WO2012147336A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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WO2012147336A1
WO2012147336A1 PCT/JP2012/002804 JP2012002804W WO2012147336A1 WO 2012147336 A1 WO2012147336 A1 WO 2012147336A1 JP 2012002804 W JP2012002804 W JP 2012002804W WO 2012147336 A1 WO2012147336 A1 WO 2012147336A1
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heat exchanger
pipe
refrigerant
refrigeration cycle
block
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PCT/JP2012/002804
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嘉久和　孝
米澤　勝
谷口　和宏
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パナソニック株式会社
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    • F25B39/00—Evaporators; Condensers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F25B2313/02741—Compression machines, plants or systems with reversible cycle not otherwise provided for characterised by the reversing means using one four-way valve

Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration cycle apparatus, and particularly to a heat exchanger of the refrigeration cycle apparatus.
  • a refrigeration cycle apparatus used for an air conditioner or the like operates by switching both functions of an evaporator and a condenser.
  • this type of refrigeration cycle device is used as an evaporator, in order to use it more efficiently while minimizing the loss in the heat exchanger, the refrigerant flow path is multipassed to reduce pressure loss. It is preferable to reduce the refrigerant flow rate.
  • the refrigeration cycle apparatus is used as a condenser, it is less necessary to consider the pressure loss. Therefore, the heat transfer coefficient of the refrigerant can be improved and the operation can be efficiently performed by reducing the number of passes.
  • FIG. 30 is a block diagram showing a conventional refrigeration cycle apparatus described in Patent Document 1.
  • this refrigeration cycle apparatus by providing a combination of a plurality of electromagnetic two-way valves or check valves, the number of passes can be switched in accordance with switching between the evaporator and the condenser.
  • the electromagnetic two-way valve that is arranged to switch the number of passes is expensive, and it is not practical to place multiple (three) of these on the product, considering the manufacturing cost, but it is adopted as the actual product configuration It was difficult.
  • adopted the switching system by a cheap check valve is also described in the Example of patent document 1, since a part of heat exchanger cannot be used in the structure described here, it is heat exchange. The device cannot be used as efficiently as possible.
  • An object of the present invention is to provide a refrigeration cycle apparatus that solves the above-described conventional problems, can switch the number of passes with an inexpensive configuration, and can use a heat exchanger more efficiently. It is said.
  • a compressor for example, a compressor, a four-way valve, an outdoor heat exchanger having a plurality of heat exchanger blocks, an expansion valve, an indoor heat exchanger, an intake Connect the pipes in a ring shape.
  • a check valve is arranged in the outdoor heat exchanger, and when used as a condenser for cooling operation, the heat exchanger blocks are connected in series, and when used as an evaporator for heating operation, The exchange block is configured to be connected in parallel.
  • the heat exchanger can be used more efficiently with only an inexpensive check valve.
  • FIG. It is a figure which shows the structure at the time of applying the heat exchanger which consists of three heat exchanger blocks provided with the path
  • 4 is a comparison diagram of pressure loss in the outdoor heat exchanger in Embodiment 1.
  • FIG. It is a figure which shows the Example which applied the heat exchanger provided with the path
  • (a) shows a conventional configuration example, and (b) shows an example of the first embodiment.
  • (a) shows a conventional configuration example
  • (a) shows a relationship diagram in the conventional configuration
  • (b) shows a relationship diagram in the configuration according to the present embodiment.
  • FIG. 10 is a diagram showing a specific arrangement configuration of pipes in the variable path system in the second embodiment.
  • (a) shows an example in which the number of pipes for each path in the evaporator state is the same number
  • . 6 is a diagram showing a configuration of a variable path system of a refrigeration cycle apparatus in Embodiment 3.
  • FIG. It is a figure which shows the path
  • FIG. FIG. 15 is a refrigeration cycle diagram showing a configuration when the variable path system of FIG. 14 is applied to an outdoor heat exchanger.
  • FIG. 4 is a relationship diagram between Reynolds number (Re) and Nusselt number (Nu) representing refrigerant side heat exchange efficiency.
  • FIG. 6 is a comparative diagram showing the condensation capacity and refrigerant pressure loss when the number of pipes in one pass portion is changed between 2 and 8.
  • FIG. 10 is a diagram illustrating a configuration according to a sixth embodiment.
  • FIG. 10 is a refrigeration cycle diagram in a seventh embodiment.
  • FIG. 10 is a distribution diagram of a cross-sectional area of a refrigerant pipe from an outdoor heat exchanger to a suction pipe in a seventh embodiment. It is a figure which shows distribution of the refrigerant
  • FIG. 10 is a refrigeration cycle diagram in the eighth embodiment.
  • FIG. 10 is a refrigeration cycle diagram in the eighth embodiment.
  • FIG. 10 is a distribution diagram of a cross-sectional area of a refrigerant pipe from an outdoor heat exchanger to a suction pipe in Embodiment 8.
  • FIG. 20 is a pressure distribution diagram from the outdoor heat exchanger to the suction pipe in the eighth embodiment.
  • FIG. 20 is a refrigeration cycle diagram in the ninth embodiment. It is a systematic diagram in the conventional invention.
  • a first invention is a refrigeration cycle apparatus including a variable path system in at least one of an indoor heat exchanger and an outdoor heat exchanger, and the variable path system is arranged in parallel with the entire heat exchanger or a part thereof.
  • the inlet pipe of the variable path system when functioning as a condenser is connected to a branch pipe between one outermost heat exchanger block and the adjacent heat exchanger block, and the outlet pipe is
  • the other outermost heat exchanger block is connected to a branch pipe between the adjacent heat exchanger block and the branch pipe connected to the inlet pipe is connected to the branch pipe in the direction toward the inlet pipe. Allow flow
  • the apparatus is arranged between the odd-numbered heat exchanger block as viewed from the one side and the even-numbered heat exchanger block adjacent to the outlet pipe side which is the other side, and is connected to the outlet pipe.
  • the valve device that allows flow in a direction away from the outlet pipe includes an even-numbered heat exchanger block viewed from the one side and an odd-numbered heat exchanger adjacent to the outlet pipe side that is the other side. Between the container block. Thereby, each heat exchanger block which has an odd number becomes a serial connection in a condenser state, and becomes a parallel connection in an evaporator state. Therefore, the heat exchanger performance can be further improved and utilized.
  • a second invention is a refrigeration cycle apparatus including a variable path system in at least one of an indoor heat exchanger and an outdoor heat exchanger, and the variable path system includes an even number of heat exchangers in the whole heat exchanger or a part thereof.
  • a heat exchanger block and a pipe (hereinafter referred to as “rectifying pipe”) including a valve device that allows the refrigerant to flow in the outlet direction of the heat exchanger when the heat exchanger functions as a condenser are arranged in parallel.
  • the refrigerant inlet of each heat exchanger block and one end of the rectifying pipe are directly connected by a branch pipe, and the refrigerant outlet of each heat exchanger block and the other end of the rectifying pipe are also directly connected by another branch pipe.
  • the inlet pipe of the variable path system is a branch pipe between one outermost heat exchanger block and the adjacent heat exchanger block.
  • Connected and outlet pipe The other rectifying pipe arranged on the outermost side and the adjacent heat exchanger block are connected to a branch pipe, and the branch pipe connected to the inlet pipe is connected in the direction toward the inlet pipe.
  • a valve device that allows flow is disposed between the odd-numbered heat exchanger block as viewed from the one side and the even-numbered heat exchanger block adjacent to the other side of the outlet pipe side, and the outlet pipe In the branch pipe connected to, a valve device that allows flow in a direction away from the outlet pipe is adjacent to the even-numbered heat exchanger block as viewed from the one side and the outlet pipe side that is the other side. It is arranged between the odd-numbered heat exchanger block or the rectifying pipe.
  • a valve apparatus In 1st or 2nd invention, a valve apparatus has an electromagnetic two-way valve. Thereby, opening and closing of a valve can be selected according to a circulation amount, air-conditioning conditions, etc., and higher heat exchanger capability can be obtained.
  • variable path system is disposed at a refrigerant inlet when the heat exchanger functions as an evaporator.
  • the length of the refrigerant pipe constituting the heat exchanger block is the same for each path. .
  • coolant can be reduced and the improvement of the heat exchanger efficiency can be aimed at significantly.
  • a sixth invention is the first or second invention formed by sequentially connecting at least a compressor, a four-way valve, a heat exchanger forming a condenser, a throttling device, and a heat exchanger forming an evaporator.
  • the path The variable system is configured such that the Reynolds number of the refrigerant at the inlet of the heat exchanger is 3000 or more during rated operation. Thereby, heat exchanger capability can be utilized very efficiently.
  • the seventh invention is used as an evaporator in the sixth invention when the pipe of the heat exchanger block constituting the variable path system has a diameter of 7 mm, a diameter of 6.35 mm, a diameter of 5 mm, and a diameter of 7.94 mm or more.
  • the number of paths of the variable path system is 6 paths or less, 7 paths or less, 12 paths or less, and 4 paths or less, respectively.
  • the eighth invention is the sixth or seventh invention, wherein the number of pipes in one pass section when the heat exchanger provided with the variable path system is used as a condenser, and the pipe diameter is 7 mm.
  • the pipe diameter is 7 mm.
  • a compressor, a four-way valve, a heat exchanger forming a condenser, a throttling device, and a heat exchanger forming an evaporator are sequentially connected.
  • the variable path system is provided in at least one of the two heat exchangers, and at least one heat exchanger block of the heat exchanger blocks at the outer ends. It is connected in series along the flow direction of the refrigerant that the heat exchanger block located between these heat exchanger blocks has, rather than the number of pipes connected in series along the flow direction of the refrigerant. The number of pipes used is less. Thereby, the branching characteristic of the refrigerant to each heat exchanger block can be improved.
  • an outdoor heat exchanger including the variable path system and a suction pipe connecting the outdoor heat exchanger and the four-way valve are provided.
  • Tangential piping satisfies the condition of (maximum sectional area of piping in outdoor heat exchanger) x 1.2> (cross sectional area of suction piping) ⁇ (maximum sectional area of piping in outdoor heat exchanger) x 0.8 Is. Accordingly, it is possible to suppress demerits in terms of an increase in manufacturing cost, an increase in the amount of refrigerant to be filled, and the like, while suppressing a pressure loss in the suction pipe due to the gas refrigerant flowing out of the outdoor heat exchanger.
  • an outdoor heat exchanger including the variable path system and a suction pipe connecting the outdoor heat exchanger and the four-way valve are provided. Except for the connection part of the piping of the four-way valve itself, the outdoor heat exchanger and the four-way valve, the connecting pipe is (maximum cross-sectional area of the pipe in the outdoor heat exchanger) x 1.0> (cross-sectional area of the suction pipe) ) ⁇ (maximum cross-sectional area of the pipe in the outdoor heat exchanger) ⁇ 0.6.
  • an outdoor heat exchanger including the variable path system, and a suction pipe connecting the outdoor heat exchanger and the four-way valve are provided.
  • Tangential piping satisfies the condition of (maximum cross-sectional area of piping in outdoor heat exchanger) x 1.0> (cross-sectional area of suction piping) ⁇ (minimum cross-sectional area of piping in outdoor heat exchanger) x 1.1 Is.
  • a ⁇ 7 mm pipe is used as the heat exchanger pipe.
  • a quadrant is used as the suction pipe.
  • a ⁇ 5 mm pipe is used as the heat exchanger pipe, and if the branch is 12 branches, a quintuple pipe is used as the suction pipe, In this case, a quadrant is used as the suction pipe.
  • an outdoor heat exchanger including the variable path system and a suction pipe connecting the outdoor heat exchanger and the four-way valve are provided.
  • the connecting pipe satisfies the condition of (cross-sectional area of the suction pipe) ⁇ (maximum cross-sectional area of the pipe in the outdoor heat exchanger) ⁇ 0.8, and the four-way valve or the compressor suction portion from the outlet of the outdoor heat exchanger
  • a pipe that bypasses the suction pipe and directly connects the pipe is provided, and an electromagnetic two-way valve is provided in the middle of the pipe.
  • a sixteenth aspect of the present invention is the vehicle according to any one of the first to ninth aspects, further comprising: an outdoor heat exchanger including the variable path system; and a suction pipe connecting the outdoor heat exchanger and the four-way valve. Except for the connection part of the four-way valve itself, the outdoor heat exchanger and the four-way valve, the connecting pipe is (section area of the suction pipe) ⁇ (maximum sectional area of the pipe in the outdoor heat exchanger) ⁇ 0. 6 is provided, and a pipe that bypasses the suction pipe is directly connected between the four-way valve or the compressor suction section from the outlet of the outdoor heat exchanger, and an electromagnetic two-way valve is provided in the middle of the pipe. It is provided. Thereby, the valve on the bypass circuit can be opened and closed as necessary, and the pressure loss can be optimally controlled.
  • the refrigeration cycle apparatus has a configuration including a variable path system having an odd number of heat exchanger blocks. That is, the variable path system provided in the refrigeration cycle apparatus has an odd number of heat exchanger blocks arranged in parallel on the whole heat exchanger or a part of the heat exchanger, and the refrigerant inlet of each heat exchanger block is connected by a branch pipe.
  • each heat exchanger block is also directly connected by another branch pipe, and the inlet pipe of the variable path system when the heat exchanger functions as a condenser is disposed on the outermost side of one
  • a branch pipe is connected between the heat exchanger block and the adjacent heat exchanger block, and the outlet pipe is connected between the other outermost heat exchanger block and the adjacent heat exchanger block.
  • a branch pipe connected to the branch pipe and connected to the inlet pipe is provided with a valve device that allows a flow in the direction toward the inlet pipe to the odd-numbered heat exchanger block as viewed from the one side and the other side.
  • a branch pipe arranged between the even-numbered heat exchanger blocks in contact with the outlet pipe and connected to the outlet pipe is provided with a valve device that allows flow in a direction away from the outlet pipe when viewed from the one side.
  • the odd-numbered heat exchanger block adjacent to the outlet pipe side which is the other side.
  • FIG. 1 is a view showing a configuration of a heat exchanger having a variable path system of a refrigeration cycle apparatus according to a first embodiment of the present invention, and particularly shows a variable path system composed of three heat exchanger blocks. It is.
  • the variable path system shown in FIG. 1 is a heat exchanger in which three heat exchanger blocks 22, 23, and 24 are arranged in this order.
  • a first pipe port serving as a refrigerant outlet and a second pipe port serving as an inlet are provided.
  • the first pipe ports of the heat exchanger blocks 22 to 24 are connected to each other via a first branch pipe 101.
  • the first branch pipe 101 is a first pipe that serves as a refrigerant outlet pipe in the evaporator state. 4 is connected.
  • the first pipe 4 forms a refrigerant outlet pipe in the evaporator state, and forms a refrigerant inlet pipe in the condenser state.
  • the second pipe ports of the heat exchanger blocks 22 to 24 are also connected to each other via the second branch pipe 102, and the second branch pipe 102 serves as a refrigerant inlet pipe in the evaporator state. It is connected to the second pipe 5.
  • the second pipe 5 forms a refrigerant inlet pipe in the evaporator state, and forms a refrigerant outlet pipe in the condenser state.
  • a check valve 20 is provided between the heat exchanger blocks 22 and 23. This check valve 20 allows the refrigerant to flow in the direction from the first pipe port that forms the outlet of the heat exchanger block 23 to the first pipe in the evaporator state, and restricts the flow in the opposite direction.
  • a check valve 21 is also provided between the heat exchanger blocks 23 and 24. This check valve 21 allows the refrigerant to flow in the direction from the second pipe 5 toward the second pipe port forming the outlet of the heat exchanger block 23 in the evaporator state, and restricts the flow in the opposite direction. To do.
  • the “heat exchanger block” referred to here is a group of pipes including at least two pipes (for example, copper pipes) arranged in parallel, and each pipe is provided between the refrigerant flowing inside and the outside air. It suffices that the heat exchange is performed. Moreover, each piping which comprises a piping group may be mutually connected in series, and may be connected in parallel. Typically, a group of pipes each having one inlet and one outlet as a whole constitutes a heat exchanger block. For example, it is possible to adopt one having only one or a plurality of pipe rows in which a plurality of pipes are arranged along a direction orthogonal to the direction in which the outside air flows.
  • a gas-liquid two-phase low-pressure refrigerant flows from the second pipe 5.
  • the refrigerant can pass through the check valve 21
  • the refrigerant can pass in parallel through the three heat exchanger blocks 22, 23, 24 arranged in parallel.
  • the refrigerant from the heat exchanger block 22 and the refrigerant from the heat exchangers 23 and 24 that have passed through the check valve 20 merge. These refrigerants flow out to the first pipe 4.
  • the pressure loss generated in the refrigerant when passing through the pipe constituting the heat exchanger generally increases in proportion to the square of the refrigerant flow velocity. Therefore, in the case of the heat exchanger according to the present embodiment, since the refrigerant is distributed and passed through the three heat exchanger blocks arranged in parallel, the flow velocity can be reduced to one third, and the pressure loss is 9%. It can be reduced by a factor. Note that the heat transfer coefficient decreases as the refrigerant flow rate decreases. However, in general, reducing pressure loss has a large effect on the energy-saving effect when driving a compressor. Therefore, even if the reduction in heat transfer coefficient is taken into account, it is better to reduce pressure loss in terms of energy efficiency. Is big. Therefore, the refrigeration cycle apparatus according to the present embodiment has a configuration that can reduce power consumption in total.
  • the refrigerant flows from the first pipe 4 as a high-pressure gas refrigerant or a gas-liquid two-phase refrigerant.
  • the refrigerant is prevented from flowing directly from the first pipe 4 to the heat exchanger block 23 by the check valve 20. Therefore, the refrigerant flowing in from the first pipe 4 first passes through the heat exchanger block 22, and heat exchange is performed during that time.
  • the refrigerant that has reached the second branch pipe 102 from the heat exchanger block 22 cannot pass through the other check valve 21, it flows into the heat exchanger block 23 from the second branch pipe 102. Heat exchange takes place.
  • Each heat exchanger block is configured such that the flow direction of the refrigerant does not affect the heat exchange performance.
  • the upstream side (first piping 4 side) of the check valve 20 is higher in pressure than the downstream side (heat exchanger block 23 side). Therefore, the refrigerant flowing out from the heat exchanger block 23 to the first branch pipe 101 does not flow in the forward direction of the check valve 20. Therefore, the refrigerant flows into the heat exchanger block 24 and heat exchange is performed here. Finally, the check valve 21 does not flow in the forward direction because of the relationship between the upstream pressure and the downstream pressure, and the refrigerant from the heat exchanger block 24 passes through the second branch pipe 102 to the second pipe 5. It flows through to the next refrigeration cycle process.
  • the heat exchanger blocks 22 to 24 are sequentially passed in this way. That is, the heat exchanger blocks 22 to 24 are arranged in series with respect to the refrigerant flow. Therefore, the refrigerant flow rate can be increased and the heat transfer rate can be improved.
  • the pressure loss of the refrigerant increases, the refrigerant flowing through the heat exchanger blocks 22 to 24 has a high pressure, and the high pressure refrigerant has a small refrigerant density, so the pressure loss is sufficiently small. Therefore, the influence of the pressure loss on the total efficiency of the refrigeration cycle apparatus is small.
  • the variable path system of the refrigeration cycle apparatus includes only two check valves as can be seen from FIG.
  • the check valve is a fraction of the price of an electromagnetic two-way valve. Therefore, compared to the configuration proposed in the past (configuration using an electromagnetic two-way valve or four-way valve), It can be realized at low cost.
  • the check valve since the check valve has a generally compact shape, it is difficult to cause problems when it is installed in a heat exchanger, and there is no need to add electrical parts because it operates without using electricity. Convenient.
  • each heat exchanger block 22 to 24 is not limited. That is, there is no particular limitation on the number of pipes constituting one row, the number of rows, etc., and an optimum configuration can be obtained as necessary.
  • the heat exchanger block 22 may be four in one row, and the heat exchanger blocks 23 and 24 may be six in two rows.
  • FIG. 2 is a diagram showing a configuration in which the configuration of the variable path system described above is generalized and n heat exchanger blocks B 1 to B n are arranged in parallel.
  • the number of heat exchanger blocks is not limited to three, but can be increased to an arbitrary number.
  • the first pipe 4 that forms the refrigerant inlet pipe in the condenser state includes the heat exchanger block B 1 arranged on the outermost side and the second heat exchanger block adjacent thereto. between B 2, connected to the first branch pipe 101.
  • the second pipe 5 that forms the refrigerant outlet pipe in the condenser state is connected between the other outermost heat exchanger block B n and the adjacent heat exchanger block B n ⁇ 1 . Connect to the branch pipe 102.
  • the first branch pipe 101 includes an odd-numbered heat exchanger block as viewed from the outermost side and a heat exchanger block arranged adjacent to the other side (the second pipe 5 side).
  • a check valve is provided in the middle. This check valve is shown by adding a suffix to reference numeral 20 in FIG. Hereinafter, these check valves are collectively referred to as “check valve 20”. These check valves 20 are arranged such that the direction is the forward direction so as to allow the first branch pipe 101 to flow in the direction toward the first pipe 4.
  • the second branch pipe 102 has a check in a portion between the heat exchanger block arranged evenly when viewed from one outermost side and the heat exchanger block arranged adjacent to the other side. Provide a valve.
  • This check valve is shown with a suffix 21 in FIG.
  • these check valves are collectively referred to as “check valve 21”.
  • These check valves 21 are arranged so that the direction of the check valve 21 is a forward direction so as to allow the second branch pipe 102 to flow in a direction away from the second pipe 5.
  • all heat exchanger blocks can be configured in parallel in the evaporator state and in series in the condenser state with respect to the flow of the refrigerant.
  • a check valve is not arranged only in a part of the inside and a series-parallel switching cannot be performed.
  • FIG. 4 is a diagram showing the relationship between the capacity of the heat exchanger and the pressure loss in the evaporator and the condenser. As shown in the upper graph of FIG. 4, when functioning as an evaporator, when the number of passes is increased, the rate at which the pressure loss is reduced is greater than the rate at which the ability of the evaporator is reduced. For this reason, an optimum solution in terms of efficiency can be obtained in a configuration having a relatively large number of passes as an evaporator.
  • the optimum number of passes as a condenser is smaller than the optimum number of passes as an evaporator, and generally the latter is often about one third of the former.
  • FIG. 5 is a drawing showing a configuration when the variable path system of the refrigeration cycle apparatus according to the present invention is applied to a part of an outdoor heat exchanger.
  • the heat exchanger has an intermediate structure between the evaporator and the condenser as described above.
  • the pipe cross-sectional area is small. As a result, most of the pressure loss is concentrated in this portion.
  • the graph of FIG. 6 shows the refrigerant pressure at each part when the refrigerant passes through the inside of the heat exchanger as the evaporator. As shown in FIG.
  • the variable path system according to the refrigeration cycle apparatus of the present invention is applied only to the inlet portion of the heat exchanger in the evaporator state.
  • the refrigerant flow velocity around the inlet is reduced (the one-dot chain line in FIG. 6 illustrates the case where the inlet portion in the evaporator state has five paths), so that the pressure loss is greatly reduced.
  • the configuration is such that three heat exchanger blocks are connected in series, so that the pressure decreases due to the effect of improving the heat transfer rate, By increasing the subcool (degree of supercooling), it is possible to increase the efficiency of the heat exchanger, that is, reduce the power consumption.
  • FIG. 7 shows a detailed configuration example (b) of a heat exchanger provided with a variable path system according to the present invention side by side with a conventional configuration example (a).
  • Conventional outdoor heat exchangers are generally configured as shown in FIG.
  • the pipe cross-sectional area is decreased in inverse proportion to the increase in the refrigerant density in three passes, two passes, and one pass.
  • the pipe cross-sectional area is increased in inverse proportion to the refrigerant density.
  • the refrigerant in the vicinity of the inlet in the evaporator state is 100% liquid refrigerant during the condensation operation, but the liquid ratio (ratio of the mass occupied by the liquid refrigerant in the refrigerant) is about 80% during the evaporation operation. ) Only. Therefore, it can be said that the piping configuration is not optimal in view of the fact that the pressure loss is large in the low-pressure refrigerant.
  • FIG. 7B shows an embodiment of the present invention.
  • the variable path system according to the refrigeration cycle apparatus of the present invention is applied with only the inlet portion in the evaporator state being made into three blocks.
  • the refrigerant passes through the refrigerant inlet pipe in the evaporator state to the heat exchanger block (two rows and four) at the bottom of the heat exchanger, and the check valve 21 to exchange two heats.
  • the vicinity of the refrigerant inlet can be made into five passes by three heat exchanger blocks, the refrigerant flow rate can be reduced to about one third, and the pressure loss can be reduced to about one ninth. it can.
  • the conventional example in which only one path can be arranged during the condensation operation
  • four paths are arranged while adopting a variable path system. The heat exchanger capacity during the condensation operation can be increased without increasing the pressure loss during the evaporation operation.
  • FIG. 8 is a chart summarizing the heat exchanger capacity and pressure loss in each operation mode.
  • the heat exchanger capacity and pressure loss of the conventional configuration are summarized in the upper chart entitled “Base heat exchanger”, and the heat exchanger capacity and pressure loss of the configuration according to the present invention are on the lower side. It is summarized in the chart.
  • the pressure loss is proportional to the amount of refrigerant circulation (from the minimum capacity to the maximum It can be seen that it has been reduced (according to the transition to). This pressure loss directly affects the power of the compressor with the largest power consumption in the refrigeration cycle apparatus. Therefore, according to the configuration of the present invention, the power consumption of the entire apparatus can be greatly reduced.
  • FIG. 9 shows a configuration when the variable path system of the refrigeration cycle apparatus according to the present invention is applied to the entire outdoor heat exchanger. That is, in the example shown in FIG. 9, the entire outdoor heat exchanger is configured as a variable path system proposed by the refrigeration cycle apparatus according to the present invention. Here, the configuration illustrated in FIG. 1 is applied to the entire outdoor heat exchanger. The case where it applies is shown. As described above, even when the variable path system is applied by blocking the entire heat exchanger, the same effect as described above can be obtained.
  • FIG. 10 and FIG. 11 are drawings showing a configuration when the variable path system of the refrigeration cycle apparatus according to the present invention is applied to an indoor heat exchanger.
  • FIG. 10 the structure at the time of providing a path
  • FIG. 11 the structure at the time of applying a path
  • the present invention is not limited to this, and a valve device that allows the flow of refrigerant to one side and restricts (or prevents) the flow of refrigerant to the other side. If so, other configurations may be adopted. For example, an electromagnetic two-way valve can be used instead of the check valve if the manufacturing cost is not questioned. However, in that case, it is necessary to consider the power consumption of the solenoid valve in evaluating the heat exchanger efficiency.
  • FIG. 12 is a drawing showing a specific arrangement configuration of piping in the path variable system according to Embodiment 2 of the present invention.
  • FIG. 12A shows an example of the present invention in which the number of pipes per path in the evaporator state is the same (4) in order to equalize the refrigerant flow rate of each block when functioning as an evaporator. This example).
  • FIG. 12B shows a configuration example when the number of pipes for each path in the evaporator state is varied.
  • Embodiment 3 The refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 3 has a configuration including a variable path system having an even number of heat exchanger blocks.
  • variable path system provided in the refrigeration cycle apparatus has an even number of heat exchanger blocks in the whole or a part of the heat exchanger and the outlet direction of the heat exchanger when the heat exchanger functions as a condenser.
  • a pipe (hereinafter referred to as “rectifying pipe”) including a valve device that allows the refrigerant to flow, and the refrigerant inlet of each heat exchanger block and one end of the rectifying pipe are connected by a branch pipe.
  • the refrigerant outlet of each heat exchanger block and the other end of the rectifying pipe are also directly connected by another branch pipe, and the inlet pipe of the path variable system when the heat exchanger functions as a condenser is
  • the outlet pipe is connected to the branch pipe between the heat exchanger block arranged on the outermost side and the adjacent heat exchanger block, and the outlet pipe exchanges heat with the rectifying pipe arranged on the other outermost side.
  • a valve device that allows flow in the direction toward the inlet pipe is provided with an odd-numbered heat exchanger block as viewed from the one side and the other side.
  • the branch pipe arranged between the even-numbered heat exchanger block adjacent to a certain outlet pipe side and connected to the outlet pipe includes a valve device that allows flow in a direction away from the outlet pipe. It is arranged between the even-numbered heat exchanger block as viewed from one side and the odd-numbered heat exchanger block adjacent to the outlet pipe side which is the other side or the rectifying pipe.
  • a valve device that allows flow in a direction away from the outlet pipe. It is arranged between the even-numbered heat exchanger block as viewed from one side and the odd-numbered heat exchanger block adjacent to the outlet pipe side which is the other side or the rectifying pipe.
  • FIG. 13 is a drawing showing the configuration of the variable path system of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 3 of the present invention.
  • This variable path system includes two heat exchanger blocks 22 and 23 arranged side by side and a rectifying pipe in which a check valve 25 is interposed.
  • the variable path system shown in FIG. 13 is the same as the variable path system shown in FIG. 1 except that the outermost heat exchanger block 24 (the side closer to the outlet pipe (second pipe 5) in the evaporator state). Is replaced with a rectifying pipe.
  • the check valve 25 allows only the refrigerant flow from the upstream end to the downstream end, and restricts (blocks) the reverse flow.
  • the upstream end of the rectifying pipe is connected to the first branch pipe 101, and the downstream end is connected to the second branch pipe 102.
  • a gas-liquid two-phase low-pressure refrigerant flows from the second pipe 5 in the evaporator state. Since the refrigerant cannot pass through the check valve 25 on the rectifying pipe to the upstream end side, the refrigerant passes through the check valve 21 on the second branch pipe 102 and branches to the two heat exchanger blocks 22 and 23. The heat exchange is performed while flowing through these heat exchanger blocks 22 and 23. Thereafter, the refrigerant that has passed through the heat exchanger block 22 and the refrigerant that has passed through the heat exchanger block 23 and the check valve 20 merge, flow out of the variable path system through the first pipe 4, and further downstream refrigeration. Flow into the cycle.
  • the refrigerant flows from the first pipe 4 as a high-pressure gas-liquid two-phase or gas refrigerant. Since this refrigerant cannot pass through the check valve 20 in the reverse direction, the entire amount thereof passes through the heat exchanger block 22, and heat exchange is performed during that time. Since the refrigerant that has passed through the heat exchanger block 22 cannot pass through the check valve 21, the entire amount thereof passes through the heat exchanger block 23, and heat exchange is also performed therebetween. Since the refrigerant that has passed through the heat exchanger block 23 can pass through the check valve 25, the refrigerant flows through the rectifying pipe from the upstream end to the downstream end, and then flows out through the second pipe 5 to the downstream refrigeration cycle apparatus.
  • the refrigerant flows in this way. Therefore, in the evaporator state, the refrigerant becomes a two-pass parallel flow and pressure loss is reduced. Moreover, since each heat exchanger block 22 and 23 becomes a serial connection in a condenser state, a heat transfer rate can be increased and the efficiency as a heat exchanger can be improved.
  • the configuration according to the third embodiment has one check valve when compared with the configuration according to the first embodiment. However, since the number of passes at the time of the evaporator is reduced, this is an effective configuration when the performance deterioration due to the reduction of the heat transfer coefficient in the evaporator state is large. (Embodiment 4) FIG.
  • FIG. 14 is a drawing showing a variable path system of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 4 of the present invention, and particularly shows a case where the number of passes in the evaporator is 3 passes.
  • FIG. 15 is a refrigeration cycle diagram showing a configuration when the variable path system of FIG. 14 is applied to an outdoor heat exchanger.
  • an air conditioner having a cooling standard capacity of 4.0 kW and a heating standard capacity of 5.0 kW is assumed using a heat exchanger having a pipe diameter of 7 mm.
  • the variable path system shown in FIG. 14 and FIG. 15 includes a two-pass section 42 in which the heat exchanger block 22 in the variable path system shown in the third embodiment (see FIG. 13) is configured in two paths with eight pipes.
  • Each path is constituted by four pipes
  • the heat exchanger block 23 is a one-pass section 44 constituted by one pipe with four pipes.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 1 (in this embodiment, R410A is used as the refrigerant) is a four-way valve 2. Flows into the indoor heat exchanger 12 and is condensed. The liquefied refrigerant is depressurized by the expansion valve 7 or the capillary mounted on the outdoor unit and becomes a gas-liquid two-phase refrigerant and enters the outdoor heat exchanger.
  • the inlet portion has a narrow channel cross-sectional area such as one pass or two passes, but in the case of the heat exchanger according to the present embodiment, the inlet portion has a path. Since the variable system is provided, as shown in FIG. 14 and FIG.
  • FIGS. 16A and 16B are diagrams illustrating a configuration example of a heat exchanger including a variable path system in the case of 5 paths and 7 paths, respectively. 17 compares the 3-pass configuration shown in FIG. 14 with the 5-pass and 7-pass configurations shown in FIG.
  • FIG. 17 shows the Reynolds number of the refrigerant at the heat exchanger inlet when it functions as an evaporator. According to this, it turns out that it has become not a turbulent flow area but a turbulent flow transition area only in the case of 7 passes.
  • FIG. 18 is a table showing general distinction (relation between Reynolds number and flow field state) of flow field states (laminar flow, turbulent flow, turbulent transition region) extracted from Non-Patent Document 1. . According to this, it is shown that a transition phenomenon between laminar flow and turbulent flow occurs when the Reynolds number is between 2000 and 3000, but the refrigerant heat transfer coefficient in the state where the transition phenomenon occurs is representative. No clear relational expression has been found for the Nusselt number (Non-Patent Document 1).
  • the state of the flow field at the evaporator inlet portion becomes a turbulent transition region, and an extreme heat exchanger. It has been found that there is a possibility of causing a decline in ability. Further, according to FIG. 18, it can be seen that the lowest Reynolds number in the turbulent flow region is a configuration (number of passes) that can significantly reduce pressure loss while suppressing a decrease in heat transfer coefficient.
  • the increase in the number of passes causes a decrease in refrigerant flow rate, that is, a decrease in Reynolds number.
  • the heat transfer coefficient represented by Nusselt number decreases in proportion to the 0.8th power of the Reynolds number (in other words, decreases in proportion to the 0.8th power of the refrigerant flow rate). That is, when the number of passes increases and the Reynolds number decreases, the heat transfer coefficient decreases in proportion to the Reynolds number to the 0.8th power.
  • the pressure loss of the refrigerant increases in proportion to the square of the refrigerant flow velocity, it is more efficient to reduce the pressure loss as much as possible by reducing the refrigerant flow velocity to the maximum.
  • the most efficient configuration is to determine the number of paths so that the Reynolds number (for example, 3000) is the lowest in the turbulent region.
  • pipe diameter of the heat exchanger according to the fourth embodiment is not limited according to the degree of cooling capacity and heating capacity.
  • a preferable configuration in which the Reynolds number of the refrigerant is 3000 or more is as follows. That is, when the pipe of the heat exchanger has a diameter of 6.35 mm (a bisection pipe; a pipe having an outer diameter of 2/8 inch), the number of passes when used as an evaporator may be set to 7 or less. When the diameter is 5 mm, the number of passes when used as an evaporator may be 12 or less. When the diameter is 7.94 mm (2.5 split pipe; pipe having an outer diameter of 2.5 / 8 inch) or more, the number of passes when used as an evaporator may be 4 passes or less.
  • the number of pipes for heat exchange is limited to about 60 to 70 in two-row heat exchange using ⁇ 7 mm pipes due to restrictions such as the pitch between pipes, cost, and ventilation resistance. If 40 of these are allocated for variable path systems, the one-pass section in the condenser state will be too long, making it ideal for the entire heat exchanger from the standpoints of diversion performance and piping storage. It becomes difficult. That is, unless the number of pipes in one pass is optimized, it is difficult to improve the efficiency of the heat exchanger.
  • a preferable configuration as a condenser is proposed.
  • an outdoor heat exchanger using a 7 mm-diameter pipe is disclosed.
  • the configuration is as shown in FIGS. 14 and 15, but in order to improve the condensing capacity, a refrigerant with a high liquid density at the outlet portion of the condenser.
  • it is necessary to decrease the pipe cross-sectional area to increase the refrigerant flow rate and increase the heat exchange capacity.
  • FIG. 19 is a table comparing heat exchanger capacities when the number of pipes in one pass portion is 2, 4, 6, and 8. It should be noted that the number of passes of the portion in the evaporator state is unified to 5 passes. As can be seen from this table, the condensation performance varies depending on the number of pipes in one pass. That is, it can be seen that the performance is relatively improved in the case of four, six, and eight pipes having an increased number of pipes than in the case of one pipe having two pipes.
  • the condensing capacity does not improve in proportion to the increase in the number of pipes, but the condensing capacity reaches the upper limit around 4-6 pipes.
  • the pressure loss has increased rapidly especially from around six.
  • An increase in the pressure loss of the refrigerant directly causes an increase in power of the compressor 1 and causes a significant reduction in efficiency in the refrigeration cycle apparatus. Therefore, it can be seen that the number of one pass is 4 to 6 with the highest condensation efficiency.
  • FIG. 20A shows a configuration example of a heat exchanger in which eight condenser outlet side pipes including four one-pass pipes are arranged on the windward side
  • FIG. 21 is a drawing showing the difference in condensing capacity when the configurations shown in FIGS. 20 (a) and 20 (b) are employed.
  • FIG. 22 is a drawing showing the configuration of the heat exchanger of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 6 of the present invention. Here, the example which made the entrance part in the evaporator state of a heat exchanger into 5 passes is shown.
  • the refrigerant flows into the 6-pass portion that is the inlet portion of the entire heat exchanger, and all the refrigerant merges at the junction 50. Thereafter, the refrigerant flows into a variable path system composed of three heat exchanger blocks 42, 43 and 46. Specifically, first, the entire amount of refrigerant passes through the first heat exchanger block 42 having four pipes in two passes, and performs heat exchange (heat radiation) here. Next, the refrigerants that have passed through each path merge and enter the second heat exchanger block 43 disposed on the windward side.
  • the refrigerant passes through a pipe constituted by two passes and arranged in two passes, and usually the subcool is removed and the refrigerant is liquefied while flowing through the pipe. And the refrigerant
  • the refrigerant flows contrary to the condenser state. That is, the refrigerant flows from the refrigerant inlet pipe 47 in the evaporator state. Thereafter, the first route entering the four pipes of the third heat exchanger block 46, which is a one-pass portion in the condenser state, and the first and second heat exchanges after passing through the check valve 21
  • the branch pipe 48 divides into the second route that flows to the vessel blocks 42 and 43.
  • the refrigerant is branched by the branch pipe 49 and divided into the first heat exchanger block 42 and the second heat exchanger block 43.
  • the first heat exchanger block 42 includes two paths having four pipes, and the refrigerant evaporates while flowing through a total of eight pipes, so that the merging section does not pass through the check valve 20. It reaches 50 and flows to the next heat exchanger 3.
  • the second heat exchanger block 43 includes two paths having two pipes, and the refrigerant evaporates while flowing through a total of four pipes.
  • the refrigerant leaving the heat exchanger block 43 joins with the refrigerant evaporated in the third heat exchanger block 46.
  • the merged refrigerant passes through the check valve 20, reaches the merge section 50, and flows to the next heat exchanger 3.
  • the refrigerant passes through the two check valves 20 and 21 only when passing through the second heat exchanger block 43.
  • the check valve is a high-pressure refrigerant such as R410A
  • the pressure loss is at a negligible level, but even so, the pressure loss is not zero. Therefore, the refrigerant passing through the second heat exchanger block 43 has a reduced circulation amount (flow rate) by the amount of passing through the check valve twice compared to the refrigerant passing through the other heat exchanger blocks. It tends to be easy.
  • the second heat exchanger block 43 in which the refrigerant circulation amount is likely to decrease is reduced to two by reducing the number of pipes in the refrigerant flow direction as compared with the other heat exchanger blocks. .
  • the functioning heat exchanger is a multi-pass heat exchanger of 5 passes, the pass balance is not greatly deteriorated (that is, the deviation of the refrigerant flow rate in each pass is small).
  • the number of check valves positioned between the heat exchanger blocks B 1 and B n positioned on both outer sides is larger than the number of check valves through which the refrigerant flows.
  • the number of check valves through which the refrigerant flowing through the heat exchange blocks B 2 to B n-1 passes is large. Therefore, the number of pipes connected in series with each heat exchange block B 2 to B n-1 is equal to the number of pipes connected in series with the heat exchanger blocks B 1 , B n on both outer sides. If the number is less than at least one of the numbers, a good path balance can be secured.
  • FIG. 2 shows a configuration in which an odd number of heat exchanger blocks are provided, but the same can be said for a configuration in which an even number of heat exchanger blocks are provided.
  • the heat exchanger according to the present embodiment uses a pipe having a diameter of 7 mm, and the pipe to the third heat exchanger block 46 that is a one-pass portion has a diameter of 7 mm.
  • the first and second heat exchanger blocks 42 and 43 have a total of four passes, normally four times the refrigerant circulation amount to the third heat exchanger block 46.
  • a refrigerant circulation amount is required, and a ⁇ 14 mm pipe is required to obtain this refrigerant circulation amount.
  • FIG. 23 is a drawing showing a configuration of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 7 of the present invention.
  • the heat exchanger block 22 corresponds to the heat exchanger block 42 configured with two paths in the configuration shown in FIG. 22.
  • the heat exchanger block 23 in FIG. 23 respond
  • the heat exchanger block 24 in FIG. 23 corresponds to the heat exchanger block 46 forming one pass portion in FIG.
  • the evaporator inlet (heat exchanger blocks 22, 23, 24) ). Since the gas-liquid two-phase refrigerant decompressed and expanded by the expansion valve 7 flows in five paths as shown in the figure, almost no refrigerant pressure loss occurs at this portion. After passing through this variable path system, they merge once and then branch again into six paths, but no large pressure loss occurs in the refrigerant even in this part (heat exchanger 3).
  • the heat exchanger constituting the variable path system and the heat exchanger 3
  • the refrigerant that has flowed out of the heat exchanger increases the flow velocity, passes through a pipe 8 (suction part connection pipe, hereinafter referred to as “suction pipe 8”) connected to the suction part of the compressor 1, and passes through the compressor.
  • suction pipe 8 suction part connection pipe
  • the accumulator and the four-way valve 2 arranged in the middle often use a 4-minute pipe (4/8 inch pipe, ⁇ 12.70 mm) in general (in an air conditioner for a general house).
  • a quadrant ( ⁇ 12.70 mm) is also used for the peripheral suction pipe 8.
  • C internal cross-sectional area
  • the internal cross-sectional area C of the quadrant is only about half that. That is, a pipe having a cross-sectional area larger than the cross-sectional areas A and B of the heat exchanger is used for the portion of the suction connection pipe 8 which tends to increase the pressure loss due to an increase in the volume flow rate of the refrigerant. Although it should be, it is narrowed as described above. In this case, it is conceivable that a large pressure loss of the refrigerant occurs as a disadvantage. Further, in the first to sixth embodiments, the pressure loss inside the heat exchanger is reduced.
  • FIG. 24 is a drawing showing the distribution of the cross-sectional area of the pipe from the heat exchanger inlet (inlet in the evaporator state) to the compressor through the heat exchanger outlet of the outdoor heat exchanger shown in FIG.
  • an example of the present invention using a five-divided tube
  • a conventional example using a quadrant
  • the suction pipe 8 from the heat exchanger outlet to the compressor 1 has a higher dryness of the refrigerant and a larger volume flow rate than the heat exchanger inlet.
  • the suction pipe 8 has a smaller cross-sectional area than the inside of the heat exchanger.
  • the suction pipe 8 is in the machine room of the outdoor unit and has a limited storage space, an increase in manufacturing cost, It is necessary to comprehensively consider the increase in the amount of refrigerant held in the tank.
  • the suction pipe 8 is a quadrant ( ⁇ 12.75 mm), a quadrant ( ⁇ 15.875 mm), and a 6-divide tube ( ⁇ 19.05 mm)
  • FIG. 25 is a drawing showing the distribution of refrigerant pressure from the heat exchanger inlet (in the evaporator state) to the compressor through the heat exchanger outlet in the actual machine.
  • the case where the amount of refrigerant is the same and a pipe having a cross-sectional area equivalent to a quintuple pipe is used (Example) and the case where a quadrant pipe is used (conventional example) are shown for comparison.
  • the refrigerant pressure loss was reduced by 0.006 MPa compared to the conventional example.
  • the refrigerant pressure in the suction part of the compressor increased by 0.003 MPa, and the efficiency of the refrigeration cycle was improved. Furthermore, under the heating low temperature condition (outdoor low temperature condition: 2/1 ° C.), the compressor operates at 100 Hz or higher, so that the efficiency improvement effect is large, the refrigerant suction pressure to the compressor rises, and the driving power to the compressor The heating input increased by about 90 W (about 1%) while the input of the power source remained the same.
  • the in-tube cross-sectional area C of the suction pipe 8 has the relationship shown in Table 2 with respect to the maximum in-tube cross-sectional area B.
  • the in-tube cross-sectional area C of the suction pipe 8 with respect to the minimum in-tube cross-sectional area A has the relationship shown in Table 3.
  • Pipe cross-sectional area C ⁇ Minimum pipe cross-sectional area (A) ⁇ 1.1 (Expression 4) It has been found that the suction pipe 8 having the in-pipe cross-sectional area C satisfying the above relationship is preferably applicable.
  • a quintuple pipe as the suction pipe 8 for a configuration employing 6 paths.
  • FIG. 26 is a drawing showing a configuration of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 8 of the present invention.
  • the pipe from the outdoor heat exchanger 3 to the four-way valve 2 in the suction pipe is a five-way pipe
  • the four-way pipe from the four-way valve 2 to the compressor 1 is the conventional one.
  • 27 shows the cross-sectional area in the pipe in the configuration of FIG. 26
  • FIG. 28 shows the pressure distribution of the refrigerant in the configuration of FIG.
  • the cross-sectional area increases from 119 mm 2 to 188 mm 2 . Even if only this part is changed, as shown in FIG. 28, the effect of reducing the pressure loss of the refrigerant in the heat exchanger constituting the evaporator can be obtained.
  • the minimum cross-sectional area A, the maximum cross-sectional area B, and the cross-sectional area C of the suction pipe 8 satisfy the following relational expression.
  • FIG. 29 is a drawing showing a configuration of a refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 9 of the present invention.
  • the refrigerant that has flowed out of the outdoor heat exchanger 3 passes through the suction pipe 8 (particularly, the pipe portion from the four-way valve 2 to the compressor 1). Not done.
  • a bypass circuit 10 for bypassing the pipe portion is provided, and an electromagnetic two-way valve 9 is provided on the bypass circuit 10.
  • the effect of substantially increasing the cross-sectional area of the suction pipe can be obtained by opening the electromagnetic two-way valve 9 only during heating (closing during cooling).
  • a predetermined effect can be obtained by using a 2.5 branch pipe ( ⁇ 7.94 mm, cross-sectional area 44.7 mm 2) as the bypass circuit 10.
  • the refrigeration cycle apparatus according to the present invention can be configured in series in the case of a condenser and in parallel in the case of an evaporator with a simple configuration. Accordingly, it is possible to improve the performance of the heat exchanger, so that it can be applied to various refrigeration cycle apparatuses including an air conditioner.

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Abstract

　冷房暖房運転時の熱交換器効率を向上させる構成を安価に実現する。本発明に係る冷凍サイクル装置は、室内外の熱交換器の少なくとも一つに複数の熱交換器ブロック（２２，２３，２４）を備え、各熱交換器ブロックが蒸発器状態では並列接続となり、凝縮器状態では直列接続となるように弁装置（２０，２１）が配置され、蒸発器状態及び凝縮器状態の何れにおいても、全ての熱交換器ブロックに冷媒が通流するように構成されている。

Description

冷凍サイクル装置
　本発明は、冷凍サイクル装置に関するものであり、特に冷凍サイクル装置の熱交換器に関するものである。
　従来、空調機などに使用される冷凍サイクル装置は、蒸発器及び凝縮器の両機能が切り換えられて動作する。この種の冷凍サイクル装置を蒸発器として使用する場合には、熱交換器での損失を最小限にしてより効率よく使用するために、圧力損失を削減するために冷媒流路を多パス化して冷媒流速を低減するのが好ましい。しかし、冷凍サイクル装置を凝縮器として使用する場合には、圧力損失を考慮する必要性が低いため、パス数を少なくしたほうが冷媒の熱伝達率を向上でき、効率良く運転することができる。
　図３０は、特許文献１に記載された従来の冷凍サイクル装置を示すブロック図である。この冷凍サイクル装置では、電磁二方弁又は逆止弁を複数組み合わせて備えることにより、蒸発器と凝縮器の切り換えに応じてパス数の切り換えを可能としている。
特開平１０－１７００８１号公報
瀬下裕、藤井雅雄著「コンパクト熱交換器」日刊工業新聞社、Ｐ８５
　しかしながら前記従来の冷凍サイクル装置の構成では以下のような課題があった。
　パス数を切り換えるために配置された電磁二方弁は高価であり、これを商品に複数（３個）配置することは、製造原価を考慮すると現実的ではなく、現実の商品の構成としては採用が困難であった。また、特許文献１の実施例には、安価な逆止弁による切り換え方式を採用した構成も記載されているが、ここに記載された構成では熱交換器の一部を使用できないため、熱交換器を最大限効率良く使用できることはできない構成となっていた。
　本発明は、前記従来の課題を解決し、安価な構成でパス数の切り換えを行うことができ、また、熱交換器をより効率的に使用することのできる冷凍サイクル装置を提供することを目的としている。
　前記従来の課題を解決するために、本発明の冷凍サイクル装置では、例えば、圧縮機、四方弁、複数の熱交換器ブロックを有する室外側熱交換器、膨張弁、室内側熱交換器、吸接配管を環状に接続する。そして、室外側熱交換器には逆止弁を配置し、冷房運転し凝縮器として使用される場合には熱交換器ブロックが直列接続となり、暖房運転し蒸発器として使用される場合には熱交換器ブロックが並列接続となる構成となっている。このような構成により、熱交換器が凝縮器として機能する場合には、冷媒流速が増加し、熱伝達率が増加する。また蒸発器として機能する場合には、圧力損失が減少し効率が改善する。
　本発明の冷凍サイクル装置によれば、安価な逆止弁のみで熱交換器をより効率的に使用することが可能となる。
本発明の実施の形態１における冷凍サイクル装置のパス可変システムを備え、３つの熱交換器ブロックからなる熱交換器の構成を示す図である。 実施の形態１における冷凍サイクル装置のパス可変システムを備え、ｎ個の熱交換器ブロックからなる熱交換器の構成を示す図である。 凝縮器及び蒸発器の最適な構成の中間的な構成を有する、従来の熱交換器の構成例を示す図である。 蒸発器及び凝縮器における熱交換器の能力と圧力損失との関係を示した図である。 実施の形態１における冷凍サイクル装置のパス可変システムを備える、３つの熱交換器ブロックからなる熱交換器を、室外熱交換器の一部として適用した場合の構成を示す図である。 実施の形態１における室外熱交換器における圧力損失の比較図である。 実施の形態１におけるパス可変システムを備える熱交換器を、室外熱交換器へ適用した実施例と、従来の構成例とを示す図である。なお、図中の（ａ）は従来の構成例を示し、（ｂ）は本実施の形態１の実施例を示している。 複数の運転モードに対する熱交換器能力と圧力損失との関係図である。なお、（ａ）は従来の構成における関係図を示し、（ｂ）は本実施の形態に係る構成における関係図を示している。 実施の形態２に係る構成であって、本発明に係る冷凍サイクル装置のパス可変システムを、室外熱交換器全体に適用した場合の構成を示す図である。 本発明に係る冷凍サイクル装置のパス可変システムを室内熱交換器の一部に適用した場合の構成を示す図である。 本発明に係る冷凍サイクル装置のパス可変システムを室内熱交換器の全体に適用した場合の構成を示す図である。 実施の形態２におけるパス可変システムにおける配管の具体的な配置構成を示す図である。なお、（ａ）は、蒸発器状態でのパス毎の配管本数を同一本数とした例を示し、（ｂ）は、蒸発器状態でのパス毎の配管本数を異ならせた例を示している。 実施の形態３における冷凍サイクル装置のパス可変システムの構成を示す図である。 実施の形態４における冷凍サイクル装置のパス可変システムを示す図である。 図１４のパス可変システムを室外熱交換器に適用した場合の構成を示す冷凍サイクル図である。 室外熱交換器の蒸発器入口部を５パス及び７パスにした場合の冷凍サイクル図である。なお、（ａ）は５パスの構成例を示し、（ｂ）は７パスの構成例を示している。 蒸発器時の熱交換器入口部のパス数を３～７の間で変化させた場合の暖房能力を示す図である。 レイノルズ数（Ｒｅ）と冷媒側熱交換効率を代表するヌッセルト数（Ｎｕ）との関係図である。 １パス部の配管本数を２～８本の間で変化させた場合の凝縮能力と冷媒圧力損失とを示す比較図である。なお、（ａ）は１パス部の配管を２本とした場合、（ｂ）は１パス部の配管を４本とした場合、（ｃ）は１パス部の配管を６本とした場合、（ｄ）は１パス部の配管を８本とした場合を示している。 実施の形態５における熱交換器の配管構成の詳細を示す図である。なお、（ａ）は凝縮器出口側の８本の配管を風上側に配置した熱交換器の構成例を示し、（ｂ）はそのような構成を採用しない場合の構成例を示している。 図２０に示す熱交換器における凝縮能力と冷媒圧力損失とを示す比較図である。なお、（ａ）は図２０（ａ）の構成を採用した場合の性能を示し、（ｂ）は図２０（ｂ）の構成を採用した場合の性能を示している。 実施の形態６に係る構成を示す図面である。 実施の形態７における冷凍サイクル図である。 実施の形態７における室外熱交換器から吸接配管までの冷媒配管の断面積の分布図である。 実施の形態７における室外熱交換器から圧縮機のアキュームレータまでの冷媒圧力の分布を示す図である。 実施の形態８における冷凍サイクル図である。 実施の形態８における室外熱交換器から吸接配管までの冷媒配管の断面積の分布図である。 実施の形態８における室外熱交換器から吸接配管までの圧力分布図である。 実施の形態９における冷凍サイクル図である。 従来の発明における系統図である。
　第１の発明は、室内熱交換器及び室外熱交換器の少なくとも一方にパス可変システムを備える冷凍サイクル装置であって、前記パス可変システムは、熱交換器全体又はその一部に、並設された奇数個の熱交換器ブロックを有し、各熱交換器ブロックの冷媒入口は分岐配管により直結され、各熱交換器ブロックの冷媒出口も別の分岐配管により直結されており、熱交換器が凝縮器として機能する場合の前記パス可変システムの入口管は、一方の最も外側に配置された熱交換器ブロックとその隣の熱交換器ブロックとの間で分岐配管に接続され、出口管は、他方の最も外側に配置された熱交換器ブロックとその隣の熱交換器ブロックとの間で分岐配管に接続され、前記入口管を接続した分岐配管には、該入口管へ向かう方向への通流を許容する弁装置が、前記一方から見て奇数番目の熱交換器ブロックと、その他方側である出口管側に隣接する偶数番目の熱交換器ブロックとの間に配置され、前記出口管を接続した分岐配管には、該出口管から離れる方向への通流を許容する弁装置が、前記一方から見て偶数番目の熱交換器ブロックと、その他方側である出口管側に隣接する奇数番目の熱交換器ブロックとの間に配置されている。これにより、奇数個有する各熱交換器ブロックが、凝縮器状態においては直列接続となり、蒸発器状態においては並列接続となる。従って、熱交換器性能をより向上させて利用することができる。
　第２の発明は、室内熱交換器及び室外熱交換器の少なくとも一方にパス可変システムを備える冷凍サイクル装置であって、前記パス可変システムは、熱交換器全体又はその一部に、偶数個の熱交換器ブロックと、熱交換器が凝縮器として機能する場合の熱交換器の出口方向への冷媒の通流を許容する弁装置を含む配管（以下、「整流配管」）とが並設された構成を有し、各熱交換器ブロックの冷媒入口及び前記整流配管の一端は分岐配管により直結され、各熱交換器ブロックの冷媒出口及び前記整流配管の他端も別の分岐配管により直結されており、熱交換器が凝縮器として機能する場合の前記パス可変システムの入口管は、一方の最も外側に配置された熱交換器ブロックとその隣の熱交換器ブロックとの間で分岐配管に接続され、出口管は、他方の最も外側に配置された前記整流配管とその隣の熱交換器ブロックとの間で分岐配管に接続され、前記入口管を接続した分岐配管には、該入口管へ向かう方向への通流を許容する弁装置が、前記一方から見て奇数番目の熱交換器ブロックと、その他方側である出口管側に隣接する偶数番目の熱交換器ブロックとの間に配置され、前記出口管を接続した分岐配管には、該出口管から離れる方向への通流を許容する弁装置が、前記一方から見て偶数番目の熱交換器ブロックと、その他方側である出口管側に隣接する奇数番目の熱交換器ブロック又は前記整流配管との間に配置されている。これにより、熱交換器ブロックを偶数個備える場合においても、第１の発明と同様になり、熱交換器性能をより向上させて利用することができる。
　第３の発明は、第１又は第２の発明において弁装置が電磁二方弁を有するものである。これにより、循環量や空調条件等に応じて弁の開閉を選択することができ、より高い熱交換器能力を得ることができる。
　第４の発明は、第１乃至第３の何れかの発明において、前記熱交換器が蒸発器として機能する場合の冷媒入口部に、前記パス可変システムが配置されているものである。これにより、最小限の熱交換器ブロックのみに対して本システムを適用するだけで、大幅な効率の向上を図ることができる。
　第５の発明は、第１乃至第４の何れかの発明において、蒸発器として機能する場合に、前記熱交換器ブロックを構成する冷媒配管の長さが、パス毎に同一であるものである。これにより、冷媒の偏流を削減し、大幅な熱交換器効率の向上を図ることができる。
　第６の発明は、第１又は第２の発明において、少なくとも圧縮機、四方弁、凝縮器を成す熱交換器、絞り装置、及び、蒸発器を成す熱交換器を、順次接続して形成された冷媒回路を備え、前記２つの熱交換器のうち少なくとも１つの熱交換器に前記パス可変システムが備えられており、前記パス可変システムを備える熱交換器が蒸発器となる場合において、前記パス可変システムは、定格運転時に、熱交換器入口での冷媒のレイノルズ数が３０００以上となるように構成されているものである。これにより、熱交換器能力を極めて効率よく利用することができる。
　第７の発明は、第６の発明において、前記パス可変システムを構成する熱交換器ブロックの配管を直径７ｍｍ，直径６．３５ｍｍ，直径５ｍｍ，直径７．９４ｍｍ以上とした場合、蒸発器として用いたときの該パス可変システムのパス数は、それぞれ６パス以下，７パス以下，１２パス以下，４パス以下とされているものである。これにより、安定的に熱交換器性能を確保することができる。
　第８の発明は、第６又は第７の発明において、前記パス可変システムを備える熱交換器が凝縮器として用いられた場合の１パス部の配管本数を、配管の直径が７ｍｍの場合には４本又は６本とし、前記１パス部の配管を含む凝縮器出口部分の配管８本を、熱交換器の風上側に配置したものである。これにより、熱交換器能力を極めて効率よく利用することができる。
　第９の発明は、第１乃至第８の何れかの発明において、少なくとも圧縮機、四方弁、凝縮器を成す熱交換器、絞り装置、及び、蒸発器を成す熱交換器を、順次接続して形成された冷媒回路を備え、前記２つの熱交換器のうち少なくとも１つの熱交換器に前記パス可変システムが備えられており、外側両端の熱交換器ブロックのうち少なくとも一方の熱交換器ブロックが有する、冷媒の流れる方向に沿って直列的に接続された配管本数よりも、これらの熱交換器ブロックの間に位置する熱交換器ブロックが有する、冷媒の流れる方向に沿って直列的に接続された配管本数の方が少ないものである。これにより、各熱交換器ブロックへの冷媒の分流特性を改善することができる。
　第１０の発明は、第１乃至第９の何れかの発明において、前記パス可変システムを備える室外熱交換器と、該室外熱交換器及び四方弁を接続する吸接配管とを備え、該吸接配管が、（室外熱交換器内配管の最大断面積）×１．２＞（吸接配管の断面積）≧（室外熱交換器内配管の最大断面積）×０．８の条件を満たすものである。これにより、室外熱交換器から流出したガス冷媒による吸接配管での圧力損失を抑制しつつ、製造原価の増加や充填冷媒量の増加等の面でもデメリットを抑制することができる。
　第１１の発明は、第１乃至第９の何れかの発明において、前記パス可変システムを備える室外熱交換器と、該室外熱交換器及び四方弁を接続する吸接配管とを備え、該吸接配管が、四方弁自体の配管と、室外熱交換器及び四方弁との接続部位を除いて、（室外熱交換器内配管の最大断面積）×１．０＞（吸接配管の断面積）≧（室外熱交換器内配管の最大断面積）×０．６の条件を満たすものである。これにより、室外熱交換器から流出したガス冷媒による吸接配管での圧力損失を抑制しつつ、製造原価の増加や充填冷媒量の増加等の面でもデメリットを抑制することができる。
　第１２の発明は、第１乃至第９の何れかの発明において、前記パス可変システムを備える室外熱交換器と、該室外熱交換器及び四方弁を接続する吸接配管とを備え、該吸接配管が、（室外熱交換器内配管の最大断面積）×１．０＞（吸接配管の断面積）≧（室外熱交換器内配管の最小断面積）×１．１の条件を満たすものである。これにより、室外熱交換器から流出したガス冷媒による吸接配管での圧力損失を抑制しつつ、製造原価の増加や充填冷媒量の増加等の面でもデメリットを抑制することができる。
　第１３の発明は、第１０乃至第１２の何れかの発明において、熱交換器の配管としてφ７ｍｍ管を用い、且つ、６分岐とした場合には吸接配管として５分管を用い、４分岐とした場合には吸接配管として４分管を用いたものである。これにより、室外熱交換器から流出したガス冷媒による吸接配管での圧力損失を抑制しつつ、製造原価の増加や充填冷媒量の増加等の面でのデメリットを抑制することができる。
　第１４の発明は、第１０乃至第１４の何れかの発明において、熱交換器の配管としてφ５ｍｍ管を用い、且つ、１２分岐とした場合には吸接配管として５分管を用い、８分岐とした場合には吸接配管として４分管を用いたものである。これにより、室外熱交換器から流出したガス冷媒による吸接配管での圧力損失を抑制しつつ、製造原価の増加や充填冷媒量の増加等の面でのデメリットを抑制することができる。
　第１５の発明は、第１乃至第９の何れかの発明において、前記パス可変システムを備える室外熱交換器と、該室外熱交換器及び四方弁を接続する吸接配管とを備え、該吸接配管が、（吸接配管の断面積）＜（室外熱交換器内配管の最大断面積）×０．８の条件を満たし、前記室外熱交換器の出口部から四方弁又は圧縮機吸入部の間を、前記吸接配管をバイパスして直結する配管を設け、該配管の途中に電磁二方弁を設けたものである。これにより、必要に応じてバイパス回路上の弁を開閉し、圧力損失を最適に制御することができる。
　第１６の発明は、第１乃至第９の何れかの発明において、前記パス可変システムを備える室外熱交換器と、該室外熱交換器及び四方弁を接続する吸接配管とを備え、該吸接配管が、四方弁自体の配管と、室外熱交換器及び四方弁との接続部位を除いて、（吸接配管の断面積）＜（室外熱交換器内配管の最大断面積）×０．６の条件を満たし、前記室外熱交換器の出口部から四方弁又は圧縮機吸入部の間を、前記吸接配管をバイパスして直結する配管を設け、該配管の途中に電磁二方弁を設けたものである。これにより、必要に応じてバイパス回路上の弁を開閉し、圧力損失を最適に制御することができる。
　以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。なお、この実施の形態によって本発明が限定されるものではない。
（実施の形態１）
　実施の形態１に係る冷凍サイクル装置は、熱交換器ブロックを奇数個有するパス可変システムを備える構成となっている。即ち、当該冷凍サイクル装置が備えるパス可変システムは、熱交換器全体又はその一部に、並設された奇数個の熱交換器ブロックを有し、各熱交換器ブロックの冷媒入口は分岐配管により直結され、各熱交換器ブロックの冷媒出口も別の分岐配管により直結されており、熱交換器が凝縮器として機能する場合の前記パス可変システムの入口管は、一方の最も外側に配置された熱交換器ブロックとその隣の熱交換器ブロックとの間で分岐配管に接続され、出口管は、他方の最も外側に配置された熱交換器ブロックとその隣の熱交換器ブロックとの間で分岐配管に接続され、前記入口管を接続した分岐配管には、該入口管へ向かう方向への通流を許容する弁装置が、前記一方から見て奇数番目の熱交換器ブロックと、その他方側である出口管側に隣接する偶数番目の熱交換器ブロックとの間に配置され、前記出口管を接続した分岐配管には、該出口管から離れる方向への通流を許容する弁装置が、前記一方から見て偶数番目の熱交換器ブロックと、その他方側である出口管側に隣接する奇数番目の熱交換器ブロックとの間に配置されている。以下、このような冷凍サイクル装置のパス可変装置の具体的な構成について説明する。
　図１は、本発明の第１の実施の形態における冷凍サイクル装置のパス可変システムを備える熱交換器の構成を示す図面であり、特に、３つの熱交換器ブロックからなるパス可変システムを示すものである。
　図１に示すパス可変システムは、３つの熱交換器ブロック２２，２３，２４がこの順序で並設された熱交換器となっている。各熱交換器ブロック２２～２４は、蒸発器として機能する場合（以下、「蒸発器状態」ともいう）に冷媒の流出口となる第１管口と、流入口となる第２管口とを有している。各熱交換器ブロック２２～２４の第１管口同士は第１分岐配管１０１を介して互い接続されており、この第１分岐配管１０１は、蒸発器状態において冷媒の出口管となる第１配管４に接続されている。なお、この第１配管４は、蒸発器状態では冷媒出口管を成す一方、凝縮器状態では冷媒入口管を成す。
　同様に、各熱交換器ブロック２２～２４の第２管口同士も第２分岐配管１０２を介して互いに接続されており、この第２分岐配管１０２は、蒸発器状態において冷媒の入口管となる第２配管５に接続されている。また、この第２配管５は蒸発器状態では冷媒入口管を成す一方、凝縮器状態では冷媒出口管を成す。
　第１分岐配管１０１において、熱交換器ブロック２２，２３の間の部分には、逆止弁２０が設けられている。この逆止弁２０は、蒸発器状態において、熱交換器ブロック２３の流出口を成す第１管口から第１配管へ向かう方向の冷媒の通流を許容し、反対方向の通流を制限する。第２分岐配管１０２において、熱交換器ブロック２３，２４の間の部分にも逆止弁２１が設けられている。この逆止弁２１は、第２配管５から、蒸発器状態において熱交換器ブロック２３の流出口を成す第２管口へ向かう方向の冷媒の通流を許容し、反対方向の通流を制限する。
　なお、ここでいう「熱交換器ブロック」は、少なくとも並設された２本の配管（例えば、銅管）を備える配管群であり、各配管は、内部を通流する冷媒と外気との間で熱交換を行う構成になっていればよい。また、配管群を構成する各配管は、互いに直列接続されていてもよいし、並列接続されていてもよい。典型的には、全体として流入口及び流出口を夫々１つずつ備える配管群が、熱交換器ブロックを構成する。例えば、外気の通流方向に直交する方向に沿って複数本の配管が配設された配管列を、一列又は複数列だけ有するものを採用することができる。
　図１に示すパス可変システムから成る熱交換器を蒸発器として使用した場合、第２配管５から気液二相の低圧冷媒が流入する。この場合は、逆止弁２１を冷媒が通過することができるので、３つの並列に配置された熱交換器ブロック２２，２３，２４を平行して冷媒が通過することができる。そして、各熱交換器ブロック２２～２４にて熱交換が行われた後、熱交換器ブロック２２からの冷媒と、逆止弁２０を通過した熱交換器２３，２４からの冷媒とが合流し、これらの冷媒は第１配管４へ流出する。
　ところで、熱交換器を構成する配管内を通過するときに冷媒に生じる圧力損失は、一般的に冷媒流速の２乗に比例して増加する。従って、本実施の形態に係る熱交換器の場合、冷媒を並列された３つの熱交換器ブロックに分散して通流させるため、流速を３分の１にすることができ、圧力損失を９分の１に低減することができる。なお、冷媒流速が低下することによって熱伝達率は低下する。しかしながら、一般的に、圧力損失の低減は圧縮機の駆動時の省エネ効果への影響が大きいため、熱伝達率の低下を考慮しても、エネルギー効率の面では圧力損失を低減した方がメリットが大きい。そのため、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置は、トータル的に消費電力の削減を図ることができる構成となっている。
　次に、図１に示すパス可変システムから成る熱交換器を凝縮器として使用した場合は、第１配管４から冷媒が高圧のガス冷媒又は気液二相冷媒として流入する。この場合、冷媒は、逆止弁２０により、第１配管４から熱交換器ブロック２３への直接的な通流が阻止される。従って、第１配管４から流入した冷媒は、まず熱交換器ブロック２２を通過し、その間に熱交換が行われる。次に、熱交換器ブロック２２から第２分岐配管１０２へ至った冷媒は、もう１つの逆止弁２１を通過できないため、第２分岐配管１０２から熱交換器ブロック２３へと流入し、ここでも熱交換が行われる。なお、各熱交換器ブロックは、冷媒の通流方向が熱交換の性能に影響しない構成となっている。
　そして、逆止弁２０の上流側（第１配管４側）は下流側（熱交換器ブロック２３側）よりも圧力が高い。そのため、熱交換器ブロック２３から第１分岐配管１０１へ流出した冷媒は、逆止弁２０の順方向へは通流しない。従って、冷媒は熱交換器ブロック２４へ流入し、ここでも熱交換が行われる。最後に、逆止弁２１においても上流側の圧力と下流側の圧力との関係から順方向へは通流せず、熱交換器ブロック２４からの冷媒は第２分岐配管１０２から第２配管５を通流し、次の冷凍サイクル過程へと流れていく。
　熱交換器が凝縮器として機能する場合は、このように各熱交換器ブロック２２～２４を順番に通流する。即ち、冷媒の流れに対し、各熱交換器ブロック２２～２４は直列に配置された構成となる。そのため、冷媒流速を増加させ熱伝達率を向上させることができる。なお、この場合、冷媒の圧力損失は増加するが、熱交換器ブロック２２～２４を通流する冷媒は高圧であり、高圧の冷媒は冷媒密度が小さいため圧力損失は十分に小さい。従って、冷凍サイクル装置のトータル的な効率に対する圧力損失の影響は小さい。
　以上のような構成をなすことで、蒸発器として機能する場合も、凝縮器として機能する場合も、熱交換器の効率を向上させることができる。また、本実施の形態１に係る冷凍サイクル装置のパス可変システムは、図１からわかるように、追加部品は逆止弁２つのみである。一般に、逆止弁は電磁二方弁の数分の１の価格であることから、従来提案されているような構成（電磁二方弁、四方弁を使用している構成）に対し、非常に安価に実現することができる。更に、逆止弁は一般的にコンパクトな形状をしているため、熱交換器への配設に際して課題が生じにくく、また、電気を使用せずに動作するため電装部品を追加する必要がなく好都合である。
　また、動作や耐久性における信頼性も、このような冷媒に対する使用実績が十分にあり問題がない。しかも、仮に逆止弁が常時完全閉塞状態又は常時開放状態となった場合であっても、冷媒は熱交換器を通過することができるため、熱交換効率が低下する点を除けば、冷凍サイクル装置の運転に際して大きな支障は生じない。
　なお、各熱交換器ブロック２２～２４の内部構成は限定されない。即ち、１列を構成する配管本数や、列数などの制限は特になく、必要に応じて最適な構成とすることが可能である。例えば、熱交換器ブロック２２は１列４本とし、熱交換器ブロック２３、２４は２列６本とすることなども可能である。但し、熱交換器の性能を最大限有効利用するためには分流を均等にするのが好ましい。そのためには、後述するが、配管本数に所定の制限を設けるのが好ましい。
　図２は、前述したパス可変システムの構成を一般化し、ｎ個の熱交換器ブロックＢ１～Ｂｎを並列に配置した場合の構成を示す図である。このように、熱交換器ブロックは３個に限定されることはなく、任意数に増加して使用することができる。
　図２に示すパス可変システムの場合、凝縮器状態で冷媒入口管を成す第１配管４を、一方の最も外側に配置された熱交換器ブロックＢ１とその隣の２番目の熱交換器ブロックＢ２との間で、第１分岐配管１０１に接続する。また、凝縮器状態で冷媒出口管を成す第２配管５を、他方の最も外側に配置された熱交換器ブロックＢｎとその隣の熱交換器ブロックＢｎ－１との間で、第２分岐配管１０２に接続する。
　また、第１分岐配管１０１には、一方の最も外側から見て奇数番目に配置された熱交換器ブロックと、その他方側（第２配管５側）に隣接配置された熱交換器ブロックとの間の部分に、逆止弁を設ける。なお、この逆止弁は、図２では符号２０に添え字を付して示している。以下では、これらの逆止弁を総称する場合には「逆止弁２０」と称する。これらの逆止弁２０は、第１分岐配管１０１を第１配管４へ向かう方向への通流を許容するように、この方向が順方向となるようにして配設されている。
　また、第２分岐配管１０２には、一方の最も外側から見て偶数番目に配置された熱交換器ブロックと、その他方側に隣接配置された熱交換器ブロックとの間の部分に、逆止弁を設ける。なお、この逆止弁は、図２では符号２１に添え字を付して示している。以下では、これらの逆止弁を総称する場合には「逆止弁２１」と称する。これらの逆止弁２１は、第２分岐配管１０２を第２配管５から離れる方向への通流を許容するように、この方向が順方向となるようにして配設されている。
　パス可変システムをこのような構成とすることで、全ての熱交換器ブロックを、冷媒の通流に対して蒸発器状態には並列構成とし、凝縮器状態には直列構成とすることができる。もちろん、内部の一部のみ逆止弁を配置せず、直列並列の切り換えができない構成を含むようにすることもできる。
　以下、本発明の実施の形態１について、実際の適用例や効果について説明する。
　従来、冷凍サイクル装置を暖房運転した場合、室外熱交換器は蒸発器として機能するため、冷媒の圧力損失が大きな消費電力の増大の原因となっていた。この場合、熱交換器のパス数を増加させ、熱交換器内の配管内の冷媒流速を低減させることで圧力損失を削減することが一般的な方法となっている。しかしながら、このような方法を採用した場合、冷凍サイクル装置を冷房運転に切り替え、室外熱交換器を凝縮器として機能させると、冷媒流速の過度の低下が熱伝達率の低下につながり、熱交換器効率の低下を招いてしまう。
　そこで従来は図３のように、熱交換器の構成として、凝縮器としての最適な構成と蒸発器としての最適な構成との中間的な構成を採用していた。しかしながら、このような構成であっても、必ずしも熱交換器効率は高いものではなかった。図４は、蒸発器及び凝縮器における熱交換器の能力と圧力損失との関係を示す図である。図４の上側のグラフに示されるように、蒸発器として機能する場合は、パス数を増加させると、圧力損失が低下する割合は蒸発器の能力が低下する割合よりも大きい。そのため、蒸発器としては、比較的パス数が多い構成において、効率面での最適解が得られる。一方、図４の下側のグラフに示されるように、凝縮器として機能する場合は、パス数を増加させると、圧力損失が低下する割合は凝縮器の能力が低下する割合よりも小さい。そのため、凝縮器としては、比較的パス数が小さい構成において、効率面での最適解が得られる。このように、蒸発器として最適なパス数よりも、凝縮器として最適なパス数は小さく、一般的には前者に対して後者は３分の１程度となることが多い。
　図５は、本発明に係る冷凍サイクル装置のパス可変システムを、室外熱交換器の一部へ適用した場合の構成を示す図面である。一般的に、熱交換器の構成は前述したように、蒸発器と凝縮器の中間的な構成とされる。そして、蒸発器状態での冷媒入口管部分の構成は、凝縮器状態での能力確保を重視して設計される傾向があるため、その配管断面積が小さな構成となってしまう。その結果、この部分に圧力損失の大部分が集中する。図６のグラフは、蒸発器としての熱交換器の内部を冷媒が通過する場合の、各部での冷媒圧力を示したものである。この図６に示すように、熱交換器が蒸発器として機能する場合、冷媒は、入口管から流入した後、１パス部、２パス部、３パス部の各細管部で圧力が急激に低下する。そして、その後は多パス化（例えば、６パス化）されるため、流速が低下し圧力の低下は緩慢になる。
　つまり、圧力損失の大部分が、熱交換器入口近傍の３分の１程度の部分において集中して発生していることがわかる。このような圧力損失の集中は、既に説明したとおり凝縮器となった場合の凝縮能力を確保するために生じたものであり、熱交換器として従来から不可避なものであった。しかしながら、例えば図５に示されるような、蒸発器状態での熱交換器の入口部分にのみ本発明の冷凍サイクル装置に係るパス可変システムを適用した構成とすることで、図６の一点鎖線に示されるように入口周辺の冷媒流速が減少するため（この図６の一点鎖線は、蒸発器状態での入口部を５パス化した場合を例示）、圧力損失が大きく削減される。
　このような構成とすることで、室外熱交換器が蒸発器として機能する場合（即ち、暖房運転時）の圧縮機の動力を削減でき、消費電力の削減を実現することができる。また、室外熱交換器が凝縮器として機能する冷房運転時には、図５の例では熱交換器ブロックが３つ直列に接続された構成となるため、熱伝達率の向上効果により圧力が低下し、サブクール（過冷却度）の増加によって、熱交換器効率の上昇、即ち消費電力の削減を図ることができる。
　図７は、本発明に係るパス可変システムを備える熱交換器の詳細な構成例（ｂ）を、従来の構成例（ａ）と並べて示している。従来の室外熱交換器は図７（ａ）に示すような構成が一般的であった。この従来例の場合、凝縮運転時には、風下側から６パスに冷媒が流入する。そして、順次３パス、２パス、１パスと冷媒密度の増加に逆比例させて配管断面積は減少させている。一方で、蒸発運転時には、逆に冷媒の密度に逆比例させて配管断面積を増加させる構成となっている。しかしながら、蒸発器状態での入口付近の冷媒は、凝縮運転時においては１００％液冷媒になっているが、蒸発運転時では約８０％程度の液比率（冷媒中の液冷媒が占める質量の比率）にしかならない。従って、低圧冷媒では圧力損失が大きいということを考慮すると、やはり最適な配管構成ではないといえる。
　図７（ｂ）は本発明の実施例を示している。この実施例の場合、蒸発器状態での入口部分のみを３ブロック化して本発明の冷凍サイクル装置に係るパス可変システムを適用している。この構成において冷媒は、蒸発器状態での冷媒入口管から、熱交換器最下部の熱交換器ブロック（２列４本）へ流入する回路と、逆止弁２１を通過して２つの熱交換器ブロック（それぞれ２列８本）へ流入する回路とに分岐する。そして、下部の３つの熱交換ブロックを５パスで通過した後、逆止弁２０を通過した後に全てが合流する。その後は再度分岐して、上部の６パスから成る熱交換器ブロックへと流入する。
　その結果、蒸発器として機能する時には、冷媒入口付近を３つの熱交換器ブロックによって５パス化することができ、冷媒流速は約３分の１、圧力損失は約９分の１にすることができる。また、凝縮運転時には１パスを２本しか配置できなかった従来例（図７（ａ）参照）とは異なり、本実施例ではパス可変システムを採用しつつ１パスを４本配置することにより、蒸発運転時の圧力損失を増加させずに、凝縮運転時の熱交換器能力を増加させることができる。
　図８は、各運転モードにおける熱交換器能力と圧力損失とをまとめた図表である。図８では、従来構成の熱交換器能力及び圧力損失を、「ベース熱交換器」と題した上側の図表にまとめており、本発明に係る構成の熱交換器能力及び圧力損失は下側の図表にまとめている。本発明に係る構成を従来構成と比較すると、蒸発器の能力（蒸発能力）としてはほぼ同等の性能を確保しつつ、圧力損失は冷媒の循環量に比例して（最小能力時から最大能力時への遷移に従って）削減されていることがわかる。この圧力損失は、冷凍サイクル装置の中で最も消費電力の大きな圧縮機の動力に直接影響を与える。従って、本発明に係る構成によれば、装置全体の消費電力を大きく削減することができる。また、凝縮器の能力（凝縮能力）については、圧力損失は若干増加しているが絶対値としての影響は小さく、それ以上に凝縮能力の増加が顕著である。そのため、冷媒の循環量を削減することで圧縮機の動力を削減すれば、冷凍サイクル装置全体の消費電力を削減することができる。なお、図中の「中間能力時」とは、定格能力の半分の能力で運転した場合を意味している。
（実施の形態２）
　図９は、本発明に係る冷凍サイクル装置のパス可変システムを、室外熱交換器全体に適用した場合の構成を示している。即ち、図９に示す例では、室外熱交換器全体を、本発明に係る冷凍サイクル装置が提案する可変パスシステムの構成としており、ここでは、図１に示した構成を室外熱交換器全体に適用した場合を示している。このように、熱交換器全体をブロック化して可変パスシステムを適用した場合でも、既に説明したのと同様の効果を得ることができる。
　また図１０及び図１１は、本発明に係る冷凍サイクル装置のパス可変システムを室内熱交換器へ適用した場合の構成を示す図面である。ここで、図１０では、室内熱交換器の一部（蒸発器状態での冷媒入口部）にパス可変システムを設けた場合の構成を示している。また、図１１では、室内熱交換器の全体に、パス可変システムを適用した場合の構成を示している。これらのような構成を採用した場合も、既に述べた効果を得ることができる。
　また、上記では逆止弁を採用した場合について説明したが、これに限られず、一方への冷媒の通流を許容し、且つ、他方への冷媒の通流を制限（又は阻止）できる弁装置であれば他の構成を採用してもよい。例えば、製造原価を問わなければ、逆止弁の替わりに電磁二方弁を採用することも可能である。但し、その場合は、熱交換器効率を評価するにあたって、電磁弁の消費電力を考慮する必要がある。
　図１２は、本発明の実施の形態２に係るパス可変システムおける配管の具体的な配置構成を示す図面である。また、図１２（ａ）は、本発明の実施例として、蒸発器として機能するときの各ブロックの冷媒流量を均一化するために、蒸発器状態でのパス毎の配管本数を同一本数（４本）とした例を示している。一方、図１２（ｂ）には、蒸発器状態でのパス毎の配管本数を異ならせた場合の構成例を示している。
　図１２（ａ）の構成の場合、各配管を通過する冷媒量が均一化されるため、熱交換器性能を十分に発揮することができる。一方で、図１２（ｂ）の構成の場合、各配管を通過する冷媒量は、配管毎に異なってしまい、熱交換器性能を十分に発揮することが困難になる。なお、図１２（ａ）及び図１２（ｂ）の夫々の下部に示した蒸発能力は、定格運転時での数値であり、両者を比較すると約１８Ｗの差が発生している。
（実施の形態３）
　本実施の形態３に係る冷凍サイクル装置は、熱交換器ブロックを偶数個有するパス可変システムを備えた構成となっている。即ち、当該冷凍サイクル装置が備えるパス可変システムは、熱交換器全体又はその一部に、偶数個の熱交換器ブロックと、熱交換器が凝縮器として機能する場合の熱交換器の出口方向への冷媒の通流を許容する弁装置を含む配管（以下、「整流配管」）とが並設された構成を有し、各熱交換器ブロックの冷媒入口及び前記整流配管の一端は分岐配管により直結され、各熱交換器ブロックの冷媒出口及び前記整流配管の他端も別の分岐配管により直結されており、熱交換器が凝縮器として機能する場合の前記パス可変システムの入口管は、一方の最も外側に配置された熱交換器ブロックとその隣の熱交換器ブロックとの間で分岐配管に接続され、出口管は、他方の最も外側に配置された前記整流配管とその隣の熱交換器ブロックとの間で分岐配管に接続され、前記入口管を接続した分岐配管には、該入口管へ向かう方向への通流を許容する弁装置が、前記一方から見て奇数番目の熱交換器ブロックと、その他方側である出口管側に隣接する偶数番目の熱交換器ブロックとの間に配置され、前記出口管を接続した分岐配管には、該出口管から離れる方向への通流を許容する弁装置が、前記一方から見て偶数番目の熱交換器ブロックと、その他方側である出口管側に隣接する奇数番目の熱交換器ブロック又は前記整流配管との間に配置されている。以下、このような冷凍サイクル装置のパス可変装置の具体的な構成について、熱交換器ブロックを２つ備える例について説明する。
　図１３は、本発明の実施の形態３に係る冷凍サイクル装置のパス可変システムの構成を示す図面である。このパス可変システムは、並設された２つの熱交換器ブロック２２，２３と、逆止弁２５が途中に介在する整流配管とを備えている。簡単に説明すれば、図１３に示すパス可変システムは、図１に示したパス可変システムにおいて、最も外側（蒸発器状態における出口管（第２配管５）に近い側）の熱交換器ブロック２４を、整流配管に置換した構成となっている。なお補足しておくと、この整流配管では、逆止弁２５により、上流端から下流端へ向かう冷媒の通流のみが許容され、反対向きの通流は制限（阻止）される。そして、整流配管の上流端は第１分岐配管１０１に接続され、下流端は第２分岐配管１０２に接続されている。
　このようなパス可変システムの場合、蒸発器状態では、第２配管５から気液二相の低圧冷媒が流入する。冷媒は、整流配管上の逆止弁２５を上流端側へは通過できないため、第２分岐配管１０２上の逆止弁２１を通過し、２つの熱交換器ブロック２２，２３に分岐して通流し、これら熱交換器ブロック２２，２３を通流する間に熱交換が行われる。その後、熱交換器ブロック２２を通過した冷媒に、熱交換器ブロック２３及び逆止弁２０を通過した冷媒が合流し、第１配管４を通ってパス可変システムから流出し、更に下流側の冷凍サイクルへと流れる。
　一方、凝縮器状態では、冷媒は、第１配管４から高圧の気液二相又はガス冷媒として流入する。この冷媒は、逆止弁２０を逆方向へは通過できないため、その全量が熱交換器ブロック２２を通過し、その間に熱交換が行われる。熱交換器ブロック２２を通過した冷媒は、逆止弁２１も通過できないため、その全量が熱交換器ブロック２３を通過し、その間にも熱交換が行われる。熱交換器ブロック２３を通過した冷媒は、逆止弁２５を通過できるため、整流配管を上流端から下流端へ通流し、第２配管５を通じて更に下流側の冷凍サイクル装置へと流出する。
　図１３に示したパス可変システムの場合、このように冷媒が流れる。そのため、蒸発器状態では冷媒は２パスの平行流となって圧力損失が削減される。また、凝縮器状態では各熱交換器ブロック２２，２３が直列接続となるため、熱伝達率を増加することができ、熱交換器としての効率を向上させることができる。なお、本実施の形態３に係る構成は、実施の形態１に係る構成と比較した場合、逆止弁が一つ多い。しかしながら、蒸発器時のパス数が少なくなるため、蒸発器状態での熱伝達率の低下による性能低下が大きな場合には、有効な構成である。
（実施の形態４）
　図１４は、本発明の実施の形態４に係る冷凍サイクル装置のパス可変システムを示す図面であり、特に、蒸発器時のパス数が３パスの場合を示したものである。また図１５は、図１４のパス可変システムを室外熱交換器へ適用した場合の構成を示した冷凍サイクル図である。本実施の形態４では、配管径φ７ｍｍの熱交換器を用い、冷房標準能力４．０ｋＷ、暖房標準能力５．０ｋＷのエアコン（air conditioner）を想定している。
　図１４及び図１５に示すパス可変システムは、実施の形態３に示したパス可変システム（図１３参照）における熱交換器ブロック２２を、８本の配管で２パスに構成した２パス部４２（各パスは配管４本で構成）とし、熱交換器ブロック２３を、４本の配管で１パスに構成した１パス部４４としたものである。
　図１５において、暖房時（室外熱交換器は蒸発器状態）には、圧縮機１から吐出された高温高圧のガス冷媒（本実施の形態では冷媒としてＲ４１０Ａを使用している）は四方弁２によって室内熱交換器１２へ流れ、凝縮される。液化した冷媒は、室外機に搭載されている膨張弁７あるいはキャピラリーによって減圧され、気液二相の冷媒となって室外熱交換器へ入る。ここで、従来の熱交換器では、入口部が１パスあるいは２パスなどの流路断面積の狭い構成となっていたが、本実施の形態に係る熱交換器の場合、その入口部分にパス可変システムを設けているため、図１４及び図１５に示すように熱交換器の入口は、２パス部４２と１パス部４４のあわせて３パスに冷媒が流れるようになる。
　このことは、入口を１パスとした場合に比べて、流路断面積は３倍になり、冷媒流速は３分の１になり、冷媒圧力損失は９分の１になることを意味している。しかしながら、冷媒流速を低下させると、冷媒への熱伝達率を低下させることになるため、どこまでパス数を増加させた場合が最適なのかに関して明確ではなかった。図１６（ａ），（ｂ）は、夫々５パス、７パスとした場合のパス可変システムを備える熱交換器の構成例を示す図面である。図１７は、図１４に示した３パスの構成と、図１６に示した５パス及び７パスの構成とを比較する。これら３つの構成において、暖房定格運転（暖房能力５ｋＷに相当）をした場合の室外熱交換器能力（蒸発器能力）を比較した図面である。図１７からわかるように、パス数を３パスから５パスとした場合は能力が向上しているが、５パスから７パスとすると能力が低下してしまっている。
　また、図１７には、蒸発器として機能する場合の熱交換器入口部における冷媒のレイノルズ数（Reynolds number）を示している。これによると、７パスの場合のみ乱流域ではなく乱流遷移域になってしまっていることがわかる。図１８は、非特許文献１より抽出した流れ場の状態（層流、乱流、乱流遷移域）の一般的な区別（レイノルズ数と流れ場の状態との関係）を示した表である。これによると、レイノルズ数が２０００～３０００の間で、層流と乱流との間での遷移現象が起こることが示されているが、遷移現象が起きる状態での、冷媒熱伝達率を代表するヌッセルト数（Nusselt number）は、現在明確な関係式が見つかっていない（非特許文献１より）。
　図１７に示す数値の計測対象となった構成によると、７パス化まで多パス化してしまうと、蒸発器入口部分の流れ場の状態が乱流遷移域になってしまい、極端な熱交換器能力の低下を招く可能性があることが分かった。さらに、図１８によると、乱流域のうちで最も低いレイノルズ数のときが、熱伝達率の低下を抑制しつつ圧力損失を大幅に低減できる構成（パス数）であることが分かる。
　この点についてさらに詳細な説明をする。パス数の増加は、前述したように冷媒流速の低下、即ち、レイノルズ数の低下を生じさせる。そして、ヌッセルト数に代表される熱伝達率は、レイノルズ数の０．８乗に比例して低下する（換言すれば、冷媒流速の０．８乗に比例して低下する）。即ち、パス数が増加してレイノルズ数が低下すると、レイノルズ数の０．８乗に比例して熱伝達率が低下する。しかし、冷媒の圧力損失は冷媒流速の２乗に比例して増加するため、冷媒流速は最大限低下させて圧力損失を極力低減させた方が効率がよい。
　つまり、圧力損失の低減という観点からすれば、パス数を増加させて冷媒流速を減少させたほうがよい。一方で熱伝達率の観点からすれば、冷媒流速を過剰に減少させると、レイノルズ数も過剰に現象し、乱流域から外れて遷移域或いは層流域になってしまい、熱伝達率が急減する。これらの現象を鑑みると、乱流域のうちで最も低いレイノルズ数（例えば、３０００）になるように、パス数を決定することが最も効率の良い構成となる。
　なお、本実施の形態４に係る熱交換器の配管径は、冷房能力及び暖房能力の程度に応じて限定されるわけではない。
　例えば、暖房能力（蒸発器能力）が５．０ｋＷの場合に、冷媒のレイノルズ数が３０００以上となる好ましい構成は、次のとおりである。即ち、熱交換器の配管が直径６．３５ｍｍ（２分管；外径が２／８インチの管）の場合は、蒸発器として用いたときのパス数を７パス以下とすればよい。直径５ｍｍの場合は、蒸発器として用いたときのパス数を１２パス以下とすればよい。直径７．９４ｍｍ（２．５分管；外径が２．５／８インチの管）以上の場合は、蒸発器として用いたときのパス数を４パス以下とすればよい。
（実施の形態５）
　従来のパス可変システムを搭載しない構成の場合、１パス部（即ち、凝縮器として機能する場合の出口部分）の配管本数は、比較的自由に選択することができる。しかしながら本発明に係るパス可変システムを搭載した場合、１パス部の長さによって、蒸発器時の配管本数がある程度制約を受ける。例えば、１パスを構成する配管本数を８本とし、蒸発器状態における冷媒入口部分のパス数を５パスと仮定すると、この熱交換器ブロックでは８×５＝４０本の配管が少なくとも必要となる。
　一般的に、熱交換の配管本数は、配管同士のピッチ、コスト、通風抵抗等の制約から、φ７ｍｍの配管を使用した２列熱交では約６０～７０本に制限される。このうちの４０本がパス可変システム用に割り当てられると、凝縮器状態での１パス部が長寸化し過ぎてしまい、分流性能や配管の収納性などの面から、熱交換器全体としては最適化が困難となる。つまり、１パス部の配管本数を最適化しないと、熱交換器効率の向上が困難となる。
　そこで本実施の形態５では、凝縮器としての好ましい構成を提案する。本実施例では、φ７ｍｍの配管を用いた室外熱交換器について開示する。凝縮器状態での出口部にパス可変システムを適用した場合、図１４及び図１５に示されるような構成となるが、凝縮能力を向上させるためには、凝縮器出口部の液密度の高い冷媒を、圧力損失の増加を抑制しつつ、配管断面積を減少させて冷媒流速を増加させ、熱交換能力を増加させる必要がある。
　最適な出口部の構成、特に、１パス部の配管本数及び配置場所が重要になる。図１９は、１パス部の配管本数を２本、４本、６本、８本とした場合の熱交換器能力を比較した表である。なお、蒸発器状態での当該部分のパス数は、すべて５パスに統一している。この表からわかるように、１パスの配管本数によって凝縮性能が変化している。即ち、１パス部が配管２本の場合よりも、配管本数を増加させた４本、６本、８本の場合の方が、相対的に性能は向上していることがわかる。
　しかし、配管本数の増加に単純に比例して凝縮能力が向上するのではなく、凝縮能力は４本～６本あたりで上限に達している。一方、配管本数の増加に伴い、特に６本あたりから圧力損失が急激に増加している。冷媒の圧力損失の増加は、圧縮機１の動力増加の直接的な原因となり、冷凍サイクル装置における大幅な効率低下の要因となる。従って、凝縮効率が最高となるのは１パス本数が４本ないし６本であることがわかる。
　そこで、１パス本数は４本としつつ、１パス部を含む凝縮器出口配管８本を、より熱交換器効率の良い風上側に配置し、対向流効果を利用するのが好ましい。図２０（ａ）は、１パスの配管４本を含む凝縮器出口側８本の配管を風上側に配置した熱交換器の構成例を示しており、図２０（ｂ）は、そのような構成を採用しない熱交換器の構成例を示している。また、図２１は、図２０（ａ），（ｂ）の各構成を採用した場合の凝縮能力の差を示す図面である。これらの図２０及び図２１から、１パス４本を含む凝縮器出口配管を風上側に配置した構成が、凝縮器としても熱交換器効率が最大限発揮されている構成であることがわかる。
（実施の形態６）
　図２２は、本発明の実施の形態６の冷凍サイクル装置の熱交換器の構成を示す図面である。ここでは、熱交換器の蒸発器状態での入口部を５パスにした例を示している。
　この熱交換器が凝縮器として機能する場合、冷媒は、熱交換器全体の入口部分である６パス部へ流入し、合流部５０にて全冷媒が合流する。その後、冷媒は、３つの熱交換器ブロック４２，４３，４６からなるパス可変システムへ流入する。具体的には、まず、全量の冷媒は、２パスで４本ずつ配管がある第一番目の熱交換器ブロック４２を通過し、ここで熱交換（放熱）する。次に、各パスを通流した冷媒は合流し、風上側に配置された第二番目の熱交換器ブロック４３へ入る。この熱交換器ブロック４３では、２パスに構成され各パス２本ずつ配置された配管を冷媒が通過し、通常はこの配管を通流する途中でサブクールがとれ冷媒は液化する。そして、各パスを通流した冷媒は再び合流し、その後に１パス部である第三番目の熱交換器ブロック４６へ入る。この熱交換器ブロック４６は、１パスを構成する配管４本が風上側に配置された構成となっているため、冷媒流速が増加して熱伝達率が向上し、十分にサブクールが確保される。
　次に、蒸発器として機能する場合について説明する。蒸発器状態では凝縮器状態とは逆に冷媒が流れる。即ち、冷媒は、蒸発器状態での冷媒入口管４７から流入する。その後、凝縮器状態での１パス部である第三番目の熱交換器ブロック４６の配管４本へ入る第１ルートと、逆止弁２１を通過した後に第一番目と第二番目の熱交換器ブロック４２，４３へと流れる第２ルートとに、分岐管４８で分かれる。
　また、第２ルートにおいて冷媒は、分岐管４９で分岐して第一番目の熱交換器ブロック４２と、第二番目の熱交換器ブロック４３とに分かれる。第一番目の熱交換器ブロック４２は、４本の配管を有するパスを２パス備え、合計８本の配管を通流する間に冷媒は蒸発し、逆止弁２０を通過することなく合流部５０に至り、次の熱交換器３へと流れていく。第二番目の熱交換器ブロック４３は、２本の配管を有するパスを２パス備え、合計４本の配管を通流する間に冷媒は蒸発する。熱交換器ブロック４３を出た冷媒は、第三番目の熱交換器ブロック４６で蒸発した冷媒と合流する。合流後の冷媒は、逆止弁２０を通過した後に合流部５０に至り、次の熱交換器３へと流れていく。
　以上の説明から理解されるように、冷媒は、第二番目の熱交換器ブロック４３を通過する場合のみ２つの逆止弁２０，２１を通過する。一般的に逆止弁は、Ｒ４１０Ａのような高圧冷媒であれば圧力損失は無視しうるレベルにあるが、そうであっても圧力損失はゼロではない。よって、第二番目の熱交換器ブロック４３を通過する冷媒は、逆止弁を２回通過する分だけ、他の熱交換器ブロックを通過する冷媒に比べて循環量（通流量）が減少しやすい傾向にある。そこで、本実施の形態６では、この冷媒循環量が減少しやすい第二番目の熱交換器ブロック４３のみ、他の熱交換器ブロックよりも冷媒流方向の配管本数を減らして２本にしている。その結果として、暖房運転時の圧縮機の運転周波数の全域（即ち、暖房運転時の最低周波数から、定格周波数を経て、低温時における最大周波数に至るまでのすべての周波数領域）において、蒸発器として機能する熱交換器は、５パスという多パス熱交換器であるにもかかわらず、パスバランスが大きく悪化することはない（即ち、各パスの冷媒流量の偏りは小さい）。
　なお、例えば先に説明した図２のようなパス可変システムの場合においても同様のことがいえる。具体的には、図２の構成の場合、両外側に位置する熱交換器ブロックＢ１，Ｂｎを通流する冷媒が通過する逆止弁の数に比べて、これらの間に位置する各熱交換ブロックＢ２～Ｂｎ－１を通流する冷媒が通過する逆止弁の数は多い。従って、各熱交換ブロックＢ２～Ｂｎ－１を構成して直列的に接続された配管本数を、両外側の熱交換器ブロックＢ１，Ｂｎを構成して直列的に接続された配管本数のうち少なくとも一方より、少なくすると、パスバランスを良好に確保することができる。更に、図２は熱交換器ブロックが奇数個備えられた構成であるが、熱交換器ブロックが偶数個備えられた構成でも、上記と同様のことがいえる。
　さらに、配管設計という観点から考えた場合について説明する。前述したように蒸発器状態での冷媒入口管４７から入る冷媒は、分岐管４８にて２分岐される。ここで、本実施の形態に係る熱交換器はφ７ｍｍの配管を使用しており、１パス部である第三番目の熱交換器ブロック４６への配管はφ７ｍｍである。これに対して、第一、二番目の熱交換器ブロック４２，４３は合わせて４パスのため、通常であれば第三番目の熱交換器ブロック４６への冷媒循環量に対して４倍の冷媒循環量が必要であり、この冷媒循環量を得るためにはφ１４ｍｍの配管が必要とされる。しかし、このような太い配管は室外機の構造上収納できなくなる場合があり、且つ、製造原価の増大や性能低下を招いてしまう。そこで、本実施の形態６では、既に述べたように、第二番目の熱交換器ブロック４３の配管本数を半分の２本とすることで、必要な冷媒循環量を削減し、細い配管（本発明ではφ９．５４ｍｍの配管を採用）でも冷媒の偏流や圧力損失の発生を抑制しつつ、収納性を向上させることができるようになっている。
（実施の形態７）
　図２３は、本発明の実施の形態７の冷凍サイクル装置の構成を示す図面である。この実施の形態では、既に説明をしたパス可変システムを搭載した熱交換器（φ７．００ｍｍ管、出口部６パス分岐）を、室外熱交換器へ採用した場合について説明する。但し、本発明は図示した構成例に限定されるものではない。なお、図２３に示す室外熱交換器のうち、熱交換器ブロック２２は、図２２に示した構成において２パス８本に構成された熱交換器ブロック４２に対応する。また、図２３中の熱交換器ブロック２３は、図２２において逆止弁を２回通流する２パス４本に構成された熱交換器ブロック４３に対応する。また、図２３中の熱交換器ブロック２４は、図２２において１パス部を成す熱交換器ブロック４６に対応する。
　図２３に示すように、暖房時に蒸発器として機能する熱交換器の圧力損失を削減し、これにより熱交換器効率を向上させるために、蒸発器入口部（熱交換器ブロック２２，２３，２４）を多パス化する。膨張弁７によって減圧膨張させられた気液二相冷媒は、図に示されるように５パスに分岐して流れるため、この部分での冷媒圧力損失はほとんど発生しない。このパス可変システムを通過した後、一旦合流し、その後に再度６パスに分岐するが、この部分（熱交換器３）でも冷媒に大きな圧力損失は発生しない。しかし、熱交換器（パス可変システムを成す熱交換器、及び、熱交換器３）の内部構成として、冷媒側からみた管内断面積は２種類ある。具体的には、前半の５パス部（パス可変システムを構成する熱交換器ブロック２２，２３，２４）に存在する最小管内断面積（Ａ）と、後半部（熱交換器３）に存在する最大管内断面積（Ｂ）とがある。例えば、室外熱交換器の配管としてφ７．００ｍｍ管を用いた場合は、それぞれＡ＝１７１ｍｍ２、Ｂ＝２０５ｍｍ２となる。
　しかし、熱交換器を流出した冷媒は流速を高めて、圧縮機１の吸入部に接続される配管８（吸入部接続配管，以下、「吸接配管８」と称する）を通過し、圧縮機１の吸入部にあるアキュームレータ（accumulator）へと戻る。アキュームレータや途中に配置される四方弁２は一般的（一般住宅向けのエアコンでは）に４分配管（４／８インチ管，φ１２．７０ｍｍ）を用いている場合が多く、従来は、必然的に周辺の吸接配管８も４分管（φ１２．７０ｍｍ）が使用される。ここで、４分管（φ１２．７０ｍｍ）の内部断面積（Ｃ）を計算すると、Ｃ＝１１９ｍｍ２しかない。
　上述した熱交換器内部の断面積Ａ、Ｂと比較すると、４分管の内部断面積Ｃはその半分程度しかない。即ち、本来であれば、冷媒の体積流量が増加して圧力損失が増加しやすいこの吸入接続配管８の部分には、熱交換器の断面積Ａ，Ｂよりも大きな断面積を有する配管を用いるべきであるが、上記のとおり逆に細くなっている。この場合、デメリットとして、冷媒の大きな圧力損失が発生することが考えられる。また、本実施の形態１～６では熱交換器内部の圧力損失を削減したが、吸接配管８の寸法によっては、該吸接配管８での通流抵抗が律速となり、冷凍サイクル装置全体として見た場合に十分な効果を引き出せなくなる可能性がある。そこで、以下では、上記断面積Ａ、Ｂ、Ｃの関係を最適化することによって、熱交換器効率を最大限発揮できる構成について説明する。
　図２４は、図２３に記載の室外熱交換器の、熱交換器入口（蒸発器状態での入口）から熱交換器出口を経て圧縮機に至るまでの配管断面積の分布を示す図面であり、比較のために本発明の実施例（５分管を使用）と従来例（４分管を使用）とを示している。熱交換器入口よりも、熱交換器出口から圧縮機１までの吸接配管８の方が、冷媒の乾き度は高く、体積流量も大きい。そうであるにもかかわらず、図２４に示す従来例では、吸接配管８の方が熱交換器内部よりも、断面積が小さくなっている。
　ここで、冷媒の圧力損失をＹとし、冷媒の体積流速をＸとすると、下記の関係を満たす。
Ｙ∝Ｘ２・・・（式１）
　また、管内断面積をＺとすると、下記の関係を満たす。
Ｘ∝（１／Ｚ）・・・（式２）
　つまり、従来例の場合、吸接配管での冷媒の圧力損失は熱交換器内部での冷媒の圧力損失に比べて約３倍に増加してしまっている。そこで、吸接配管８の管内断面積の最適化を図る必要があるが、一般に吸接配管８は室外機の機械室内にあって収納スペースに限りがあることや、製造原価の増加、配管内に保持される冷媒量の増加等を総合的に考慮する必要がある。
　そこで、吸接配管８を４分管（φ１２．７５ｍｍ）、５分管（φ１５．８７５ｍｍ）、６分管（φ１９．０５ｍｍ）とした場合について、１．６ｍあたりの銅管質量（ｇ）と、保持冷媒量（ｇ）とについて比較し、更に、冷媒の圧力損失（ＭＰａ）については、暖房定格運転条件（Ｑ＝５０００Ｗ、冷媒Ｒ４１０Ａ）計算によって比較した。この比較の結果を表１に示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
 　この計算結果からすると、５分管にすれば圧力損失を十分削減しつつ、冷媒保持量や銅質量の増加を抑制することができることが分かる。なお、６分管以上では、冷媒圧力損失の低減の面での効果がそれほど増えない一方、製品化に際して必要な曲げ加工等の製造の容易性の面で課題が大きくなってしまうため、好ましい構成とはいえない。
　図２５は、実機において、熱交換器入口（蒸発器状態での入口）から熱交換器出口を経て圧縮機に至るまでの冷媒圧力の分布を示す図面である。この図では、冷媒量は同一とし、５分管相当の断面積を有する配管を用いた場合（実施例）と、４分管を用いた場合（従来例）とを、比較のために示している。この図２５からわかるように、実施例では従来例に比べると冷媒圧力損失が０．００６ＭＰａ削減された。
　このような吸接配管８での冷媒の圧力損失の削減効果は、冷凍サイクルの律速条件に基づき、特に熱交換器入口にて顕著に現れ、また、熱交換器の全体においてもその効果が現れる。一方、圧縮機における冷媒の吸入圧力は同一であるため、圧縮機への駆動電力の入力の増加はほとんどない。そして、圧力損失の削減により、蒸発器を成す熱交換器の温度が全体に約０．１Ｋ低下し、空気側との温度差が増加（約２％）する。その結果、熱交換器能力としては、約２０Ｗ（約０．４％）増加し、冷凍サイクルとしての効率が向上した。
　また、中間能力での暖房運転時（Ｑ＝２５００Ｗ）には、圧縮機の吸入部の冷媒圧力が０．００３ＭＰａ上昇し、冷凍サイクルの効率が改善した。さらに、暖房低温条件（室外低温条件：２／１℃）では、圧縮機が１００Ｈｚ以上で運転するため効率改善効果が大きく、圧縮機への冷媒の吸入圧力が上昇し、圧縮機への駆動電力の入力は同一のままで、暖房能力が約９０Ｗ（約１％）増加した。
　以上の結果をまとめると、吸接配管８の管内断面積Ｃは最大管内断面積Ｂに対して表２に示す関係がある。そして、
　　最大管内断面積（Ｂ）×１．２＞管内断面積Ｃ≧最大管内断面積（Ｂ）×０．８
　　　　・・・（式３）
　の関係を満たす管内断面積Ｃを有する吸接配管８が、好ましく適用できる構成であることがわかった。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000002
 　また、最小管内断面積Ａに対する吸接配管８の管内断面積Ｃは、表３に示す関係がある。そして、
　　管内断面積Ｃ≧最小管内断面積（Ａ）×１．１　・・・（式４）
　の関係を満たす管内断面積Ｃを有する吸接配管８が、好ましく適用できる構成であることがわかった。このように、本実施の形態では、熱交換器にφ７．００ｍｍ管を使用した場合、６パスを採用した構成に対しては吸接配管８として５分管を用いるのが好ましい。なお、同様の手法により、φ７．００ｍｍ管を使用した熱交換器において、４パスを採用した構成に対しては、吸接配管８として４分管を用いるのが好ましいことがわかった。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000003
 　また、熱交換器にφ５．００ｍｍ管を使用した場合、熱交換器の圧力損失増加を現状程度に抑制するためには１２パスが必要である。この構成の場合、上述した例と同様に試算すると、吸接配管８として５分管を使用することで、上記の（式３）及び（式４）を満足する構成とすることができる。さらに、８パスとした場合には４分管が最適であり、この場合も上記関係式を満足する。
（実施の形態８）
　図２６は、本発明の実施の形態８に係る冷凍サイクル装置の構成を示す図面である。実施の形態８は、前述した実施の形態７と異なり、吸接配管のうち室外側熱交換器３から四方弁２までのみを５分管とし、四方弁２から圧縮機１までは従来通り４分管とした例である。図２７は、図２６の構成での管内断面積を示し、図２８は、図２６の構成での冷媒の圧力分布を示している。この構成では、熱交換器出口から四方弁までのみを５分管としたため、断面積は１１９ｍｍ２から１８８ｍｍ２へ増加している。この部分だけを変更だけでも、図２８に示されるように、蒸発器を成す熱交換器での冷媒の圧力損失の削減効果を得ることができる。
　なお、この構成の場合、最小管内断面積Ａ，最大管内断面積Ｂ，吸接配管８の管内断面積Ｃは、下記の関係式を満足するのが好ましい。
　　最大管内断面積（Ｂ）×１．０＞　管内断面積Ｃ≧最大管内断面積（Ｂ）×０．６
　　　・・・（式５）
　　管内断面積Ｃ≧最小管内断面積（Ａ）×１．１　・・・（式６）
　本実施の形態８によれば、実施の形態７と比較して得られる効果は小さいものの、配管ブロックの構成が容易であり、製造が容易になるという利点を有する。
（実施の形態９）
　図２９は、本発明の実施の形態９に係る冷凍サイクル装置の構成を示す図面である。実施の形態９は、前述した実施の形態７、８とは異なり、室外側熱交換器３を流出した冷媒が吸接配管８（特に、四方弁２から圧縮機１に至る配管部分）を経由していない。そして、当該配管部分をバイパスさせるバイパス回路１０を設け、該バイパス回路１０上に電磁二方弁９を設けている。このような構成の場合、暖房時にのみ電磁二方弁９を開放する（冷房時には閉塞）ことで、実質的に吸接配管の断面積を増加させる効果を得ることができる。具体的には、バイパス回路１０として２．５分管（φ７．９４ｍｍ、断面積４４．７ｍｍ２）を用いることで、所定の効果を得ることができる。
　また、図２９に示す構成では、熱交換器３の出口から圧縮機１へ直接的にバイパスしているが、これに替えて、効率改善効果は減少するものの、構造上の制約等を満たすために四方弁２の直前部分と直後部分とをバイパス回路１０で接続する構成とすることも可能である。
　本発明にかかる冷凍サイクル装置は、簡単な構成により凝縮器の場合は直列に、蒸発器の場合は並列に構成することができる。従って、熱交換器性能を向上させることが可能となるので、空気調和機を始めとして種々の冷凍サイクル装置に適用することができる。
　１　圧縮機
　２　四方弁
　３　室外側熱交換器
　４　第１配管（蒸発器状態での熱交換器出口管）
　５　第２配管（蒸発器状態での熱交換器入口管）
　７　膨張弁
　８　吸接配管
　９　電磁二方弁
　１０　バイパス回路
　１２　室内熱交換器
　２０　逆止弁
　２１　逆止弁
　２２　第一番目の熱交換器ブロック
　２３　第二番目の熱交換器ブロック
　２４　第三番目の熱交換器ブロック
　２５　逆止弁
　４２　２パス部
　４３　２パス部
　４４　１パス部
　４６　１パス部の熱交換器
　４７　蒸発器時の冷媒入口管
　４８　分岐管
　４９　分岐管
　５０　合流部
 

Claims (16)

  1. 　室内熱交換器及び室外熱交換器の少なくとも一方にパス可変システムを備える冷凍サイクル装置であって、
    　前記パス可変システムは、
    　熱交換器全体又はその一部に、並設された奇数個の熱交換器ブロックを有し、各熱交換器ブロックの冷媒入口は分岐配管により直結され、各熱交換器ブロックの冷媒出口も別の分岐配管により直結されており、
    　熱交換器が凝縮器として機能する場合の前記パス可変システムの入口管は、一方の最も外側に配置された熱交換器ブロックとその隣の熱交換器ブロックとの間で分岐配管に接続され、出口管は、他方の最も外側に配置された熱交換器ブロックとその隣の熱交換器ブロックとの間で分岐配管に接続され、
    　前記入口管を接続した分岐配管には、該入口管へ向かう方向への通流を許容する弁装置が、前記一方から見て奇数番目の熱交換器ブロックと、その他方側である出口管側に隣接する偶数番目の熱交換器ブロックとの間に配置され、
    　前記出口管を接続した分岐配管には、該出口管から離れる方向への通流を許容する弁装置が、前記一方から見て偶数番目の熱交換器ブロックと、その他方側である出口管側に隣接する奇数番目の熱交換器ブロックとの間に配置されている、
    　冷凍サイクル装置。
  2. 　室内熱交換器及び室外熱交換器の少なくとも一方にパス可変システムを備える冷凍サイクル装置であって、
    　前記パス可変システムは、
    　熱交換器全体又はその一部に、偶数個の熱交換器ブロックと、熱交換器が凝縮器として機能する場合の熱交換器の出口方向への冷媒の通流を許容する弁装置を含む配管（以下、「整流配管」）とが並設された構成を有し、各熱交換器ブロックの冷媒入口及び前記整流配管の一端は分岐配管により直結され、各熱交換器ブロックの冷媒出口及び前記整流配管の他端も別の分岐配管により直結されており、
    　熱交換器が凝縮器として機能する場合の前記パス可変システムの入口管は、一方の最も外側に配置された熱交換器ブロックとその隣の熱交換器ブロックとの間で分岐配管に接続され、出口管は、他方の最も外側に配置された前記整流配管とその隣の熱交換器ブロックとの間で分岐配管に接続され、
    　前記入口管を接続した分岐配管には、該入口管へ向かう方向への通流を許容する弁装置が、前記一方から見て奇数番目の熱交換器ブロックと、その他方側である出口管側に隣接する偶数番目の熱交換器ブロックとの間に配置され、
    　前記出口管を接続した分岐配管には、該出口管から離れる方向への通流を許容する弁装置が、前記一方から見て偶数番目の熱交換器ブロックと、その他方側である出口管側に隣接する奇数番目の熱交換器ブロック又は前記整流配管との間に配置されている、
    　冷凍サイクル装置。
  3. 　前記弁装置は電磁二方弁を有する、請求項１又は２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　前記熱交換器が蒸発器として機能する場合の冷媒入口部に、前記パス可変システムが配置されている、請求項１乃至３の何れかに記載の冷凍サイクル装置。
  5. 　蒸発器として機能する場合に、前記熱交換器ブロックを構成する冷媒配管の長さが、パス毎に同一である、請求項１乃至４の何れかに記載の冷凍サイクル装置。
  6. 　少なくとも圧縮機、四方弁、凝縮器を成す熱交換器、絞り装置、及び、蒸発器を成す熱交換器を、順次接続して形成された冷媒回路を備え、前記２つの熱交換器のうち少なくとも１つの熱交換器に前記パス可変システムが備えられており、
    　前記パス可変システムを備える熱交換器が蒸発器となる場合において、前記パス可変システムは、定格運転時に、熱交換器入口での冷媒のレイノルズ数が３０００以上となるように構成されている、請求項１又は２に記載の冷凍サイクル装置。
  7. 　前記パス可変システムを構成する熱交換器ブロックの配管を直径７ｍｍ，直径６．３５ｍｍ，直径５ｍｍ，直径７．９４ｍｍ以上とした場合、蒸発器として用いたときの該パス可変システムのパス数は、それぞれ６パス以下，７パス以下，１２パス以下，４パス以下とされている、請求項６に記載の冷凍サイクル装置。
  8. 　前記パス可変システムを備える熱交換器が凝縮器として用いられた場合の１パス部の配管本数を、配管の直径が７ｍｍの場合には４本又は６本とし、前記１パス部の配管を含む凝縮器出口部分の配管８本を、熱交換器の風上側に配置した、請求項６又は７に記載の冷凍サイクル装置。
  9. 　少なくとも圧縮機、四方弁、凝縮器を成す熱交換器、絞り装置、及び、蒸発器を成す熱交換器を、順次接続して形成された冷媒回路を備え、前記２つの熱交換器のうち少なくとも１つの熱交換器に前記パス可変システムが備えられており、
    　外側両端の熱交換器ブロックのうち少なくとも一方の熱交換器ブロックが有する、冷媒の流れる方向に沿って直列的に接続された配管本数よりも、これらの熱交換器ブロックの間に位置する熱交換器ブロックが有する、冷媒の流れる方向に沿って直列的に接続された配管本数の方が少ない、請求項１乃至８の何れかに記載の冷凍サイクル装置。
  10. 　前記パス可変システムを備える室外熱交換器と、該室外熱交換器及び四方弁を接続する吸接配管とを備え、該吸接配管が、
    （室外熱交換器内配管の最大断面積）×１．２＞（吸接配管の断面積）≧（室外熱交換器内配管の最大断面積）×０．８
    の条件を満たす、請求項１乃至９の何れかに記載の冷凍サイクル装置。
  11. 　前記パス可変システムを備える室外熱交換器と、該室外熱交換器及び四方弁を接続する吸接配管とを備え、該吸接配管が、四方弁自体の配管と、室外熱交換器及び四方弁との接続部位を除いて、
    （室外熱交換器内配管の最大断面積）×１．０＞（吸接配管の断面積）≧（室外熱交換器内配管の最大断面積）×０．６
    の条件を満たす、請求項１乃至９の何れかに記載の冷凍サイクル装置。
  12. 　前記パス可変システムを備える室外熱交換器と、該室外熱交換器及び四方弁を接続する吸接配管とを備え、該吸接配管が、
    （室外熱交換器内配管の最大断面積）×１．０＞（吸接配管の断面積）≧（室外熱交換器内配管の最小断面積）×１．１
    の条件を満たす、請求項１乃至９の何れかに記載の冷凍サイクル装置。
  13. 　熱交換器の配管としてφ７ｍｍ管を用い、且つ、６分岐とした場合には吸接配管として５分管を用い、４分岐とした場合には吸接配管として４分管を用いた、請求項１０乃至１２の何れかに記載の冷凍サイクル装置。
  14. 　熱交換器の配管としてφ５ｍｍ管を用い、且つ、１２分岐とした場合には吸接配管として５分管を用い、８分岐とした場合には吸接配管として４分管を用いた、請求項１０乃至１２の何れかに記載の冷凍サイクル装置。
  15. 　前記パス可変システムを備える室外熱交換器と、該室外熱交換器及び四方弁を接続する吸接配管とを備え、該吸接配管が、
    （吸接配管の断面積）＜（室外熱交換器内配管の最大断面積）×０．８
    の条件を満たし、
    　前記室外熱交換器の出口部から四方弁又は圧縮機吸入部の間を、前記吸接配管をバイパスして直結する配管を設け、該配管の途中に電磁二方弁を設けた、請求項１乃至９の何れかに記載の冷凍サイクル装置。
  16. 　前記パス可変システムを備える室外熱交換器と、該室外熱交換器及び四方弁を接続する吸接配管とを備え、該吸接配管が、四方弁自体の配管と、室外熱交換器及び四方弁との接続部位を除いて、
    （吸接配管の断面積）＜（室外熱交換器内配管の最大断面積）×０．６
    の条件を満たし、
    　前記室外熱交換器の出口部から四方弁又は圧縮機吸入部の間を、前記吸接配管をバイパスして直結する配管を設け、該配管の途中に電磁二方弁を設けた、請求項１乃至９の何れかに記載の冷凍サイクル装置。
     
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