WO2015063853A1

WO2015063853A1 - 冷凍サイクルおよび空気調和機

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Publication number: WO2015063853A1
Application number: PCT/JP2013/079224
Authority: WO
Inventors: 佐々木　重幸; 禎夫関谷; 小谷　正直; 久保田　淳
Original assignee: 株式会社日立製作所
Priority date: 2013-10-29
Filing date: 2013-10-29
Publication date: 2015-05-07

Abstract

熱交換器内を流動させる冷媒の蒸発作用時と凝縮作用時で最適な冷媒流路数としながら、熱交換器を通過する空気の風速分布に応じて熱交換性能を向上できる空気調和機を提供する。冷凍サイクルを搭載した空気調和機において、熱交換器の運転状況、蒸発作用時と凝縮作用時で冷媒流路を切替え、また、熱交換器を通過する空気の風速分布に応じて冷媒流量を制御するように、分割した熱交換器の蒸発作用時の入口部にそれぞれ冷媒流量制御機構を備える。

Description

冷凍サイクルおよび空気調和機

　本発明は、空気調和機の冷凍サイクルの冷媒経路の構成に関する。

　空気調和機用として主流のフィンチューブ型熱交換器は、所定の間隙で平行に並べた短冊状のアルミフィンに設けた穴部に、銅製の伝熱管を差込んだ後、伝熱管を拡管することでアルミフィンと接合構成している。性能面から見た場合、冷媒側の伝熱管内と相変化を伴う冷媒との間の熱伝達率は高いが、伝熱管外の空気とアルミフィンとの間の熱伝達率は物性値上低い。そのため、伝熱管の内表面積よりもアルミフィンの表面積を大きく設定（拡大伝熱面）することで熱通過上の損失（熱抵抗）の大小を軽減させている。

　冷房と暖房を行う空気調和機では、伝熱管の中で冷媒が相変化する熱現象が生じている。冷媒は、空気温度が冷媒温度よりも高い場合には蒸発し、逆に、冷媒温度が空気温度よりも高い場合は凝縮する。そのため、決まった形の熱交換器で冷房と暖房の両方を切替えて行う場合は、冷房と暖房の動作に合わせて冷媒の流れ方向を逆向きにすることで、熱交換器の蒸発と凝縮作用を切り替える構成としている。

　従来の空気調和機の一般的な構成を図８に示す。冷凍サイクル１は、冷媒の圧縮機２、凝縮器あるいは蒸発器として作用する熱交換器３と熱交換器４、冷媒流量制御機構５から構成される。

　まず、図８において熱交換器４を室内熱交換器として冷房運転した場合の動作を説明する。圧縮機２の動作で高温高圧となった（気体）冷媒は、四方弁６により熱交換器３の伝熱管内を流動するように案内される。図８では、矢印７と８により、媒体の通流方向が示されている。
熱交換器３の周囲は、冷媒温度よりも低い温度の空気があり、図示しないファン（送風機）が作動し、隣り合うアルミフィン間に空気を流動させる。これにより、冷媒の凝縮熱は周囲空気に放熱され、冷媒は液化される。その後、電子式膨張弁等の冷媒流量制御機構５の絞り通過による等エンタルピ変化により低温低圧の（気液二相流）冷媒に変化する。そして（気液二相流）冷媒は、室内熱交換器となる熱交換器４内を流動する。熱交換器４内の冷媒と周囲の空気をファンの動作により熱交換させることで、冷媒は周囲の空気から蒸発熱を吸熱して気化する。これによりアルミフィン間を流動する空気の温度を下げることができる。低温低圧の（気体）冷媒は、四方弁６から再び圧縮機２に戻る。この一連のサイクルを繰り返すことで冷房運転が可能となる。

　次に、熱交換器４を室内熱交換器とした場合の暖房運転を説明する。圧縮機２で高温高圧となった（気体）冷媒が、四方弁６により熱交換器４内に流動するように案内される。図８には、破線で外形線が記述された矢印で冷媒の通流方向が示されている。
熱交換器４では、周囲の空気を送風することで、高温高圧の（気体）冷媒から熱伝達されて吸熱した空気が排出され、暖房（放熱）運転となる。このとき、冷媒は凝縮熱を放熱して液化して高圧の（液体）冷媒となる。その後、冷媒流量制御機構５を通過することで低温低圧となった（気液二相流）冷媒は、熱交換器３内を流動し、周囲の空気との間で熱交換して吸熱する。これが冷媒の蒸発熱となり、低温低圧の（気体）冷媒となる。その後、冷媒は、四方弁６を介して再び圧縮機２に戻る。この運転を連続して行うことで、暖房運転が可能となる。

　以上の通り、従来の一般的な空気調和機の熱交換器３と熱交換器４は、冷房と暖房とで異なる方向に冷媒が通流し、熱交換器３と熱交換器４では、それぞれで、冷媒の蒸発作用と凝縮作用がおこなわれている。ところで、冷媒の比容積の特性上、圧力損失は凝縮器側よりも蒸発器側が大きくなることや、蒸発器側の圧力損失の増加は、圧縮機への仕事に結びつき易い。そのため、蒸発器として用いる場合と、凝縮器として用いる場合の各熱交換器内の伝熱管で構成される冷媒流路の適正な流路本数は異なる。

　そこで、室内熱交換器の冷媒流路を分割し、冷媒の流動の開閉を行う複数の弁体を備え、各弁体の開閉を行うことで分割した熱交換器を並列に用いることや、直列として用いることで冷媒の流路本数を変え性能を向上させる技術が記載されている（例えば、特許文献１を参照）。

特開2000-274879号公報

　ところで、空気調和機の室外機には、熱交換器に空気を流動させるためファンが設けられる。図９に室外機の断面構造の一例を示す。
図９の室外機は、比較的大型の熱交換器４とファン８を備えている。

　図９の右側の空気流９１０、９２０はファン８によって流動される熱交換器４の空気流を示し、左側の空気流９１０は熱交換器４１の空気流を示し、左側の空気流９２０は熱交換器４２の空気流を示している。図９の断面構造で示すように、ファン８近傍では熱交換器を通過する風速９１０は高く、逆にファン８から遠ざかった熱交換器では風速９２０が小さい。

　このため、比較的大型の熱交換器４では、各伝熱管の空気流が均一にならないため、各伝熱管に均一に冷媒を流動させることでは最高の性能を得難い。そこで、図９中心側から左側の構成のように縦方向に大きな熱交換器を上下方向に分割して用いることが考えられ、この場合には、熱交換性能の最適化の観点では、上部熱交換器４１には多めの冷媒流量を流し、下部熱交換器４２には少なめの冷媒流量を流すことが望ましい。

　また、熱交換器を蒸発器として作用させる場合には、蒸発器出口での冷媒を所定の過熱度に確保する必要があるが、図９のように熱交換器を通過する空気の風速の偏りや、冷凍サイクル内に冷媒の冷媒流量調整を考慮していないため、熱交換器が部分的に過度の過熱度となる構成となっていた。

　本発明の目的は、運転状況、具体的には熱交換器内を流動させる冷媒の蒸発作用時と凝縮作用時で最適な冷媒流路数としながら、熱交換器を通過する空気の風速分布に応じて熱交換性能を向上できる冷凍サイクルおよび該冷凍サイクルをもつ空気調和機を提供することにある。

　前記課題を解決するため、本願発明の冷凍サイクルは、低温低圧の気体冷媒を圧縮して高温高圧の気体冷媒を生成する圧縮機と、冷媒の循環方向を切換える四方弁と、を備え、
前記四方弁が第１の設定のときには、前記高温高圧の気体冷媒を冷却して低温高圧の液冷媒にする熱交換器から成る凝縮器と、前記低温高圧の液冷媒が流入し減圧して低温低圧の液あるいは気液二相の冷媒にする冷媒流量制御弁と、前記低温低圧の液あるいは気液二相の冷媒を加熱して低温低圧の気体冷媒にする熱交換器の接続が並列接続された減圧・蒸発器と、を冷媒が循環するようにした。

　そして、前記四方弁が第２の設定のときには、複数の熱交換器が直列接続されて前記高温高圧の気体冷媒を冷却して低温高圧の液冷媒にし、これを減圧して低温低圧の液あるいは気液二相流の冷媒にする減圧・凝縮器と、前記低温低圧の液あるいは気液二相流の冷媒を加熱して低温低圧の気体冷媒にする蒸発器と、を冷媒が循環するようにした。

　本発明によれば、冷凍サイクルの熱交換器内を流動する冷媒の蒸発作用時と凝縮作用時で最適な冷媒流路数としながら、熱交換器を通過する空気の風速分布に応じて媒体流量を調整できるので、冷凍サイクルの熱交換性能の最適化が可能となり、冷凍サイクルの省エネルギー性を向上することができる。

図１は第1の実施例における蒸発作用時の冷媒の流れを説明する図である。図２は第1の実施例における凝縮作用時の冷媒の流れを説明する図である。図３は第２の実施例における凝縮作用時の冷媒の流れを説明する図である。図４は第３の実施例における凝縮作用時の冷媒の流れを説明する図である。図５は第４の実施例における凝縮作用時の冷媒の流れを説明する図である。図６は第５の実施例における凝縮作用時の冷媒の流れを説明する図である。図７は第６の実施例における凝縮作用時の冷媒の流れを説明する図である。図８は従来の熱交換器の冷媒の流れを説明する図である。図９は従来の熱交換器の熱交換器を通過する空気の風速分布を説明する図である。

　以下、図面を参照して実施例に係る空気調和機の冷凍サイクルの冷媒の流れを説明する。
  （実施例１）
  図１と図２は、代表的な冷凍システムの構成を示した図である。
  冷凍サイクル１は、圧縮機２と、第1の熱交換器３、上部熱交換器４１、下部熱交換器４２、冷媒流量制御弁５ａ、５ｂから構成される。先に示した図８の冷凍システムと異なる点は、第２の熱交換器４が、上部熱交換器４１と下部熱交換器４２に分割構成されている点である。

　さらに、冷凍サイクル１は、気体冷媒を高温高圧に圧縮する圧縮機２と、四方弁６が設けられている。四方弁６により圧縮機２で圧縮された冷媒の通流経路が切り替えられて、第1の熱交換器３を冷媒の凝縮器とするか蒸発器とするかが選択される。上部熱交換器４１と下部熱交換器４２は、第1の熱交換器３が凝縮器のときに蒸発器として機能し、第1の熱交換器３が蒸発器のときに凝縮器として機能する。

　第1の熱交換器３はフィンチューブ型熱交換器であり、複数の伝熱管の両端が冷媒分岐／合流部３０１、３０２に接合されて、冷凍サイクル１の冷媒循環路に接続されている。上部熱交換器４１と下部熱交換器４２も同様に、冷媒分岐／合流部４０１ａ、４０２ａと冷媒分岐／合流部４０１ｂ、４０２ｂにより冷凍サイクル１の冷媒循環路に接続されている。

　ここで、冷媒分岐／合流部３０１、４０２ａ、４０２ｂは、ヘッダ型の冷媒分配構造をもち、冷媒分岐／合流部３０２、４０１ａ、４０１ｂは、オリフィス分岐型の冷媒分配構造をもつ。ヘッダ型は、上下方向の太めのパイプ状のヘッダ側面に小径の枝管を設けるものである。一般に、ヘッダ型冷媒分配器は、オリフィス分岐型よりも絞り構造を伴わないため、冷媒流動時の圧力損失が小さい。本実施例は、図１等に示すオリフィス分岐型とヘッダ型の組み合わせに限定されるものではない。

　つぎに、上部熱交換器４１と下部熱交換器４２には、冷媒制御弁４０３、４０４、４０５が接続されており、さらに、上部熱交換器４１と下部熱交換器４２を直列接続する接続管４０６と冷媒制御弁４０７が設けられている。詳細は後述するが、冷媒制御弁４０３、４０４、４０５、４０７の開閉により、上部熱交換器４１と下部熱交換器４２を並列接続するか、直列接続するかを選択可能としている。

　そして、第1の熱交換器３と上部熱交換器４１の冷媒流路の途中には冷媒流量制御弁５ａが設けられ、第1の熱交換器３と下部熱交換器４２の冷媒流路の途中には冷媒流量制御弁５ｂが設けられている。冷媒流量制御弁５ａ、５ｂは、膨張弁とも言われ、冷媒の減圧と流量制御をおこなうものである。後述するが、冷房・暖房の動作条件により流量制御をおこなうため、電子式膨張弁が適している。

　ここで、図１と図２では、第２の熱交換器４を上部熱交換器４１と下部熱交換器４２に完全に分割されているように図示しているが、冷媒の流路が分割されていれば良い。図示していないアルミフィンは上部熱交換器４１と下部熱交換器４２で重力方向に連通するようにする。これにより、フィン表面で結露した凝縮水を速やかに下方に導くことができので、ドレン水の処理が容易になる。

　次に、図１、２に示す実施例の冷凍システムの動作を説明する。図１は、第２の熱交換器（上部熱交換器４１と下部熱交換器４２）を蒸発器とした場合である。図２は、第２の熱交換器（上部熱交換器４１と下部熱交換器４２）を凝縮器とした場合である。第２の熱交換器を空気調和機の室内熱交換器とすれば、図１が冷房動作時であり、図２が暖房動作時となる。

　まず、図１の冷房動作時について説明する。
この場合の、各冷媒制御弁の設定は、４０７は「閉」、冷媒制御弁４０３、４０４、４０５は「開」にする。なお、図１では解りやすいように冷媒制御弁を白抜きの場合は「開」、塗りつぶした場合を「閉」として記す。この設定により、上部熱交換器４１と下部熱交換器４２とが並列接続される関係となる。

　以下、冷媒の循環状態を説明する。圧縮機２で高温高圧になった気体冷媒は、四方弁６の設定に従って、第1の熱交換器３に流入する。第1の熱交換器３は、凝縮器として作用し、冷媒の凝縮熱が第1の熱交換器３を通風するファンによる空気に熱伝達されて、冷媒は液体に凝縮する。第1の熱交換器３の出口では、冷媒は低温高圧の液冷媒となる。

　第1の熱交換器３の出口の低温高圧の冷媒は、上部熱交換器４１と下部熱交換器４２の流入側に設けられた冷媒流量制御弁５a、５ｂを介して、上部熱交換器４１と下部熱交換器４２に流入する。低温高圧の冷媒が冷媒流量制御弁５a、５ｂを通流すると、減圧されて低温低圧の気液二相流の冷媒となる。

　上部熱交換器４１と下部熱交換器４２は、蒸発器として作用し、通風するファンによる空気から伝熱管内を流動する冷媒に気化熱が熱伝達され、冷媒が気化して、低温低圧の気体冷媒となる。この気化熱の熱伝達により空気温度が下がり冷房がおこなわれる。
上部熱交換器４１と下部熱交換器４２から流出した低温低圧の気体冷媒は合流して、四方弁６に戻り、圧縮機２に通流する。

　上記のようにして、冷媒を高温高圧の気体冷媒する圧縮機２と、凝縮器として作用し低温高圧の液冷媒にする第1の熱交換器３と、冷媒を減圧する冷媒流量制御弁５a、５ｂと、蒸発器として作用し媒体を低温低圧の気体媒体にする上部熱交換器４１と下部熱交換器４２とを、冷媒が循環するように接続し冷凍システムを形成する。

　ここで、冷媒流量制御弁５a、５ｂでは、それぞれの弁の開度に応じて、減圧量と流量が制御される。弁の開度は、上部熱交換器４１と下部熱交換器４２の出口で、冷媒が完全に蒸発するように設定される。例えば、上部熱交換器４１と下部熱交換器４２に通風するファン空気の流速が異なり冷媒への熱伝達量が異なる場合には冷媒の気化量が異なってしまう。これを調整するために、弁の開度を変えるようにする。詳細は後述する。

　つぎに、図２の構成における冷媒の循環状態を説明する。
図２の実施例は、第２の熱交換器４（上部熱交換器４１と下部熱交換器４２）を凝縮器とする例である。圧縮機２で高温高圧になった気体冷媒が、四方弁６の設定に従って、第２の熱交換器４側に流入する。
そして、冷媒制御弁４０４、４０７を「開」、冷媒制御弁４０３、４０５を「閉」にして、上部熱交換器４１と下部熱交換器４２とを直列に接続し、高温高圧の気体冷媒が、上部熱交換器４１から下部熱交換器４２の順に通流するようにしている。

　一般に管路長を長くすると、圧損の増加により冷媒流量低下をおこして熱伝達量が低下してしまう。しかし、気液二相流の媒体で凝縮が生じている場合には、冷媒の圧損の影響が小さいため、流速低下が少ない。このため、冷媒と伝熱管内面との間の管内熱伝達率が向上し熱伝達量の増加が期待できる。本実施例では、第２の熱交換器４を凝縮器として作用させるときに、上記のように冷媒を上部熱交換器４１、下部熱交換器４２の順に直列に通流するようにすることで、冷媒流速を増して第２の熱交換器４の熱伝達量を増加させる。

　圧縮機２で高温高圧になった気体冷媒は、上記の熱交換器４（上部熱交換器４１と下部熱交換器４２が直列接続されたもの）の伝熱管内を流動して、熱交換器４を通風するファン空気に凝縮熱を熱伝達する。この凝縮熱の熱伝達により冷媒が液化して高温高圧の冷媒から低温高圧の液体の冷媒になり、下部熱交換器４２の冷媒分岐／合流部４０１ｂから流出する。この凝縮熱の熱伝達により空気温度は上昇し暖房がおこなわれる。

　熱交換器４から流出した冷媒は、冷媒流量制御弁５ｂにより減圧処理されて、低温低圧の気液二相流の冷媒になり、熱交換器３に流入する。
熱交換器３では、伝熱管を流動する低温低圧の液体あるいは気液二相の冷媒に、熱交換器３を通風するファン空気から気化熱が熱伝達される。この気化熱により冷媒が気化され、熱交換器３の出口では、冷媒は低温低圧の気体となる。熱交換器３の出口の冷媒は、四方弁６に戻り、圧縮機２に通流する。

　以上述べたように、本実施例の冷凍サイクルでは、図１と図２の冷凍サイクルの四方弁６の切り替えと、冷媒制御弁４０３、４０４、４０５、４０７の開閉の設定により、冷媒の循環方向を変えて、熱交換器３と熱交換器４の蒸発器と凝縮器の作用を変更する。そして、熱交換器４を凝縮器として作用させるときには、複数の熱交換器に分割した熱交換器４の接続構成を並列接続から直列接続とする。これにより、熱交換器４を並列構成の凝縮器とした場合に比べ、熱交換器４を直列構成の凝縮器としたときには、エネルギー効率の高い冷凍サイクルを提供することができる。

　次に、冷媒の蒸発時における冷媒の状態と制御の関係を詳しく説明する。熱交換器の下流に位置する圧縮機へ気液二相流の冷媒が流入すると、圧縮機は液圧縮して負荷が過大となって損傷することや、信頼性が低下することがある。これを防止するため、一般的には、熱交換器出口で冷媒を、液が完全に蒸発した過熱状態（蒸気）である数℃の過熱状態（蒸気）となるように設定する。
冷媒流量制御弁の開度を小さく設定することで蒸発圧力を下げ、冷媒を過熱状態にすることができる。しかし、所定圧力に圧縮するために、圧縮機に入力する電力が増大することになり、空気調和機の省エネルギー性が低下する。

　また、熱交換器を通風する空気に風速分布があった場合には、個々の伝熱管での熱伝達量が変わる。このため、風速の低い伝熱管出口では、冷媒が完全に蒸発し切れずに一部液体が残る。一方、風速の高い伝熱管出口では、冷媒は蒸発し過熱状態（蒸気）となる。したがって、熱交換器の出口では、液が完全に蒸発していない液冷媒となる。
　上記と同様に、冷媒流量制御弁の開度を小さく設定することで蒸発圧力を下げ、すべての伝熱管で液を完全に蒸発させることができるが、上述と同様に、冷媒を所定圧力に圧縮するために、圧縮機に入力する電力が増大することになり、空気調和機の省エネ性が低下する。

　そこで、熱交換器を通風する空気に風速分布に対応して分割した熱交換器のそれぞれに冷媒流量制御弁を設けることで、分割した熱交換器出口において冷媒の過熱状態を一定に制御することが可能となる。そのため、冷媒の蒸発圧力を高めに設定でき圧縮機入力を抑えられ省エネルギー性を向上できる。

　熱交換器自体の熱特性に分布がある場合、例えば、伝熱管のピッチが異なる場合でも、上述と同様に、冷媒流量制御弁により熱交換器出口における冷媒の過熱状態を一定に制御することが可能である。

　また、空調機の表示能力の定格条件、能力が約半分の中間条件等、冷媒流量が異なった運転の場合においても、分割した熱交換器のそれぞれに適正な冷媒流量を供給できる。

　一方、分岐上流に１個の冷媒流量制御手段を設け、分岐後の下流に細管等の固定の圧力損失体を設けることで冷媒分岐を行い冷媒分配量の調整を行うことも考えられる。しかしながら、本発明の通り分岐後の冷媒流量制御弁では、個々分割した熱交換器の冷媒流量を可変できるので、広範囲の冷媒流量範囲に対応し容易に流量制御できる利点がある。

　（実施例２）
次に、図２の熱交換器４の他の構成例について説明する。図２では上段熱交換器４１と下部熱交換器４２を同じ大きさとしているのに対し、図３に示す例では、冷媒の下流に位置する下部熱交換器４２の大きさよりも上流に位置する上段熱交換器４１の大きさを大きくした点が異なる。

　このような構成によって、冷媒の凝縮作用の際に、上部熱交換器４１よりも下部熱交換器４２内での冷媒が図２の場合よりも加速でき、管内熱伝達率がさらに向上するので熱交換性能を高めることができる。

　（実施例３）
上述のとおり、冷媒流速が大きくなると管内熱伝達率が増大する。本実施例では、熱交換器の内部で伝熱管を合流させるようにして、熱交換器の出口側の伝熱管の本数を入口側より出口側を少なくする。より具体的には、図４に示すように、下部熱交換器４２内の点線で示される冷媒流路を、図中２流路や１流路として示すように、伝熱管を合流するようにして、入口部本数よりも出口部本数を少なくする。

　このような構成により、冷媒凝縮時において冷媒が加速でき、さらに熱交換性能の高性能化を図ることができる。

　（実施例４）
複数の伝熱管を並行配設した熱交換器の液冷媒の入口出口の構造には、ヘッダ型とオリフィス分岐型の冷媒分配構造がある。ヘッダ型は、上下方向の太めのパイプ状のヘッダ側面に小径の枝管を設けるものである。一般に、ヘッダ型冷媒分配器は、オリフィス分岐型よりも絞り構造を伴わないため冷媒流動時の圧力損失が小さい。図５の冷媒分岐／合流部３０２がオリフィス分岐型であり、冷媒分岐／合流部３０１がヘッダ型を表わしている。

　図５に示す実施例４では、複数の熱交換器に分割して直並列の接続関係を変える熱交換器４の構成をつぎのようにした。上部熱交換器４１と下部熱交換器４２の冷媒分岐／合流部４０１ａ、４０２ａ、４０１ｂ、４０２ｂをヘッダ型冷媒分配器とした。
この構成により、凝縮条件で直列に流動する場合の冷媒分岐部を流れる冷媒の圧力損失が低減でき、冷媒分岐における性能低下の影響を小さくできる。

　（実施例５）
上述のとおり、熱交換器４を上部熱交換器４１と下部熱交換器４２の２つの熱交換器を直列接続する構成とすることにより、冷媒流速が大きくなり管内熱伝達率が増大する。本実施例は、図６に示すように、熱交換器４を上部熱交換器４１と中部熱交換器４２と下部熱交換器４３の３つの熱交換器で構成するようにした。これに合わせて、分割した熱交換器に対応して冷媒流量制御弁５ａ、５ｂ、５ｃと、直並列の接続切換えをおこなう冷媒制御弁４０３ａ、４０３ｂ、４０４ａ、４０４ｂ、４０４ｃ、４０７ａ、４０７ｂを設けた。この構成により、２つの熱交換器に分割するときより、冷媒流速が大きくなり管内熱伝達率が増加する。

　さらに、熱交換器４を蒸発器として作用させる場合には、上部熱交換器４１と中部熱交換器４２と下部熱交換器４３を並列接続する。この場合には、それぞれに冷媒流量制御弁５ａ、５ｂ、５ｃを設けたので、熱交換器４の風速分布に応じた冷媒流量制御弁５ａ、５ｂ、５ｃの開度の調整をおこなうことにより細かな冷媒流量に設定できるので、エネルギー効率の向上を図ることができる。

　（実施例６）
次に、第六の実施例を、図７を用いて説明する。図１から図６に示した実施例では、熱交換器を上下方向に分割した構造で説明したが、図７に示すように左右に分割した熱交換器の構成であっても本発明の効果は達成される。この場合、熱交換器としては、左右方向に冷媒ヘッダを設けた自動車用のラジエタ型の熱交換器に適用できる。この場合、熱交換器を通過する空気の左右方向の風速分布に対応できる。

以上の発明により、分割した熱交換器の上流にそれぞれ冷媒流量制御弁を備えることで、筐体構造等により風速分布が生じた場合においても、個々の熱交換器に適正な冷媒流量を供給でき熱交換性能を高めることができるので、構造設計の自由度が向上する効果もある。

　上記の実施例では、２つの熱交換器の内の一方を複数構成とし、蒸発器とするときには並列接続し、凝縮器とするときには直列接続する例を開示した。しかし、この構成に限定されずに、２つの熱交換機をそれぞれ複数構成とし、それぞれ、蒸発器とするときには並列接続し、凝縮器とするときには直列接続するようにしても良い。

　なお、本発明は上記した実施例に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。例えば、上記した実施例は本発明で分かりやすく説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。また、ある実施例の構成の一部を他の実施例の構成に置き換えることが可能であり、また、ある実施例の構成に他の実施例の構成を加えることも可能である。

　１　　　空気調和機
　２　　　圧縮機
　３　　　第1の熱交換器
　３０１　冷媒分岐／合流部
　３０２　冷媒分岐／合流部
　４　　　第２の熱交換器
　４１　　上部熱交換器
　４２　　下部熱交換器
　４０１、４０１ａ、４０１ｂ　冷媒分岐／合流部
　４０２、４０２ａ、４０２ｂ　冷媒分岐／合流部
　４０３、４０４、４０５、４０７　冷媒制御弁
　４０６　冷媒配管
　５　　　冷媒流量制御機構（絞り機構）
　６　　　四方弁
　７１　　冷媒の流れ（高温高圧）
　７２　　冷媒の流れ（低温低圧）
　８　　　ファン（送風機）
　９１０　空気の流れ（高風速）
　９２０　空気の流れ（低風速）

Claims

　冷媒の圧縮機と、前記冷媒の循環方向を切換える四方弁と、少なくとも３つの熱交換器と、少なくとも２つの冷媒流量制御弁とを有し、
  前記複数の熱交換器のうちひとつの熱交換器を除く他の熱交換器は、その一端に前記冷媒流量制御弁の一端を接続し、その他端に前記四方弁の一端が接続されて、同時に蒸発器あるいは凝縮器として作用し、
  前記冷媒流量制御弁の他端は前記ひとつの熱交換器に接続し、
  前記ひとつの熱交換器には、一端に前記冷媒流量制御弁を複数接続し、他を前記四方弁のひとつの端子に接続される
ことを特徴とする冷凍サイクル。
　請求項１に記載の冷凍サイクルにおいて、
前記ひとつの熱交換器を除く熱交換器は、それぞれの熱交換器を通流する空気の風速値に応じて、前記冷媒流量制御弁の開度を変える
ことを特徴とする冷凍サイクル。
　請求項１に記載の冷凍サイクルにおいて、
前記ひとつの熱交換器を除く他の熱交換器は、それぞれ異なる伝熱管本数で構成され、前記伝熱管本数に応じて、前記冷媒流量制御弁の開度を変える
ことを特徴とする冷凍サイクル。
　請求項１に記載の冷凍サイクルにおいて、さらに、
  前記冷媒流量制御弁と前記熱交換器との間と、前記熱交換器と前記四方弁との間に設けられた冷媒制御弁と、
  前記ひとつの熱交換器を除く他の熱交換器のうちのふたつを直列に接続する複数の冷媒配管と、
  前記冷媒配管の途中に設けられた複数の冷媒制御弁と、を有し、
  前記ひとつの熱交換器を蒸発器として作用するときには、前記冷媒制御弁の開閉を制御して、前記ひとつの熱交換器を除く他の熱交換器を直列接続し、
前記ひとつの熱交換器を凝縮器として作用するときには、前記冷媒制御弁の開閉を制御して、前記ひとつの熱交換器を除く他の熱交換器を並列接続する
ことを特徴とする冷凍サイクル。
　請求項４に記載の冷凍サイクルにおいて、
前記ひとつの熱交換器を除く他の熱交換器の大きさは異なり、
冷媒の通流方向に前記他の熱交換器の大きさが小さくなるように直列接続する
ことを特徴とする冷凍サイクル。
　請求項４に記載の冷凍サイクルにおいて、
前記ひとつの熱交換器を除く他の熱交換器を、冷媒の通流方向に伝熱管本数が減少するように直列接続する
ことを特徴とする冷凍サイクル。
　請求項４に記載の冷凍サイクルにおいて、
前記ひとつの熱交換器を除く他の熱交換器が異なる伝熱管本数で構成され、
冷媒の通流方向に構成する伝熱管本数が少なくなるように直列接続する
ことを特徴とする冷凍サイクル。
　請求項４に記載の冷凍サイクルにおいて、
前記ひとつの熱交換器を除く他の熱交換器の冷媒の入口出口の構造は、ヘッダ型である
ことを特徴とする冷凍サイクル。
　請求項１に記載の冷凍サイクルにおいて、
前記ひとつの熱交換器を除く他の熱交換器のフィンは、重力方向に連節している
ことを特徴とする冷凍サイクル。
　低温低圧の気体冷媒を圧縮して高温高圧の気体冷媒を生成する圧縮機と、
  冷媒の循環方向を切換える四方弁と、を備え、
  前記四方弁が第１の設定のときには、
  前記高温高圧の気体冷媒を冷却して低温高圧の液冷媒にする熱交換器から成る凝縮器と、
  前記低温高圧の液冷媒が流入し減圧して低温低圧の液あるいは気液二相流の冷媒にする冷媒流量制御弁と、前記低温低圧の液あるいは気液二相流の冷媒を加熱して低温低圧の気体冷媒にする熱交換器の接続が並列接続された減圧・蒸発器と、を冷媒が循環する
ことを特徴とする冷凍サイクル。
　請求項１０に記載の冷凍サイクルにおいて、
前記冷媒流量制御弁は、接続する熱交換器の出口で冷媒が完全に気化するように、弁の開度を変えて減圧量と流量を制御する
ことを特徴とする冷凍サイクル。
　請求項１０あるいは１１に記載の冷凍サイクルにおいて、
前記四方弁が第２の設定のときには、
複数の熱交換器が直列接続されて前記高温高圧の気体冷媒を冷却して低温高圧の液冷媒にし、これを減圧して低温低圧の液あるいは気液二相流の冷媒にする減圧・凝縮器と、
前記低温低圧の液あるいは気液二相流の冷媒を加熱して低温低圧の気体冷媒にする蒸発器と、を冷媒が循環する
ことを特徴とする冷凍サイクル。
　請求項１２に記載の冷凍サイクルにおいて、
  前記複数の熱交換器には、それぞれ、冷媒の出入口に冷媒制御弁が設置され、
  ２つの前記熱交換器を直列に接続する冷媒配管と、前記冷媒配管の途中に設けられた冷媒制御弁を有し、
  前記冷媒制御弁の開閉により、前記複数の熱交換器の並列接続と直列接続を切換える
ことを特徴とする冷凍サイクル。
　冷媒が循環する室内機と室外機に分かれた空気調和機において、
  前記室外機は、冷媒の圧縮機と、前記冷媒の循環方向を切換える四方弁と、熱交換器と、送風ファンを有し、
  前記室内機は、複数の熱交換器と、前記熱交換器のそれぞれに対応して設けられた複数の冷媒流量制御弁と、送風ファンを有し、
  前記室内機の複数の熱交換器は、並列接続あるいは直列接続される
ことを特徴とする空気調和機。
　請求項１４に記載の空気調和機は、
当該空気調和機が冷房運転のときに、前記複数の熱交換器を並列に接続し、
当該空気調和機が暖房運転のときに、前記複数の熱交換器を直列に接続する
ことを特徴とする空気調和機。