの冷媒は上方向、ガス側流入口Ｇ２からの冷媒は下方向）に流れ、所定の位置まで離れた後、第３列目Ｆ３の伝熱管２の端部から第２列目Ｆ２の伝熱管２の端部へと接続されたＵベントを介して、第２列目Ｆ２の伝熱管２に流入する。以降、第２列目Ｆ２および第１列目Ｆ１における冷媒の流れは、第１実施形態と同様である（図３参照）。換言すれば、第２実施形態の室外熱交換器１２Ａは、２列の室外熱交換器１２（図３参照）に対してガス側の冷媒流路を延長した構成となっている。

これにより、室外熱交換器１２Ａが３列の構成の場合においても、２列の場合（図３参照）と同様に空気調和機３００の高効率化を一層進めることができる。

≪第３実施形態≫
次に、第３実施形態に係る空気調和機３００について、図７を用いて説明する。図７は、第３実施形態に係る空気調和機３００の室外熱交換器１２Ｂにおける冷媒流路の配置図である。なお、図７は、室外熱交換器１２Ｂの一端側Ｓ１（図２（ａ）参照）を見た図である。

第３実施形態に係る空気調和機３００は、第２実施形態に係る空気調和機３００と同様に、室外熱交換器１２Ｂが伝熱管２を３列（第１列目Ｆ１、第２列目Ｆ２、第３列目Ｆ３）配列して構成されている。一方、第２実施形態の室外熱交換器１２Ａは第２列目Ｆ２と第１列目Ｆ１との間に三又ベント４を配置したのに対し、第３実施形態の室外熱交換器１２Ｂは第３列目Ｆ３と第２列目Ｆ２との間に三又ベント４を配置した点で異なっている。その他の構成は同様であり、重複する説明は省略する。

図７に示すように、第３実施形態の室外熱交換器１２Ｂにおける第３列目Ｆ３および第２列目２における冷媒の流れは、第１実施形態の室外熱交換器１２における第２列目Ｆ２および第１列目Ｆ１における冷媒の流れと同様である。ガス側流入口Ｇ２と同じ段で第２列目Ｆ２の伝熱管２の端部からガス側流入口Ｇ２と同じ段で第１列目Ｆ１の伝熱管２の端部へと接続されたＵベントを介して、第１列目Ｆ１の伝熱管２に流入する。そして、Ｕベントから第１列目Ｆ１の伝熱管２に流入した冷媒は、第１列目Ｆ１の伝熱管２内を水平方向に往復しながら、上方向に流れ、ガス側流入口Ｇ１と同一段で液側流出口Ｌ１にて液側分配管１１２へと流出する。換言すれば、第３実施形態の室外熱交換器１２Ｂは、２列の室外熱交換器１２（図３参照）に対して液側の冷媒流路を延長した構成となっている。

これにより、室外熱交換器１２Ｂが３列の構成の場合においても、２列の場合（図３参照）と同様に空気調和機３００の高効率化を一層進めることができる。加えて、三又ベント４で合流した後の冷媒流路（液側の冷媒流路）の流路長が長くなっており、相対的に伝熱管２内の冷媒流速の高い領域が増加する。

なお、空気調和機３００の定格能力や、伝熱管総長、伝熱管断面積、冷媒種類に応じて、最適な冷媒流速となるように、パス数とともに三又ベンド４の位置を第２実施形態のように第２列目Ｆ２と第１列目Ｆ１との間に配置する（図６参照）か、第３実施形態のように第３列目Ｆ３と第２列目Ｆ２との間に配置する（図７参照）か、のどちらかを選択することが望ましい。これにより、熱交換器性能をより向上させることができる。

また、現在主流となっている冷媒Ｒ４１０Ａに比べて、Ｒ３２やＲ７４４などを冷媒として使用した場合には冷媒流路における圧力損失が相対的に小さくなるため、第３実施形態（図７参照）のように液側の合流後の流路長を長めに選択することにより、室外熱交換器１２Ｂおよびこれを備えた空気調和機３００の性能を最大限に引き出すことが可能となる。

≪変形例≫
なお、本実施形態（第１〜３実施形態）に係る空気調和機３００は、上記実施形態の構成に限定されるものではなく、発明の趣旨を逸脱しない範囲内で種々の変更が可能である。

以上の説明において、空気調和機３００を例に説明したが、これに限られるものではなく、冷凍サイクルを備える冷凍サイクル装置に広く適用することができる。物品を冷蔵または加熱が可能な冷蔵加熱ショーケース、飲料缶を冷蔵または加熱する自動販売機、液体を加熱し貯留するヒートポンプ式給湯機等に冷凍サイクルを備える冷凍サイクル装置に広く適用することができる。

また、室外熱交換器１２（１２Ａ，１２Ｂ）は、室外空気の流れ方向に対して、２列または３列備えるものとして説明したが、これに限られるものではなく、４列以上あってもよい。

また、室内熱交換器２２についても、室外熱交換器１２（１２Ａ，１２Ｂ）と同様に、冷媒流路のパスＰ（図３参照）の構成を複数備えるようにしてもよい。また、室外熱交換器１２の液側分配管１１２の構成を室内熱交換器２２の液側分配管２１２に適用してもよい。

１ フィン
２ 伝熱管
３ Ｕパイプ
４ 三又パイプ
５ 繋ぎパイプ
１０ 圧縮機
１１ 四方弁
１２ 室外熱交換器
１３ 室外膨張弁
１４ レシーバ
１５ 液阻止弁
１６ ガス阻止弁
１７ アキュムレータ
２１ 室内膨張弁
２２ 室内熱交換器
３０ 液配管
４０ ガス配管
５０ 室外ファン
６０ 室内ファン
１００ 室外機
２００ 室内機
３００ 空気調和機
１１０ 熱交換器部
１１１ ガスヘッダ
１１２ 液側分配管
１１３ デストリビュータ
１２０ サブクーラ
１３０ サブクーラ
Ｓ１ 一端部
Ｓ２ 他端部
Ｆ１ 第１列目（複数本の伝熱管の列）
Ｆ２ 第２列目（複数本の伝熱管の列）
Ｆ３ 第３列目（複数本の伝熱管の列）
Ｇ１，Ｇ２ ガス側流入口
Ｌ１ 液側流出口

Claims (10)

1. 冷媒が流れる複数本の伝熱管を有し、空気との間で熱交換を行う熱交換器を備える空気調和機であって、
   前記熱交換器は、一端部と、他端部と、を有し、
   前記複数本の伝熱管は、空気が流れる方向に交差する方向に並んだ状態で前記一端部と前記他端部とを往復するように配設されて前記複数本の伝熱管の列を形成し、
   前記交差する方向に並んだ前記複数本の伝熱管の列は、
   前記空気が流れる方向の上流側に位置する第１列と、
   前記空気が流れる方向において前記第１列の隣に位置する第２列と、を有し、
   前記熱交換器の冷媒流路は、
   前記第２列の互いに離れた位置の２箇所のガス側流入口から凝縮器として作用する際のガス冷媒が流入し、
   前記一端部と前記他端部とを往復しながら互いに近づく方向に冷媒流路を構成し、
   前記一端部で、前記２箇所のガス側流入口からの冷媒流路が合流し、
   前記第２列から前記第１列の伝熱管へ冷媒流路が接続され、
   前記第１列を前記一端部と前記他端部とを往復しながら、前記第２列の一方の前記ガス側流入口と同じ段から前記第２列の他方の前記ガス側流入口と同じ段までの範囲に冷媒流路を構成し、液側流出口に至る
   ことを特徴とする空気調和機。
2. 前記第１列の冷媒流路は、
   前記第２列と接続された前記第１列の伝熱管から前記第２列の一方の前記ガス側流入口と同じ段の前記第１列の伝熱管までの第１冷媒流路と、
   前記第２列と接続された前記第１列の伝熱管
   の隣りの伝熱管から前記第２列の他方の前記ガス側流入口と同じ段の前記第１列の伝熱管までの第２冷媒流路と、
   前記第１冷媒流路と前記第２冷媒流路とを接続する繋ぎパイプと、を有する
   ことを特徴とする請求項１に記載の空気調和機。
3. 前記熱交換器は、
   前記２箇所のガス側流入口から前記液側流出口に至るまでの冷媒流路を複数有する
   ことを特徴とする請求項１または請求項２に記載の空気調和機。
4. 前記液側流出口は、それぞれ液側分配管が接続され、
   前記液側分配管の圧力損失は、互いに±２０％以内の圧力損失に設定される
   ことを特徴とする請求項３に記載の空気調和機。
5. 定格冷房能力の５０％を発生する冷房中間能力運転時の前記液側分配管の圧力損失ΔＰＬｐ［Ｐａ］、前記熱交換器の高さ寸法Ｈ［ｍ］、液冷媒密度ρＬ［ｋｇ／ｍ³ ］、重力加速度ｇ［ｋｇ／ｓ² ］とした場合、
   ΔＰＬｐ≧０.５ρＬ・ｇ・Ｈ
   を満たす
   ことを特徴とする請求項３に記載の空気調和機。
6. 暖房定格能力運転時の前記液側分配管の圧力損失ΔＰＬｐｄｔ［Ｐａ］による飽和温度差ΔＴｓａｔ（ΔＰＬｐｄｔ）が５Ｋ以下である
   ことを特徴とする請求項３に記載の空気調和機。
7. 前記熱交換器は、前記空気調和機の室外機内に設置され、
   前記熱交換器の下部に、液側流路を集約して流すサブクーラを２区画構成し、
   一方のサブクーラと他方のサブクーラの途中には膨張弁が設けられているととともに、
   前記空気調和機の暖房運転時に前記膨張弁で減圧作用をなす
   ことを特徴とする請求項１に記載の空気調和機。
8. 前記サブクーラのうち、暖房運転時に前記膨張弁の後流側に配置される前記サブクーラに流入する冷媒の冷媒温度を、暖房運転時に空気温度より低くする
   ことを特徴とする請求項７に記載の空気調和機。
9. 前記熱交換器の高さ寸法Ｈ［ｍ］が、０．５ｍ以上である
   ことを特徴とする請求項１に記載の空気調和機。
10. 冷媒としてＲ３２、Ｒ３２を７０重量％以上含む混合冷媒、Ｒ７４４のいずれかを用いる
    ことを特徴とする請求項１に記載の空気調和機。

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