JP5591285B2 - 熱交換器および空気調和機 - Google Patents

Description

本発明は、熱交換器、およびこの熱交換器を用いた空気調和機に関する。

従来の熱交換器においては、通風抵抗の減少および熱交換量の向上を図ることを目的として、「多数平行に配置され、その間を一次冷媒が流れる板状フィンと、この各板状フィンへ挿入され、内部に二次冷媒を流す複数の室を設け扁平状に形成されると共に前記板状フィンに流れる一次冷媒を扁平の長軸方向に沿って流すように複数配置された伝熱管と、を備え、前記伝熱管の扁平形状は前記一次冷媒の流れが風下方向に行くにつれて扁平の短軸方向の長さを小さくする」ものが提案されている（例えば、特許文献１参照）。

特開２００２−１３９２８２号公報（請求項１）

上記特許文献１の熱交換器は、扁平率が大きく管内流路の径（穴径）が小さいため、扁平管内の圧力損失が大きくなる。このため、媒体流路の数（パス数）を多くする必要があり、複数の扁平管の両端にそれぞれヘッダを接続して冷媒を各扁平管に分配するパラレルフロータイプの熱交換器とする必要があった。
このため、例えば扁平管をＵ字状（ヘアピン状）に曲げて扁平管の軸方向の片側に接続配管等を集中させる構成など、１つのパスを複数段の扁平管で構成してパス数を少なくした場合には、圧力損失が大きくなるという問題点があった。

また、熱交換器においては、扁平管の管内の熱伝達率（管内熱伝達率）の向上を図り、熱交換器の処理能力を向上することが望まれている。

本発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、少なくとも２段以上の扁平管で１つの媒体流路が構成される場合において、圧力損失の増加を抑制することができる熱交換器および空気調和機を得るものである。
また、管内熱伝達率の向上を図り、熱交換器の処理能力を向上することができる熱交換器および空気調和機を得るものである。

本発明に係る熱交換器は、所定の間隔で複数配置されその間を流体が流れる複数の板状フィンと、扁平形状の長軸の向きが前記流体の流通方向を向き、該流通方向に対して直交する段方向に間隔を空けて複数配置され、前記流体と熱交換する媒体が流れる複数の扁平管と、を備え、前記扁平管は、軸方向の端部側で曲げられ、または、他の段の前記扁平管と接続され、少なくとも２段以上の前記扁平管で１つの媒体流路が構成され、前記扁平管内の媒体流路の短軸方向の長さをＡ、長軸方向の長さをＢとした場合、１．５≦Ａ／Ｂ≦２．１なる関係を満たし、内部に複数の隔壁が設けられ、扁平形状の長軸方向に並ぶ複数の媒体流路が形成され、前記複数の媒体流路のうち長軸方向の端部に形成された媒体流路は、当該扁平管の端部形状に対応して内壁面が湾曲した曲部が形成され、内壁面及び前記隔壁に、軸方向に延びる複数の溝が形成され、前記複数の媒体流路のうち長軸方向の端部に形成された媒体流路の、前記曲部に形成された前記溝の間隔が、前記複数の媒体流路のうち他の媒体流路の、前記内壁面及び前記隔壁に形成された前記溝の間隔より小さいものである。

本発明は、扁平管内の媒体流路の短軸方向の長さをＡ、長軸方向の長さをＢとした場合、１．５≦Ａ／Ｂ≦２．１なる関係を満たすので、少なくとも２段以上の扁平管で１つの媒体流路が構成される場合において、圧力損失の増加を抑制することができる。

本発明の実施の形態１に係る熱交換器の断面図。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器の配管側の外観図。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器のヘアピン側の外観図。 本発明の実施の形態１に係る扁平管の外観図。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器の扁平管内形状とパス数／段数の関係を示す特性図。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器の扁平管内形状と耐圧／必要耐圧の関係を示す特性図。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器の短軸径ＤＡとパス数／段数の関係を示す特性図。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器の長軸径ＤＢ／短軸径ＤＡとパス数／段数の関係を示す特性図。 本発明の実施の形態１に係る扁平管の断面図。 本発明の実施の形態１に係る扁平管の要部を拡大した断面図。 本発明の実施の形態１に係る扁平管の扁平管内の溝高さｈ／短軸方向管内長さＡと対ベア管内熱伝達率の関係を示す特性図。 本発明の実施の形態１に係る扁平管の扁平管内の溝高さｈ／短軸方向管内長さＡとパス数／段数の関係を示す特性図。 本発明の実施の形態１に係る扁平管の扁平管内の溝ピッチＷ／溝高さｈと対ベア管内熱伝達率の関係を示す特性図。 本発明の実施の形態２に係る熱交換器を用いた空気調和機の冷媒回路図。

実施の形態１．
図１は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器の断面図である。
図１に示すように、熱交換器は、板状フィン１と、扁平管２とを備えている。この熱交換器は、例えば空気調和機の室外機に搭載され、熱交換器を通過する空気等の流体と扁平管２内を流通する冷媒（媒体）とを熱交換するものである。

扁平管２は、例えばアルミニウム製であり、断面外形が扁平形状の伝熱管である。扁平管２は、扁平形状の長軸の向きが流体の流通方向（列方向）を向き、扁平形状の短軸の方向（段方向）に間隔を空けて複数配置されている。なお、扁平管２内には隔壁によって区分された複数の冷媒流路（媒体流路）が形成されている。

板状フィン１は、例えばアルミニウム製であり、板状形状を有している。板状フィン１は、所定の間隔で複数積層されて、その間を流体が流通する。また、板状フィン１の下流側の端部には、複数の扁平管２をそれぞれ挿入するための切り欠きが形成され、この切り欠きに扁平管２の気流上流側が挿入されて複数の扁平管２と接合されている。

図１の例では、扁平管２は、３列、千鳥配列で構成されている。そして、空気は扁平管２の上流に板状フィン１が付設される側から流入する。扁平管２は、例えば、６穴の冷媒流路が設けられている。
扁平管２は、例えば、短軸方向の外径である短軸径ＤＡが３．５ｍｍ、長軸方向の外径である長軸径ＤＢが１５ｍｍ、冷媒流路の短軸方向の長さである短軸方向管内長さＡが３．１ｍｍ、冷媒流路の長軸方向の長さである長軸方向管内長さＢが１．５ｍｍである。
扁平管２は、段方向の配置間隔であるピッチＤｐが１５．３ｍｍで配置されている。
また板状フィン１の流体の流通方向の幅Ｌは１７．７ｍｍとなっている。また、扁平管２の外壁および内部隔壁肉厚は０．４５ｍｍとなっている。
なお、これらの寸法は一例であり本発明はこれに限られるものではなく、後述する寸法の条件を満たす形状であればよい。

熱交換器が空気調和機の室外機に搭載される場合、暖房運転時に低温冷媒が流通し、この低温冷媒と熱交換する空気中の水分（水蒸気）が凝縮して霜として付着（着霜）する場合がある。本実施の形態の熱交換器は、空気を扁平管２の板状フィン１が付設される側から流入させることで、フィン効率を低下させ着霜耐力を向上させることができる。また、扁平管２を千鳥配列で配列したため、下流側の列の扁平管２の風上に新鮮な空気を接触させることができ、管外熱伝達率を向上させることができる。

図２は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器の配管側の外観図である。
図３は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器のヘアピン側の外観図である。
図４は、本発明の実施の形態１に係る扁平管の外観図である。
図２に示すように、熱交換器の一方の端部側（配管側）は、扁平管２と円管とを繋ぐジョイント３が接続されている。そして、上流側の列のジョイント３と下流側の列のジョイント３とがＵベンド４により接続されている。
また、熱交換器の他方の端部側（ヘアピン側）は、図３、図４に示すように、扁平管２が軸方向の端部側で例えばＵ字状に曲げられたヘアピン形状を有している。すなわち、１つの冷媒流路（パス）が２段の扁平管２で構成されている。
なお、ここでは扁平管２をＵ字状に曲げた場合を説明するが本発明はこれに限るものではない。扁平管２の軸方向の端部を、他の段の扁平管２と接続するようにしても良い。

熱交換器が空気調和機の蒸発器として用いられる場合、冷媒は分配器（図示せず）を通り、キャピラリーチューブ等の絞り管（図示せず）を通過後、図２に示されるように、熱交換器に流入する。その後、円管と扁平管２を繋ぐジョイント３を通過し、扁平管２内の冷媒流路を経て、扁平管２のヘアピン形状を通過後、隣接する段の扁平管２の冷媒流路を通過する。扁平管２を流出してジョイント３に接続されたＵベンド４を通過し、風下列の扁平管２に流入する。同様な通過を繰り返し、最風下列の扁平管２の出口から流出し、冷媒ヘッダ（図示せず）に流入する。

このように、扁平管２のヘアピン形状を用いて、扁平管２の軸方向の片側に配管を集中させ、またジョイント３を用いて円管の配管を用いたことにより、列方向の冷媒の受け渡しが容易になると共に、両側に冷媒配管やヘッダを用いる場合に比べてロウ付け点数が減るため、製造が容易となる。

一方で、ヘアピン形状の扁平管２を用いて冷媒流路パスを構成する場合、少なくとも１パス毎に扁平管２本（２段）分が必要となるため、パス数／扁平管の段数は０．５以下である必要がある。

扁平管２の短軸方向管内長さＡと長軸方向管内長さＢとの関係であるＡ／Ｂは、小さくなれば流体相当直径（＝４・Ａ・Ｂ／（Ａ＋Ｂ））が大きくなり、扁平管２の管内の冷媒流路圧力損失は低下し、必要なパス数（冷媒流路数）は小さくできる。

図５は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器の扁平管内形状とパス数／段数の関係を示す特性図である。
図５の例では、熱交換器を空気調和機の室外機に用い、Ｒ４１０Ａの冷媒を用いた場合の扁平管内形状とパス数／段数の関係を示している。
なお、必要なパス数は、熱交換器が蒸発器として用いられる場合の管内圧力損失が所定値（一定）となるように定められる。
図５に示されるように、Ａ／Ｂが２．１を超えるとパス数／段数が０．５を超える。すなわち、Ａ／Ｂが２．１を超えると、必要なパス数が段数の１／２以上となるため、Ａ／Ｂは２以下である必要がある。

このように、Ａ／Ｂが小さくなれば必要なパス数は小さくできるが、一方で、Ａ／Ｂを小さくしすぎると、扁平管２の長軸方向管内長さＢに対応する外壁面と板状フィン１との接触部分の長さが大きくなり、冷媒封入時の耐圧が小さくなる。

図６は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器の扁平管内形状と耐圧／必要耐圧の関係を示す特性図である。
図６の例では、熱交換器を空気調和機の室外機に用い、Ｒ４１０Ａの冷媒を用いた場合の扁平管内形状と耐圧／必要耐圧（＝約２１ＭＰａ）の関係を示している。
図６に示されるように、Ａ／Ｂが１．５を下回ると、耐圧／必要耐圧は１を下回る。すなわち、Ａ／Ｂが１．５を下回ると、耐圧が必要耐圧を下回るため、Ａ／Ｂは１．５以上とする必要がある。
このため、１．５≦Ａ／Ｂ≦２．１の関係を満たす必要がある。

図７は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器の短軸径ＤＡとパス数／段数の関係を示す特性図である。
図７の例では、Ａ／Ｂ＝３．１ｍｍ／１．５ｍｍで固定し、短軸径ＤＡを変化させた時の特性を示している。
図７に示されるように、ＤＡを小さくすると流体相当直径が小さくなり、管内圧力損失が大きくなり、必要なパス数が大きくなる。３．６≦ＤＡにおいてパス数／段数が０．５以下となる。

図８は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器の長軸径ＤＢ／短軸径ＤＡとパス数／段数の関係を示す特性図である。
図８の例では、扁平管２の外壁および内部隔壁の肉厚を所定値（一定）として長軸径ＤＢおよびＡ／Ｂを固定し、ＤＡの変化に応じて冷媒流路穴数を変化させた時のＤＢ／ＤＡの特性を示している。つまり、ＤＢ／ＤＡが大きく扁平率が大きい場合には冷媒流路穴数を多くしてＡ／Ｂを一定とし、ＤＢ／ＤＡが小さく扁平率が小さい場合には冷媒流路穴数を少なくしてＡ／Ｂを一定としている。
なお、ＤＢは板状フィン１の幅Ｌにより制約されるため、Ｌ＞ＤＢを満たす必要がある。
図８に示されるように、ＤＢ／ＤＡが大きくなると、扁平率が増加し冷媒流路穴数が増える。一方で、流体相当直径が小さくなり、管内圧力損失が増加し、必要なパス数は増加する。ＤＢ／ＤＡは４．３を超えるとパス数／段数が０．５を超えるため、ＤＢ／ＤＡ≦４．３となる必要がある。
また、ＤＢ／ＤＡが１未満とすると、扁平管２の流体の流通方向の幅が段方向よりも短くなり、扁平形状の長軸を流体の流通方向とすることによる効果（例えば円管熱交換器と比べて投影断面積が小さく、通風抵抗が小さいという効果）を得ることができないため、１＜ＤＢ／ＤＡとなる必要がある。
このため、１＜ＤＢ／ＤＡ≦４．２の関係を満たす必要がある。

図９は、本発明の実施の形態１に係る扁平管の断面図である。
図９に示すように、扁平管２は、内部に複数の隔壁２ａが設けられ、扁平形状の長軸方向に並ぶ複数の冷媒流路が形成されている。
この複数の媒体流路のうち、長軸方向の端部に形成された冷媒流路（以下、端部の流路５という）は、当該扁平管２の端部形状に対応して内壁面が湾曲した曲部（Ｒ部）が形成されている。Ｒ部は、例えば半円形状を有しており、図９に示すようにＲ部の中心７は、端部の流路５の内部に位置している。
また、複数の媒体流路のうち、端部以外の他の冷媒流路であって隔壁２ａと扁平管２の壁面（略直線）とによって冷媒流路（以下、その他の流路６という）が形成されている。
そして、端部の流路５の長軸方向管内長さＢ（長軸方向の長さの最大値）と、その他の流路の長軸方向管内長さＢとが、略同等となるように形成されている。
このように、長軸方向管内長さＢを揃え、各流路の断面積を概ね同等とすることで、押し出し成形の安定性を保つことができる。また、概ね流路断面を同等とすることで、冷媒流量の偏りを抑えることができ、熱交換器処理能力が向上する。

図１０は、本発明の実施の形態１に係る扁平管の要部を拡大した断面図である。
図１０に示すように、端部の流路５の、Ｒ部の内壁面および隔壁２ａには、軸方向に延びる複数の溝８が形成されている。また、その他の流路６の、内壁面および隔壁２ａには、軸方向に延びる複数の溝９が形成されている。
端部の流路５のＲ部に形成された溝８の間隔Ｗ１は、その他の流路６の、隔壁２ａに形成された溝９の間隔Ｗ２、および、内壁面に形成された溝９の間隔Ｗ３よりも小さく設定している。例えば、間隔Ｗ２とＷ３とを同じ長さとして、Ｗ１＜Ｗ２＝Ｗ３の関係を満たしている。
これにより、端部の流路５のＲ部に付設される溝８は、外壁が直接空気と接触し、熱流束がその他の部分よりも大きいため、溝数を大きくすることにより、冷媒の相変化を促進することができ、管内熱伝達率は向上する。

また、図１０に示されるように、扁平管２は、内壁面と隔壁２ａとの接続部分が湾曲した根元曲部（以下、根元Ｒ部１０という）が形成されている。そして、端部の流路５およびその他の流路６の、内壁面および隔壁２ａの根元Ｒ部１０以外の部分に、溝８、９が形成されている。すなわち、隔壁２ａと内壁面の根元Ｒ部１０には溝８、９を付設していない。
これは、根元Ｒ部１０に溝８、９を設けるのに困難を伴うのと、根元Ｒ部１０には液冷媒が表面張力により集中するため、管軸方向への排液性を向上させ、溝部の液膜厚さを低減し、管内熱伝達率を向上させるためである。

図１１は、本発明の実施の形態１に係る扁平管の扁平管内の溝高さｈ／短軸方向管内長さＡと対ベア管内熱伝達率の関係を示す特性図である。
図１１の例では、Ａを固定した状態で溝高さｈを変化させた時のｈ／Ａの特性を示している。
図１１に示されるように、溝高さｈを大きくしてｈ／Ａを大きくすると、伝熱面積が増加し、ベア（溝無し）管に対する管内熱伝達率は向上する。しかし、ｈ／Ａが増加するのに従い溝８、９のフィン効率が低下し、管内熱伝達率の増加量は小さくなる。例えば、ｈ／Ａが０．１以上になると管内熱伝達率の増加量は小さくなる。

図１２は、本発明の実施の形態１に係る扁平管の扁平管内の溝高さｈ／短軸方向管内長さＡとパス数／段数の関係を示す特性図である。
図１２の例では、Ａを固定した状態で溝高さｈを変化させた時のｈ／Ａの特性を示している。
図１２に示されるように、溝高さｈを大きくしｈ／Ａを増加させると、流路断面積の低下と形状抵抗により、管内圧力損失が増加して必要なパス数が増加する。ｈ／Ａが０．１以上ではパス数／段数が０．５を超えるため、ｈ／Ａ＜０．１とする必要がある。
また、溝高さはｈ／Ａが０．０１５以下では、押し出し成形不可能となる。
このため、０．０１５＜ｈ／Ａ＜０．１の関係を満たす必要がある。

図１３は、本発明の実施の形態１に係る扁平管の扁平管内の溝ピッチＷ／溝高さｈと対ベア管内熱伝達率の関係を示す特性図である。
熱交換器が空気調和機の凝縮器として用いられる場合、図１３に示すように、Ｗ／ｈが大きい状態から、Ｗ／ｈを小さくしていくと、溝数が増え、伝熱面積が増加して管内熱伝達率が増加する。例えばＷ／ｈが２．６以下では、管外熱伝達率が最大値の２％以上となる。
一方、Ｗ／ｈをさらに小さくしていくと、管内熱伝達率が低下する。これは、Ｗ／ｈを小さくし過ぎると、溝間に液冷媒を溜め込む容積が無くなり、溝頂部にまで液冷媒で満たされるため、ガス冷媒と溝が直接接することが無くなることによる。例えばＷ／ｈが２を下回ると、管外熱伝達率の最大値の２％未満となる。なお、凝縮管内熱伝達率は液膜の厚さに反比例するため、ガス冷媒と直接接触する部分が最も大きい。
このため、２≦Ｗ／ｈ≦２．６の関係を満たすと、管外熱伝達率を最大値の２％以内とすることができる。

実施の形態２．
図１４は、本発明の実施の形態２に係る熱交換器を用いた空気調和機の冷媒回路図である。
図１４に示す冷媒回路は、圧縮機３３、凝縮熱交換器３４、絞り装置３５、蒸発熱交換器３６により構成されている。また、凝縮熱交換器３４と蒸発熱交換器３６には、空気を送風する送風機３７と、この送風機３７を回転駆動する送風機用モータ３８とが設けられている。
上記実施の形態１による熱交換器を、凝縮熱交換器３４または蒸発熱交換器３６、もしくは両方に用いることにより、エネルギー効率の高い空気調和機を実現することができる。
ここで、エネルギー効率は、次式で構成されるものである。
暖房エネルギー効率＝室内熱交換器（凝縮器）能力／全入力
冷房エネルギー効率＝室内熱交換器（蒸発器）能力／全入力

なお、上述の実施の形態１で述べた熱交換器およびそれを用いた空気調和機については、Ｒ４１０Ａおよび設計圧力および物性値が近いＲ３２においてその効果を達成することができる。

また、作動流体として、空気と冷媒の例を示したが、他の気体、液体、気液混合流体を用いても、同様の効果を奏する。

また、伝熱管とフィンは異なった材料を用いていることが多いが、伝熱管とフィンに銅、伝熱管とフィンにアルミなど、同じ材料を用いることで、フィンと伝熱管のロウ付けが可能となり、フィン部と伝熱管の接触熱伝達率が飛躍的に向上し、熱交換能力が大幅に向上する。また、リサイクル性も向上させることができる。

また、伝熱管とフィンを密着させる方法として、炉中ロウ付けを行う場合、フィンへの親水材の塗布を後処理で行うことで、前処理の場合のロウ付け中の親水材の焼け落ちを防ぐことができる。

また、上述の実施の形態１で述べた熱交換器を室内機で用いた場合においても同様な効果を奏することができる。

なお、上述の実施の形態１で述べた熱交換器およびそれを用いた空調冷凍装置については、鉱油系、アルキルベンゼン油系、エステル油系、エーテル油系、フッ素油系など、冷媒と油が溶ける溶けないにかかわらず、どんな冷凍機油についても、その効果を達成することができる。

本発明の活用例としては、上述した空気調和機に限らず、熱交換性能を向上し、省エネルギー性能を向上することが必要なヒートポンプ装置に使用することができる。

１ 板状フィン、２ 扁平管、２ａ 隔壁、３ ジョイント、４ Ｕベンド、５ 端部の流路、６ その他の流路、７ 中心、８ 溝、９ 溝、１０ 根元Ｒ部、３３ 圧縮機、３４ 凝縮熱交換器、３５ 絞り装置、３６ 蒸発熱交換器、３７ 送風機、３８ 送風機用モータ。

Claims (8)

1. 所定の間隔で複数配置されその間を流体が流れる複数の板状フィンと、
   扁平形状の長軸の向きが前記流体の流通方向を向き、該流通方向に対して直交する段方向に間隔を空けて複数配置され、前記流体と熱交換する媒体が流れる複数の扁平管と、
   を備え、
   前記扁平管は、軸方向の端部側で曲げられ、または、他の段の前記扁平管と接続され、
   少なくとも２段以上の前記扁平管で１つの媒体流路が構成され、
   前記扁平管内の媒体流路の短軸方向の長さをＡ、長軸方向の長さをＢとした場合、
   １．５≦Ａ／Ｂ≦２．１
   なる関係を満たし、
   内部に複数の隔壁が設けられ、扁平形状の長軸方向に並ぶ複数の媒体流路が形成され、
   前記複数の媒体流路のうち長軸方向の端部に形成された媒体流路は、当該扁平管の端部形状に対応して内壁面が湾曲した曲部が形成され、
   内壁面及び前記隔壁に、軸方向に延びる複数の溝が形成され、
   前記複数の媒体流路のうち長軸方向の端部に形成された媒体流路の、前記曲部に形成された前記溝の間隔が、
   前記複数の媒体流路のうち他の媒体流路の、前記内壁面及び前記隔壁に形成された前記溝の間隔より小さい
   ことを特徴とする熱交換器。
2. 前記扁平管の短軸方向の外径をＤＡ、長軸方向の外径をＤＢとし、前記板状フィンの前記流体の流通方向の幅をＬとした場合、
   ３．６ｍｍ≦ＤＡ、
   Ｌ＞ＤＢ、
   且つ、
   １＜ＤＢ／ＤＡ≦４．３
   なる関係を満たす
   ことを特徴とする請求項１記載の熱交換器。
3. 前記扁平管は、
   前記複数の媒体流路のうち長軸方向の端部に形成された媒体流路の、長軸方向の長さの最大値と、
   前記複数の媒体流路のうち他の媒体流路の長軸方向の長さとが、略同等である
   ことを特徴とする請求項１または２記載の熱交換器。
4. 前記扁平管は、
   前記内壁面と前記隔壁との接続部分が湾曲した根元曲部が形成され、
   前記内壁面及び前記隔壁の前記根元曲部以外の部分に、前記溝が形成された
   ことを特徴とする請求項１〜３の何れか一項に記載の熱交換器。
5. 前記扁平管は、
   前記媒体流路の短軸方向の長さをＡ、前記溝の高さをｈとした場合、
   ０．０１５＜ｈ／Ａ＜０．１
   なる関係を満たす
   ことを特徴とする請求項１〜４の何れか一項に記載の熱交換器。
6. 前記扁平管は、
   前記溝の間隔をＷ、前記溝の高さをｈとした場合、
   ２≦Ｗ／ｈ≦２．６
   なる関係を満たす
   ことを特徴とする請求項１〜５の何れか一項に記載の熱交換器。
7. 圧縮機、凝縮器、膨張手段、及び蒸発器を順次配管で接続し冷媒を循環させる冷媒回路を備え、
   前記凝縮器及び前記蒸発器の少なくとも一方に、請求項１〜６の何れか一項に記載の熱交換器を用いた
   ことを特徴とする空気調和機。
8. 前記冷媒としてＲ４１０ＡまたはＲ３２を用いる
   ことを特徴とする請求項７記載の空気調和機。

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