JP3177299U - 冷暖房空調装置 - Google Patents

Abstract

【課題】風上側熱交換器の全面面積と風下側熱交換器の全面面積とが略同じであっても、風上側熱交換器から風下側熱交換器に流れる空気の圧損がなく熱交換性能に優れた冷暖房空調装置を提供する。
【解決手段】圧縮機５及び室内機用熱交換器６を有し、外気通風路７に対して風上側と風下側に直列接続により面対向して並設される風上側熱交換器１１及び風下側熱交換器１２が室外機用熱交換器として用いられ、暖房時には高温冷媒が風上側熱交換器１１に流れた後、断熱膨張により低温となった冷媒が風下側熱交換器１２に流れ、冷房時には高温冷媒が風下側熱交換器１２及び風上側熱交換器１１の順に流れる構成を有する冷暖房空調装置において、少なくとも風上側熱交換器１１はパラレルフロー型熱交換器とし、風上側熱交換器１１の通気抵抗Ｒ_１を風下側熱交換器１２の通気抵抗Ｒ_２より小さく構成する。
【選択図】図１

Description

本考案は、冷暖房空調装置（システム）の新規な構造に関する。

一般に、冷暖房空調装置の室外機用熱交換器においては、暖房運転時に、外気の温度が低下すると、室外機用熱交換器に霜が付着して、通風量の低下及び熱交換量の低下をきたすため、除霜する必要があった。

そのため、例えば特許文献１（特開平１０−２５３１８８号公報）においては、室外機用熱交換器を、風上側熱交換器と風下側熱交換器に分割し、暖房時に、室内側熱交換器から吐出された冷媒を風上側熱交換器、風下側熱交換器の順に流して、暖房運転中の除霜を行う構造のものが知られている（特許文献１、特許請求の範囲、図１等参照）。

また、例えば特許文献２（特開２００２−３３３２４２号公報）においては、上記のように並設された風上側熱交換器と風下側熱交換器を、切換弁や配管を付加させて冷暖房空調装置に組み込み、通常（暖房）運転と除霜運転とを切り換えて除霜を行う構造のものも知られている（特許文献２、特許請求の範囲、図２〜４参照）。

ところが、上記特許文献１及び２に記載の室外機用熱交換器は、風上側熱交換器が風下側熱交換器の全面を覆う構造であるため、室外機用熱交換器の設置スペースを広くする必要があった。また、風上側熱交換器が風下側熱交換器の全面を覆うため、通風路を流れる空気の圧損が多くなり、熱交換性能が低下するという問題もあった。更にまた、フィン・アンド・チューブ型の熱交換器は、伝熱フィン３に複数列の蛇行伝熱管４を貫通させる構造であるため、コアが厚くなり、その分設置スペースを広くする必要がある。

これに対し、特許文献３（特開２００８−２５８９７号公報）には、室外機用熱交換器の設置スペースの省スペース化が図れると共に、通風路を流れる空気の圧損を少なくして、熱交換性能の向上を図れるようにした冷暖房空調装置の室外機用熱交換器を提供することを意図した技術が開示されている。

即ち、特許文献３においては、風上側熱交換器を、風下側熱交換器の全面面積に対して１／４〜２／３の全面面積を有するアルミニウム製のパラレルフロー型熱交換器にて形成してなる、ことを特徴とする冷暖房空調装置の室外機用熱交換器が開示されている（特許文献３、要約等参照）。

特開平１０−２５３１８８号公報 特開２００２−３３３２４２号公報 特開２００８−２５８９７号公報

上記特許文献３に記載の室外機用熱交換器では、通風路を流れる空気の圧損を低減させるために、風上側熱交換器の全面面積を風下側熱交換器の全面面積の１／４〜２／３としなければならない。しかしながら、風上側熱交換器の伝熱面積が大きい方が熱交換器性能としても有利であり、風上側熱交換器の配置目的の一つである風下側熱交換器の暖房運転時の難着霜効果という面においても、風上側熱交換器と風下側熱交換器の全面面積（通風面積）を同一とし、風上側熱交換器からの通過空気が風下側熱交換器の全面に均一にあたる方が好ましい。

そこで、本考案の目的は、風上側熱交換器の全面面積と風下側熱交換器の全面面積とが略同じであっても、風上側熱交換器から風下側熱交換器に流れる空気に対する最適通気抵抗を実現し、熱交換性能に優れた冷暖房空調装置を提供することにある。

上記課題を解決するため、本考案は
圧縮機及び室内機用熱交換器を有し、外気通風路に対して風上側と風下側に直列接続により面対向して並設される風上側熱交換器及び風下側熱交換器が室外機用熱交換器として用いられ、暖房時には高温冷媒が前記風上側熱交換器に流れた後、断熱膨張により低温となった冷媒が前記風下側熱交換器に流れ、冷房時には高温冷媒が前記風下側熱交換器及び前記風上側熱交換器の順に流れる構成を有する冷暖房空調装置であって、
少なくとも上記風上側熱交換器は、上下に対峙する一対のアルミニウム製のヘッダーパイプと、前記一対のヘッダーパイプに連通する互いに平行なアルミニウム製の扁平熱交換管と、隣接する扁平熱交換管の間に介在されるアルミニウム製のフィンと、で構成されたパラレルフロー型熱交換器であり、
前記風上側熱交換器の通気抵抗Ｒ₁が前記風下側熱交換器の通気抵抗Ｒ₂より小さいこと、
を特徴とする冷暖房空調装置を提供する。

このような構成を有する本考案に係る冷暖房空調装置によれば、風上側熱交換器の全面面積と風下側熱交換器の全面面積とが略同じであっても、風上側熱交換器から風下側熱交換器に流れる空気に対する通気抵抗を最適化して熱交換性能を向上させることができる。

上記の本考案の冷暖房空調装置においては、上記風上側熱交換器及び上記風下側熱交換器のいずれもが、上下に対峙する一対のアルミニウム製のヘッダーパイプと、前記一対のヘッダーパイプに連通する互いに平行なアルミニウム製の扁平熱交換管と、隣接する扁平熱交換管の間に介在されるアルミニウム製のフィンと、で構成されたパラレルフロー型熱交換器であること、が好ましい。

このような構成を有する本考案の冷暖房空調装置によれば、風上側熱交換器と風下側熱交換器の双方を同じ構造にすることができる上、両熱交換器の厚さをフィン・アンド・チューブ型熱交換器に比較して薄くすることができる。加えて、扁平熱交換管を垂直方向に配列することで、扁平熱交換管に付着する結露水又は除霜により生じた水を溜まりにくくすることができる。また、熱交換性能を高性能に維持させた状態で、熱交換器を薄くすることができる。

また、上記の本考案の冷暖房空調装置においては、前記風上側熱交換器における前記フィンがルーバーレスコルゲートフィンであり、前記風下側熱交換器における前記フィンがルーバー付コルゲートフィンであること、が好ましい。

このような構成を有する本考案の冷暖房空調装置によれば、風上側熱交換器の全面面積と風下側熱交換器の全面面積とが略同じであっても、また、風上側熱交換器及び風下側熱交換器を略同じサイズとしつつ、確実に風上側熱交換器の通気抵抗Ｒ₁を風下側熱交換器の通気抵抗Ｒ₂より小さくすることができ、風上側熱交換器から風下側熱交換器に流れる空気に対する通気抵抗を最適化して熱交換性能を確実に向上させることができる。

また、上記の本考案の冷暖房空調装置においては、前記室内機用熱交換器と前記風上側熱交換器とを接続する配管に、暖房時に前記冷媒を通す第１の逆止弁と、冷房時にのみ機能して前記冷媒を減圧せずに通す第１の膨張弁と、が並列に介設されており、
前記風上側熱交換器と前記風下側熱交換器とを接続する配管に、冷房時に前記冷媒を通す第２の逆止弁と、暖房時にのみ機能して前記冷媒を減圧せずに通す第２の膨張弁と、が並列に介設されていること、が好ましい。

このような構成を有する本考案の冷暖房空調装置によれば、風上側熱交換器から風下側熱交換器に流れる空気の圧損を確実に低減させて、熱交換性能を向上させることができ、かつ、冷暖房空調装置としての機能を確実に発揮することができる。

また、上記の本考案の冷暖房空調装置においては、前記風上側熱交換器の通気抵抗Ｒ₁が２Ｐａ（ＡＦ−０．５ｍ／ｓｅｃ）〜１４Ｐａ（ＡＦ−３．０ｍ／ｓｅｃ）であり、前記風下側熱交換器の通気抵抗Ｒ₂が３Ｐａ（ＡＦ−０．５ｍ／ｓｅｃ）〜２８Ｐａ（ＡＦ−３．０ｍ／ｓｅｃ）であること、が好ましい。

このような構成を有する本考案の冷暖房空調装置によれば、風上側熱交換器から風下側熱交換器に流れる空気の圧損を確実に低減させて、熱交換性能を向上させることができ、かつ、冷暖房空調装置としての機能をより確実に発揮することができる。

本考案によれば、風上側熱交換器の全面面積と風下側熱交換器の全面面積とが略同じであっても、風上側熱交換器から風下側熱交換器に流れる空気の圧損がなく熱交換性能に優れた冷暖房空調装置を提供することができる。

本考案の一実施形態に係る冷暖房空調装置１の構造を示す概略構成図である（暖房運転時の状態）。 本考案の一実施形態に係る冷暖房空調装置１の構造を示す概略構成図である（冷房運転時の状態）。 図１及び図２の冷暖房空調装置１における室外機用熱交換器１０を構成する風上側熱交換器１１と風下側熱交換器１２の一例を展開して示す概略構成図である。 図１及び図２の冷暖房空調装置１における風上側熱交換器１１と風下側熱交換器１２の一例を示す斜視図である。 図１及び図２の冷暖房空調装置１における風上側熱交換器１１のフィン（ルーバーレス）１７の構造を示す部分拡大図（ａ）及び風下側熱交換器１２のフィン（ルーバー付き）１７の構造を示す部分拡大図（ｂ）である。 図１及び図２の冷暖房空調装置１における風下側熱交換器１２のフィン（ルーバー付き）１７と扁平熱交換管１８との構造の一例を示す部分写真である。 図１及び図２の冷暖房空調装置１における室外機用熱交換器１０に使用できる他の熱交換器の例を示す斜視図である。

以下において、本考案の冷暖房空調装置の一実施形態について、図面を参照しつつ詳細に説明するが、本考案はこれらのみに限定されるものではない。また、以下の説明では、同一又は相当部分には同一符号を付し、重複する説明は省略することもある。図面は、本考案を概念的に説明するためのものであるから、理解容易のために、必要に応じて寸法、比又は数を誇張又は簡略化して表している場合もある。

図１及び図２は、本考案の一実施形態に係る冷暖房空調装置１の構造を示す概略構成図であり、図１は暖房運転時の状態を示し、図２は冷房運転時の状態を示している。また、図３は、本実施形態に係る冷暖房空調装置１における室外機用熱交換器を構成する風上側熱交換器と風下側熱交換器を展開して示す概略構成図であり、図４は、風上側熱交換器と風下側熱交換器を示す斜視図である。

更に、図５は、図１及び図２の冷暖房空調装置１における風上側熱交換器１１のフィン（ルーバーレス）１７の構造を示す部分拡大図（ａ）及び風下側熱交換器１２のフィン（ルーバー付き）１７の構造を示す部分拡大図（ｂ）（それぞれ扁平熱交換管１６の長さ方向に略平行な方向からみた図）であり、図６は、図１及び図２の冷暖房空調装置１における風下側熱交換器１２のフィン（ルーバー付き）１７と扁平熱交換管１８との構造の一例を示す写真である。また、図７は、図１及び図２の冷暖房空調装置１における室外機用熱交換器１０に使用できる他の熱交換器の例を示す斜視図である。

本実施形態の冷暖房空調装置１は、圧縮機５と、室内機用熱交換器６と、室外機用熱交換器１０と、第１の電子膨張弁ＥＶ１と、第２の電子膨張弁ＥＶ２と、を具備している。また、室外機用熱交換器１０は、外気通風路７に対して風上側に配置される風上側熱交換器１１と風下側に配置される風下側熱交換器１２とが直列接続により面対向して並設されており、風上側熱交換器１１の風上側に送風ファン１３が配設されている。

また、圧縮機５と室内機用熱交換器６とを接続する第１の配管２１と、圧縮機５と室外機用熱交換器１０の風下側熱交換器１２とを接続する第２の配管２２と、には、切換弁である四方弁ＤＶが介設されている。この四方弁ＤＶの切り換えによって、圧縮機５から吐出される高温・高圧の冷媒が室内機用熱交換器６、又は、室外機用熱交換器１０の風下側熱交換器１２に流れるように構成されている。

室内機用熱交換器６と室外機用熱交換器１０の風上側熱交換器１１とを接続する第３の配管２３には、第１の逆止弁ＣＶ１と、冷房時にのみ機能する第１の電子膨張弁ＥＶ１と、が介設されている。風上側熱交換器１１と風下側熱交換器１２とを接続する第４の配管２４には、第２の逆止弁ＣＶ２と、暖房時にのみ機能する第２の電子膨張弁ＥＶ２と、が介設されている。

ここで、本実施形態の室外機用熱交換器１０を構成する風上側熱交換器１１と風下側熱交換器１２とは、図３に示すように、両者の全面面積が略同一となる形状及び寸法を有している。即ち、風上側熱交換器１１と風下側熱交換器１２の幅Ｂは略同一に形成され、風上側熱交換器１１と風下側熱交換器１２の高さＨも略同一に形成されている。

そして、風上側熱交換器１１と風下側熱交換器１２とは、いずれもアルミニウム合金製のパラレルフロー型熱交換器（ＰＦＣ）によって形成されている。より具体的には、風上側熱交換器１１及び風下側熱交換器１２は、図３及び図４に示すように、主として、それぞれ上下に対峙する一対のアルミニウム合金製のヘッダーパイプ１４、１５と、これらヘッダーパイプ１４、１５に連通する互いに平行なアルミニウム合金製の複数の扁平熱交換管１６（例えば押出形材で構成されている。）と、隣接する扁平熱交換管１６の間に介在されるアルミニウム合金製のコルゲートフィン１７と、で構成されている。

風上側熱交換器１１の下部ヘッダーパイプ１５には、第３の配管２３が接続される冷媒流入出口１８ａが設けられ、風上側熱交換器１１の上部ヘッダーパイプ１４には、第４の配管２４の一端が接続される冷媒流入出口１８ｂが設けられている。一方、風下側熱交換器１２の下部ヘッダーパイプ１５には、第４の配管２４の他端が接続される冷媒流入出口１８ｃが設けられ、風上側熱交換器１１の上部ヘッダーパイプ１４には、第２の配管２２が接続される冷媒流入出口１８ｄが設けられている。

また、扁平熱交換管１６には、複数の冷媒通路（後述する図５及び図６を参照）が区画形成されている。上部ヘッダーパイプ１４及び下部ヘッダーパイプ１５と、扁平熱交換管１６と、コルゲートフィン１７と、は、例えばろう付けによって一体的に形成されている。

次に、本実施形態の冷暖房空調装置１において、風上側熱交換器１１では、図５の（ａ）に示すように、扁平熱交換管１６の間に配設されているコルゲートフィン１７が平板状の形状（ルーバーレス）を有しているのに対し、風下側熱交換器１２では、図５の（ｂ）及び図６に示すように、扁平熱交換管１６の間に配設されているコルゲートフィン１７は、平板状であるとともに多数のスリット状の開口１７ｃが並列して設けられた形状（ルーバー付き）を有している。

このような構造により、風上側熱交換器１１の通気抵抗Ｒ₁が風下側熱交換器１２の通気抵抗Ｒ₂より小さく設定されている。通気抵抗とは、一般的に言う圧力損失と略同じ意味を有し、風上側熱交換器１１の通気抵抗Ｒ₁が風下側熱交換器１２の通気抵抗Ｒ₂と同じか大きいと、風下側熱交換器１２に供給される風量が下がってしまい、熱交換性能を損なってしまう傾向にある。そのため、本実施形態では、上記のように、風上側熱交換器１１の通気抵抗Ｒ₁が風下側熱交換器１２の通気抵抗Ｒ₂より小さく設定されており、外気通風路７を流れる外気Ａが風上側熱交換器１１によって受ける通気抵抗を最適化して、熱交換性能の低下が効果的に抑制されている。

上記の通気抵抗の単位に関し、「Ｐａ（ＡＦ−０．５ｍ／ｓｅｃ）」とは、通過風速が０．５ｍ／ｓｅｃの際の通気抵抗であることを意味し、「Ｐａ（ＡＦ−１．５ｍ／ｓｅｃ）」とは通過風速が１．５ｍ／ｓｅｃの際の通気抵抗であることを意味する。本実施形態におけるこの通過風速は、熱交換性能と静音性とのバランスを考慮して、０．５〜３．０ｍ／ｓｅｃの範囲、好ましくは０．５〜１．５ｍ／ｓｅｃの範囲で決定すればよい。

より具体的には、風上側熱交換器１１から風下側熱交換器１２に流れる空気の圧損を確実に低減させて、熱交換性能を向上させることができ、かつ、冷暖房空調装置１の機能をより確実に発揮することができるという観点から、例えば風上側熱交換器１１の通気抵抗Ｒ₁を２Ｐａ（ＡＦ−０．５ｍ／ｓｅｃ）〜１４Ｐａ（ＡＦ−３．０ｍ／ｓｅｃ）に設定し、風下側熱交換器１２の通気抵抗Ｒ₂を３Ｐａ（ＡＦ−０．５ｍ／ｓｅｃ）〜２８Ｐａ（ＡＦ−３．０ｍ／ｓｅｃ）に設定することが好ましい。更には、風上側熱交換器１１の通気抵抗Ｒ₁を２Ｐａ（ＡＦ−０．５ｍ／ｓｅｃ）〜１４Ｐａ（ＡＦ−１．５ｍ／ｓｅｃ）に設定し、風下側熱交換器１２の通気抵抗Ｒ₂を３Ｐａ（ＡＦ−０．５ｍ／ｓｅｃ）〜２８Ｐａ（ＡＦ−１．５ｍ／ｓｅｃ）に設定することが好ましい。

上記の通気抵抗は、コルゲートフィン１７のピッチ（ｆｐ：山−谷間の距離）や風上側熱交換器１１及び風下側熱交換器１２のコア厚み（コアとなる部分の厚み、本実施形態においては扁平熱交換管１６の幅と略一致）によっても変動し得る。例えば、コア厚みが１４、１６、１９又は２１ｍｍであり、ｆｐは１．０〜２．５の範囲で適宜選択されるが、選択したこれらの具体的数値に応じて、風上側熱交換器１１の通気抵抗Ｒ₁及び風下側熱交換器１２の通気抵抗Ｒ₂を、上記の通気抵抗の範囲に設定すればよい。

また、本実施形態においては、上記のように、風上側熱交換器１１と風下側熱交換器１２を、パラレルフロー型熱交換器にて形成することにより、図７に示すような伝熱フィン１０３に複数列の蛇行伝熱管１０４を貫通させた、フィン・アンド・チューブ型熱交換器１０２に比べて厚さを薄くすることができるので、室外機用熱交換器の設置スペースの低減させることができる。ただし、変形態様として、風下側熱交換器１２は図７に示すような構造を有するフィン・アンド・チューブ型熱交換器であってもよい。

なお、パラレルフロー型熱交換器とフィン・アンド・チューブ型熱交換器を、熱交換性能を同等として比較した場合、パラレルフロー型熱交換器は、フィン・アンド・チューブ型熱交換器に対して厚み寸法を約半分にすることができると共に、冷媒の圧損を少なくすることができる。

例えば、風上側熱交換器１１及び風下側熱交換器１２の上部ヘッダーパイプ１４及び下部ヘッダーパイプ１５の直径を２５ｍｍとし、扁平熱交換管１６の厚み（コア厚み）を２ｍｍとし、扁平熱交換管１６のピッチ（ｆｐ）を１０ｍｍとしたパラレルフロー型熱交換器においては、コアの厚さを約２０ｍｍにすることができる。

これに対して、同等の熱交換性能を有するフィン・アンド・チューブ型熱交換器においては、一般には、蛇行伝熱管１０４の直径を６〜９ｍｍとして一列に配列した場合は、コア厚みは２５ｍｍ以上となり、また、蛇行伝熱管１０４を２とした場合は、コア厚みは約３４ｍｍとすることができる。

なお、上記実施形態では、風上側熱交換器１１と風下側熱交換器１２の双方を、上下に対峙する上部ヘッダーパイプ１４及び下部ヘッダーパイプ１５を有するアルミニウム合金製のパラレルフロー型熱交換器としたが、風上側熱交換器１１は、左右に対峙するヘッダーパイプを有するアルミニウム合金製のパラレルフロー型熱交換器であってもよい。

また、本実施形態における風上側熱交換器１１と風下側熱交換器１２との距離W（図１及び図２参照）は５〜５０ｍｍであればよい。風上側熱交換器１１と前記風下側熱交換器１２との距離Wが５ｍｍ以上であれば、風上側熱交換器１１から風下側熱交換器１２に流れる空気の攪拌を発生させ、十分な難着霜効果を確保でき、かつ、冷暖房空調装置１内のスペースを取り過ぎることもない。特に、上記距離Wが５０ｍｍを超えると熱交換性能は略一定となって変化が無いことを本発明者らは実験で確認している。風上側熱交換器１１と前記風下側熱交換器１２との距離Wは１０〜５０ｍｍであることが好ましく、更には、３０〜５０ｍｍであることが好ましい。
なお、風上側熱交換器１１及び風下側熱交換器１２は、従来と同様に、室外機のフレームに取り付けて防振効果を備えているのが好ましい。

次に、上記のような構成を有する本実施形態の冷暖房空調装置１の動作について、図１〜図３を参照して説明する。

（１）暖房運転時
暖房運転時には、図１及び図３において矢印で示すように、四方弁ＤＶを切り換えることにより、圧縮機５から吐出される高温・高圧の冷媒は、第１の配管２１→室内機用熱交換器６→第３の配管２３→第１の逆止弁ＣＶ１→風上側熱交換器１１→第４の配管２４→第２の電子膨張弁ＥＶｂ→風下側熱交換器１２→第２の配管２２→圧縮機５の順に循環する。

この暖房運転時においては、室内機用熱交換器６から吐出される高温冷媒が風上側熱交換器１１を流れた後に風下側熱交換器１２に流れるため、風下側熱交換器１２には、風上側熱交換器１１で暖められた外気が送風される。したがって、暖房運転時に風上側熱交換器１１及び風下側熱交換器１２の除霜を行うことができると共に、着霜の発生を抑制することができる。

また、風上側熱交換器１１の通気抵抗Ｒ₁が風下側熱交換器１２の通気抵抗Ｒ₂より小さいため、外気通風路７を流れる外気Ａの圧損を少なくすることができると共に、風上側熱交換器１１及び風下側熱交換器１２を流れる冷媒の圧損を少なくすることができ、熱交換性能の低下を確実に抑制することができる。

（２）冷房運転時
冷房運転時には、図２に矢印で示すように、四方弁ＤＶを切り換えることにより、圧縮機５から吐出される高温・高圧の冷媒は、第２の配管２２→風下側熱交換器１２→第４の配管２４→第２の逆止弁ＣＶ２→風上側熱交換器１１→第３の配管２３→第１の電子膨張弁ＥＶ１→室内機用熱交換器６→第１の配管２１→圧縮機５の順に循環する。

この冷房運転時においては、風下側熱交換器１２から風上側熱交換器１１には、第２の逆止弁ＣＶ２を介して減圧されない冷媒が送られ、しかも、外気通風路７を流れる外気Ａの圧損は少なく、風下側熱交換器１２及び風上側熱交換器１１を流れる冷媒の圧損も少ないので、室外機用熱交換器１０の熱交換性能の低下を確実に抑制することができる。

１・・・冷暖房空調装置、
５・・・圧縮機、
６・・・室内機用熱交換器、
７・・・外気通風路、
１０・・・室外機用熱交換器、
１１・・・風上側熱交換器、
１２・・・風下側熱交換器、
１３・・・送風ファン、
１４・・・上部ヘッダーパイプ、
１５・・・下部ヘッダーパイプ、
１６・・・扁平熱交換管、
１７・・・コルゲートフィン、
１７ａ・・・コルゲートフィン（ルーバーレス）、
１７ｂ・・・コルゲートフィン（ルーバー付き）、
１７ｃ・・・開口、
１８・・・扁平熱交換管、
２１・・・第１の配管、
２２・・・第２の配管、
２３・・・第３の配管、
Ａ・・・外気、
ＣＶ１・・・第１の逆止弁、
ＣＶ２・・・第２の逆止弁、
ＤＶ・・・四方弁、
ＥＶ１・・・第１の電子膨張弁、
ＥＶ２・・・第２の電子膨張弁。

Claims (5)

1. 圧縮機及び室内機用熱交換器を有し、外気通風路に対して風上側と風下側に直列接続により面対向して並設される風上側熱交換器及び風下側熱交換器が室外機用熱交換器として用いられ、暖房時には高温冷媒が前記風上側熱交換器に流れた後、断熱膨張により低温となった冷媒が前記風下側熱交換器に流れ、冷房時には高温冷媒が前記風下側熱交換器及び前記風上側熱交換器の順に流れる構成を有する冷暖房空調装置であって、
   少なくとも上記風上側熱交換器は、上下に対峙する一対のアルミニウム製のヘッダーパイプと、前記一対のヘッダーパイプに連通する互いに平行なアルミニウム製の扁平熱交換管と、隣接する扁平熱交換管の間に介在されるアルミニウム製のフィンと、で構成されたパラレルフロー型熱交換器であり、
   前記風上側熱交換器の通気抵抗Ｒ₁が前記風下側熱交換器の通気抵抗Ｒ₂より小さいこと、
   を特徴とする冷暖房空調装置。
2. 上記風上側熱交換器及び上記風下側熱交換器のいずれもが、上下に対峙する一対のアルミニウム製のヘッダーパイプと、前記一対のヘッダーパイプに連通する互いに平行なアルミニウム製の扁平熱交換管と、隣接する扁平熱交換管の間に介在されるアルミニウム製のフィンと、で構成されたパラレルフロー型熱交換器であること、を特徴とする請求項１に記載の冷暖房空調装置。
3. 前記風上側熱交換器における前記フィンがルーバーレスコルゲートフィンであり、前記風下側熱交換器における前記フィンがルーバー付コルゲートフィンであること、
   を特徴とする請求項２に記載の冷暖房空調装置。
4. 前記室内機用熱交換器と前記風上側熱交換器とを接続する配管に、暖房時に前記冷媒を通す第１の逆止弁と、冷房時にのみ機能して前記冷媒を減圧せずに通す第１の膨張弁と、が並列に介設されており、
   前記風上側熱交換器と前記風下側熱交換器とを接続する配管に、冷房時に前記冷媒を通す第２の逆止弁と、暖房時にのみ機能して前記冷媒を減圧せずに通す第２の膨張弁と、が並列に介設されていること、
   を特徴とする請求項１〜３のうちのいずれかに記載の冷暖房空調装置。
5. 前記風上側熱交換器の通気抵抗Ｒ₁が２Ｐａ（ＡＦ−０．５ｍ／ｓｅｃ）〜１４Ｐａ（ＡＦ−３．０ｍ／ｓｅｃ）であり、前記風下側熱交換器の通気抵抗Ｒ₂が３Ｐａ（ＡＦ−０．５ｍ／ｓｅｃ）〜２８Ｐａ（ＡＦ−３．０ｍ／ｓｅｃ）であること、
   を特徴とする請求項１〜４のうちのいずれかに記載の冷暖房空調装置。