WO2016135935A1 - 熱交換装置およびこれを用いた空気調和機 - Google Patents

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WO2016135935A1
WO2016135935A1 PCT/JP2015/055730 JP2015055730W WO2016135935A1 WO 2016135935 A1 WO2016135935 A1 WO 2016135935A1 JP 2015055730 W JP2015055730 W JP 2015055730W WO 2016135935 A1 WO2016135935 A1 WO 2016135935A1
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refrigerant
heat exchanger
pipe
outdoor
air conditioner
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PCT/JP2015/055730
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横関　敦彦
坪江　宏明
福治 塚田
有騎 新井
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ジョンソンコントロールズ ヒタチ エア コンディショニング テクノロジー（ホンコン）リミテッド
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    • F28D2021/0068—Other heat exchangers for particular applications; Heat exchange systems not otherwise provided for for refrigerant cycles

Definitions

  • the present invention relates to a heat exchange device and an air conditioner.
  • Patent Document 1 for the purpose of evenly distributing gas-liquid two-phase flow on the inlet side of a heat exchanger acting as an evaporator and maximizing the capability of the heat exchanger, It is described that the bias of the refrigerant distribution is improved by connecting a chamber portion which is orthogonal to the upstream piping of the distributor and larger than the diameter of the upstream piping.
  • the heat exchanger disclosed in Patent Document 2 is a part of the heat transfer tube in order to suppress the decrease in the heat exchanger capacity of the heat exchanger even when the refrigerant whose temperature during heat radiation changes greatly is used.
  • a fin-and-tube type heat exchanger composed of four or more passes, each pass being configured to be a refrigerant flow substantially parallel to the stage direction, and the refrigerant inlet of each pass when used as a radiator is substantially adjacent It is set as the position which fits. It is stated that this can reduce the decrease in heat exchange capacity without increasing the air flow resistance of the air side circuit and without increasing the manufacturing cost (see the summary).
  • Patent Document 3 is also disclosed.
  • the air conditioner disclosed in Patent Document 3 has at least a compressor, an indoor heat exchanger, and an expansion, in order to provide an air conditioner capable of realizing high-performance heating ability inexpensively while eliminating frost residue.
  • the outdoor heat exchanger is constituted by a plurality of refrigerant flow paths, and the outdoor heat exchanger is used as an evaporator in plural systems. It is described that this can be realized by positioning the inlet of any one of the refrigerant channels in the uppermost stage of the outdoor heat exchanger or the second stage of the refrigerant flow pipe from the uppermost stage (see the summary).
  • the distribution of gas-liquid two-phase flow in refrigerant paths branched into multiples is optimized, and the specific enthalpy of each path at the outlet of the evaporator is aligned to maximize the heat exchanger It can be used to improve the performance.
  • a coupled chamber structure is configured as a means for equalizing the distribution of gas-liquid two-phase flow in the deflector.
  • the chamber portion has a special structure, which is difficult to manufacture, resulting in an increase in cost.
  • the degree of freedom of installation is reduced, and in particular, in the case of application to a side-blowing type outdoor unit, a space is required in the lateral direction. There is a problem that it is limited and does not lead to performance improvement.
  • the heat exchanger of the air conditioner by optimizing the flow velocity of the refrigerant in the heat transfer pipe, it is possible to maintain a good balance between the pressure loss on the refrigerant side and the heat transfer coefficient, and improve the heat exchange efficiency. it can.
  • a plurality of flow paths are joined or branched in the middle of the refrigerant flow path from the gas side to the liquid side.
  • the refrigerant flow paths when used as a condenser are joined on the way to improve the heat transfer coefficient on the liquid side and to use as an evaporator. In this case, the pressure loss on the gas side is reduced to improve the performance of the heat exchanger.
  • the inlet temperature of the air and the refrigerant are formed by forming a so-called counterflow refrigerant flow path in which the inflow direction of the air and the refrigerant flow direction flow substantially opposite to each other. It is also known that efficient heat exchange can be achieved by approaching the outlet temperature. For example, in the outdoor heat exchanger of the air conditioner shown to patent document 2, the flow path which uses a condenser in counterflow is comprised.
  • the outdoor heat exchanger of the air conditioner shown to patent document 3 is equipped with the subcooler arrange
  • the subcooler By providing the subcooler, heat exchange performance can be improved when the outdoor heat exchanger acts as a condenser, but when the outdoor heat exchanger acts as an evaporator, the lower portion of the heat exchanger may be frosted. And ice are likely to remain, and there is a problem in the drainage of heating.
  • an object of this invention is to provide the heat exchange apparatus and air conditioner which suppressed that generation
  • the heat exchange device In order to solve such a problem, the heat exchange device according to the present invention or the air conditioner using the same is connected to a heat transfer pipe through which a refrigerant flows and a plurality of the heat transfer pipes to exchange heat between air and the refrigerant.
  • the present invention it is possible to provide a heat exchange device and an air conditioner in which the occurrence of bias in refrigerant distribution is suppressed and the heat exchange performance of the heat exchanger is improved.
  • FIG. 1 It is a block diagram of an air conditioner concerning a 1st embodiment.
  • A) is a perspective view which shows arrangement
  • (b) is an AA line sectional view. It is an arrangement
  • FIG. 1 It is a layout drawing of the refrigerant channel in the outdoor heat exchanger of the air conditioner concerning a 3rd embodiment. It is a structure schematic diagram of the air conditioner concerning a reference example.
  • (A) is a perspective view which shows arrangement
  • (b) is AA sectional drawing. It is an arrangement
  • the operating condition of the air conditioner concerning a reference example is shown on a Mollier diagram, (a) shows at the time of air conditioning operation, and (b) shows at the time of heating operation.
  • FIG. 14 is a schematic view of an air conditioner 300C according to a reference example.
  • an air conditioner 300C includes an outdoor unit 100C and an indoor unit 200, and the outdoor unit 100C and the indoor unit 200 are connected by liquid piping 30 and gas piping 40. It is done.
  • the indoor unit 200 is disposed indoors (in the air-conditioned space) where air conditioning is performed, and the outdoor unit 100C is disposed outdoor.
  • the outdoor unit 100C includes a compressor 10, a four-way valve 11, an outdoor heat exchanger 12C, an outdoor expansion valve 13, a receiver 14, a liquid blocking valve 15, a gas blocking valve 16, an accumulator 17, and an outdoor fan. And 50.
  • the indoor unit 200 includes an indoor expansion valve 21, an indoor heat exchanger 22, and an indoor fan 60.
  • the four-way valve 11 has four ports 11a to 11d.
  • the port 11a is connected to the discharge side of the compressor 10, and the port 11b is connected to the outdoor heat exchanger 12C (gas header 111 described later).
  • the four-way valve 11 can switch the communication of the four ports 11a to 11d. Specifically, during the cooling operation of the air conditioner 300C, as shown in FIG. 14, the port 11a and the port 11b are communicated, and the port 11c and the port 11d are communicated. Moreover, although illustration is abbreviate
  • the outdoor heat exchanger 12C has a heat exchanger unit 110C and a subcooler 130 provided below the heat exchanger unit 110C.
  • the heat exchanger unit 110C is used as a condenser during the cooling operation and as an evaporator during the heating operation, and one side of the refrigerant flow direction (upstream in the cooling operation, in the heating operation)
  • the downstream side is connected to the gas header 111
  • the other side is connected to the outdoor expansion valve 13 via the liquid side distribution pipe 112 and the distributor 113. ing.
  • the subcooler 130 is formed at the lower part of the outdoor heat exchanger 12C, and one side (upstream side during cooling operation, downstream side during heating operation) is connected to the outdoor expansion valve 13 with respect to the refrigerant flow direction
  • the other side (downstream in cooling operation, upstream in heating operation) is connected to the indoor heat exchanger 22 of the indoor unit 200 via the receiver 14, the liquid blocking valve 15, the liquid pipe 30, and the indoor expansion valve 21. It is connected to (a distributor 213 described later).
  • the indoor heat exchanger 22 has a heat exchanger unit 210.
  • the heat exchanger unit 210 is used as an evaporator during the cooling operation, and is used as a condenser during the heating operation, and one side of the refrigerant flow direction (upstream in the cooling operation, in the heating operation)
  • the downstream side is connected to the distributor 213 via the liquid side distribution pipe 212, and the other side (the downstream side in the cooling operation, the upstream side in the heating operation) is connected to the gas header 211.
  • the four-way valve 11 is switched so that the port 11a and the port 11b communicate with each other and the port 11c and the port 11d communicate with each other.
  • the high temperature gas refrigerant discharged from the compressor 10 is sent from the gas header 111 to the heat exchanger section 110C of the outdoor heat exchanger 12C via the four-way valve 11 (ports 11a and 11b).
  • the high temperature gas refrigerant that has flowed into the heat exchanger unit 110C exchanges heat with the outdoor air sent by the outdoor fan 50, condenses, and becomes liquid refrigerant.
  • the liquid refrigerant passes through the liquid side distribution pipe 112, the distributor 113, and the outdoor expansion valve 13, and is then sent to the indoor unit 200 via the subcooler 130, the receiver 14, the liquid blocking valve 15, and the liquid pipe 30.
  • the liquid refrigerant sent to the indoor unit 200 is decompressed by the indoor expansion valve 21, passes through the distributor 213 and the liquid side distribution pipe 212, and is sent to the heat exchanger section 210 of the indoor heat exchanger 22.
  • the liquid refrigerant that has flowed into the heat exchanger unit 210 exchanges heat with the indoor air sent by the indoor fan 60, and evaporates to become a gas refrigerant.
  • the indoor air cooled by heat exchange in the heat exchanger unit 210 is blown out from the indoor unit 200 into the room by the indoor fan 60 to cool the room.
  • the gas refrigerant is sent to the outdoor unit 100C through the gas header 211 and the gas pipe 40.
  • the gas refrigerant sent to the outdoor unit 100C passes through the accumulator 17 via the gas blocking valve 16 and the four-way valve 11 (ports 11c and 11d), flows into the compressor 10 again, and is compressed.
  • the four-way valve 11 is switched so that the port 11 a and the port 11 c communicate with each other and the port 11 b and the port 11 d communicate with each other.
  • the high temperature gas refrigerant discharged from the compressor 10 is sent to the indoor unit 200 via the gas blocking valve 16 and the gas pipe 40 via the four-way valve 11 (ports 11 a and 11 d).
  • the high-temperature gas refrigerant sent to the indoor unit 200 is sent from the gas header 211 to the heat exchanger unit 210 of the indoor heat exchanger 22.
  • the high temperature gas refrigerant that has flowed into the heat exchanger unit 210 exchanges heat with the indoor air sent by the indoor fan 60, and condenses into liquid refrigerant.
  • the indoor air heated by heat exchange in the heat exchanger unit 210 is blown out from the indoor unit 200 into the room by the indoor fan 60 to heat the room.
  • the liquid refrigerant passes through the liquid side distribution pipe 212, the distributor 213, and the indoor expansion valve 21, and is then sent to the outdoor unit 100C through the liquid pipe 30.
  • the liquid refrigerant sent to the outdoor unit 100C is decompressed by the outdoor expansion valve 13 via the liquid blocking valve 15, the receiver 14, and the sub cooler 130, passes through the distributor 113 and the liquid side distribution pipe 112, and is outdoor It is sent to the heat exchanger section 110C of the heat exchanger 12C.
  • the liquid refrigerant that has flowed into the heat exchanger unit 110C exchanges heat with the outdoor air sent by the outdoor fan 50, and evaporates to become a gas refrigerant.
  • the gas refrigerant passes through the accumulator 17 via the gas header 111 and the four-way valve 11 (ports 11 b and 11 d), and again flows into the compressor 10 and is compressed.
  • a refrigerant which is enclosed in the refrigeration cycle and serves to transport thermal energy during the cooling operation and the heating operation for example, a mixed refrigerant containing R410A, R32, R32 and R1234yf, R32 and R1234ze (E And the like are used.
  • R410A, R32, R32 and R1234yf, R32 and R1234ze E And the like are used.
  • R32 is used as the refrigerant
  • the pressure loss, the heat transfer coefficient, and the specific enthalpy difference and the like which will be described below are also used when other refrigerants are used.
  • the actions and effects brought about by the physical properties can be obtained in the same manner, so a detailed description of using other refrigerants will be omitted.
  • FIG. 17A is a Mollier diagram showing the operating state of the air conditioner 300C according to the reference example during the cooling operation.
  • FIG. 17 (a) is a Mollier diagram (Ph diagram) in which the vertical axis represents pressure P and the horizontal axis represents specific enthalpy h, the curve indicated by symbol SL is a saturation line, and point A to point F Indicates the state change of the refrigerant.
  • points A to B indicate the compression operation of the compressor 10
  • points B to C indicate the condensation operation of the heat exchanger section 110C of the outdoor heat exchanger 12C acting as a condenser
  • Points C to D indicate pressure loss during passage at the outdoor expansion valve 13
  • points D to E indicate heat release operation at the subcooler 130
  • points E to F indicate pressure reduction operation at the indoor expansion valve 21.
  • Points F to A indicate the evaporation operation in the heat exchanger section 210 of the indoor heat exchanger 22 acting as an evaporator, and constitute a series of refrigeration cycles.
  • ⁇ hcomp indicates the specific enthalpy difference generated by the compression power in the compressor 10
  • ⁇ hc indicates the specific enthalpy difference generated in the condensing operation in the condenser
  • ⁇ hsc indicates the specific enthalpy difference generated in the heat dissipation operation in the subcooler 130
  • ⁇ he indicate the specific enthalpy difference caused by the evaporation operation in the evaporator.
  • the cooling capacity Qe [kW] can be expressed by equation (1) using the specific enthalpy difference ⁇ he [kJ / kg] in the evaporator and the refrigerant circulation amount Gr [kg / s]. Further, the coefficient of performance COPe [ ⁇ ] at the time of cooling operation is calculated using the specific enthalpy difference ⁇ he [kJ / kg] at the evaporator and the specific enthalpy difference ⁇ hcomp [kJ / kg] generated by the compression power at the compressor 10 It can be shown by equation (2).
  • FIG. 17B is a Mollier diagram showing the operating state during heating operation of the air conditioner 300C according to the reference example.
  • the heat exchanger portion 110C of the outdoor heat exchanger 12C and the heat exchanger portion 210 of the indoor heat exchanger 22 are condensers in comparison with the refrigeration cycle state during the cooling operation. And the evaporator are replaced to operate, but the other operations are almost the same.
  • point A to point B indicates the compression operation in the compressor 10
  • point B to point C indicates the condensation operation in the heat exchanger portion 210 of the indoor heat exchanger 22 acting as a condenser
  • point C to point Point D indicates the pressure loss during passage at the indoor expansion valve 21
  • point D to point E indicates heat release operation at the subcooler 130
  • point E to point F indicates pressure reduction operation at the outdoor expansion valve 13
  • Points A through A indicate the evaporation operation of the heat exchanger section 110C of the outdoor heat exchanger 12 acting as an evaporator, and constitute a series of refrigeration cycles.
  • the heating capacity Qc [kW] can be expressed by equation (3), and the coefficient of performance COPc [ ⁇ ] at the time of heating operation can be expressed by equation (4).
  • FIG. 15 (a) is a perspective view showing the arrangement of the outdoor heat exchanger 12C in the outdoor unit 100C of the air conditioner 300C according to the reference example
  • FIG. 15 (b) is a sectional view taken on line AA.
  • the inside of the outdoor unit 100C is partitioned by a partition plate 150, and an outdoor heat exchanger 12C, an outdoor fan 50, and the like in one room (right side in FIG. 15 (a))
  • the outdoor fan motor 51 (see FIG. 15B) is disposed, and the compressor 10, the accumulator 17 and the like are disposed in the other room (left side in FIG. 15A).
  • the outdoor heat exchanger 12 ⁇ / b> C is placed on the drain pan 151 and bent in an L-shape along two sides of the casing. Further, as shown in FIG. 15 (b), the flow of the outdoor air is indicated by an arrow Af.
  • the outdoor air Af sucked into the outdoor unit 100C by the outdoor fan 50 passes through the outdoor heat exchanger 12C and is discharged from the air vent 52 to the outside of the outdoor unit 100C.
  • FIG. 16 is a layout diagram of refrigerant channels in the outdoor heat exchanger 12C of the air conditioner 300C according to the reference example.
  • FIG. 16 is the figure which looked at one end side S1 (refer Fig.15 (a)) of 12 C of outdoor heat exchangers.
  • the outdoor heat exchanger 12C includes a fin 1, a heat transfer pipe 2 having a turn portion 2U and reciprocating in the horizontal direction, a U-bend 3, and a three-way vent 4 which is a merging portion of the refrigerant flow path. It is configured. Further, FIG. 16 shows a case where the outdoor heat exchanger 12C is configured by arranging the heat transfer tubes 2 in two rows (first row F1 and second row F2) in the flow direction of the outdoor air Af. . Further, the heat transfer tubes 2 are arranged in a staggered manner in the first row F1 and the second row F2. Further, as shown in FIG.
  • the heat exchanger section 110C of the outdoor heat exchanger 12C is used as a condenser for the flow of the outdoor air Af flowing from the right to the left (that is, the cooling operation of the air conditioner 300C) At the time), the flow of the refrigerant flows from the left side (the side of the gas header 111) to the right side (the side of the distributor 113), and is configured to be a counterflow in a pseudo manner.
  • the heat exchanger section 110C of the outdoor heat exchanger 12C is used as a condenser (that is, at the time of cooling operation of the air conditioner 300C)
  • the gas flowing in from the gas side inlets G1 and G2 of the second row F2 The refrigerant reciprocates in the horizontal direction between one end S1 (see FIG. 15 (a)) and the other end S2 (see FIG. 15 (a)) of the outdoor heat exchanger 12C bent in an L-shape. 2 Circulate the inside.
  • the end of the heat transfer tube 2 and the end of the adjacent heat transfer tube 2 in the same row (second row F2) are bent in a U shape.
  • the refrigerant flow path is configured by connecting the U-bends 3 by brazing.
  • the heat transfer tube 2 has the turn portion 2U (indicated by a broken line in FIG. 16) having a structure in which the heat transfer tube 2 is bent in a hairpin shape.
  • the refrigerant flow path is configured.
  • the gas refrigerant flowing in from the gas side inlets G1 and G2 reciprocates in the horizontal direction in the heat transfer tube 2 and approaches each other in the vertical direction (the refrigerant from the gas side inlet G1 is downward,
  • the refrigerant from the gas side inlet G2 flows upward and reaches the vertically adjacent position, where it joins at the 3-way bend 4 and transfers the first row F1 located upstream of the outdoor air Af It flows into the heat pipe 2.
  • the three-way bend 4 connects the ends of the two heat transfer tubes 2 in the second row F2 and the end of the one heat transfer tube 2 in the first row F1 by brazing to form a refrigerant flow path.
  • the confluence part of is composed.
  • the refrigerant flowing from the three-forked bend 4 into the heat transfer tube 2 of the first row F1 flows upward while reciprocating horizontally in the heat transfer tube 2, and flows to the liquid side distribution pipe 112 at the liquid side outlet L1. And flow out.
  • the refrigerant flow path from the two gas side inlets (G1, G2), joining at the three fork bend 4, and flowing out from one liquid side outlet (L1) It is called one "pass”.
  • the liquid refrigerant that has flowed out to the liquid side distribution pipe 112 joins the liquid refrigerant from the other path at the distributor 113, reaches the outdoor expansion valve 13 and the sub cooler 130, and flows to the receiver 14.
  • the refrigerant flow path from the gas side inlet G3, G4 to the liquid side outlet L2 is compared with the refrigerant flow path from the gas side inlet G1, G2 to the liquid side outlet L1.
  • the refrigerant flow path is long in the first row F1 on the liquid side.
  • the refrigerant flow path from the gas side inlet G5, G6 to the liquid side outlet L3 is the second row on the gas side compared to the refrigerant flow path from the gas side inlet G1, G2 to the liquid side outlet L1
  • the refrigerant flow path is shortened at F2.
  • the outdoor heat exchanger 12C heat exchanger section 110C of the air conditioner 300C according to the reference example
  • the lengths of the refrigerant channels in each path There is a problem that it is difficult to make the same. For this reason, it becomes impossible to set the optimal refrigerant distribution in both the cooling operation and the heating operation, and the flow path resistance of the liquid side distribution pipe 112 is set to match the outlet ratio enthalpy of one operation (for example, the heating operation).
  • the specific enthalpy (the temperature or dryness of the refrigerant) of the other operation causes a difference between the refrigerant channels in each path, and as a result, the outdoor heat exchanger 12C (thermal The efficiency of the exchanger section 110C) is reduced.
  • the subcooler 130 is disposed in the first row F1 located upstream with respect to the flow direction of the outdoor air Af, and the downstream second row F2 corresponding to the position where the subcooler 130 is disposed is The liquid side outlet L7 is disposed, and the heat energy radiated by the subcooler 130 is efficiently recovered by the path flowing from the liquid side outlet L7 to the gas side inlets G13 and G14.
  • the subcooler 130 recovers the heat energy radiated by the heat exchanger on the downwind side during heating operation, but not all can be recovered, so the area must be minimized. .
  • the condensation performance improvement effect obtained by increasing the flow velocity in the heat transfer pipe and increasing the refrigerant heat transfer rate during the cooling operation is limited.
  • the area ratio of the subcooler 130 has a trade-off relationship between the heating performance and the cooling performance, and there is a problem that each performance can not be exhibited to the maximum.
  • the refrigerant that has been decompressed by the outdoor expansion valve 13 in the heating operation to become gas-liquid two-phase flows into the distributor 113 in a state where the liquid refrigerant is unevenly distributed in the refrigerant passage.
  • a curved pipe portion exists in the piping path from the outdoor expansion valve 13 to the distributor 113, so liquid refrigerant biased by the centrifugal force generated in the curved pipe portion flows into the distributor 113.
  • FIG. 1 is a schematic view of an air conditioner 300 according to the first embodiment.
  • Fig.2 (a) is a perspective view which shows arrangement
  • FIG.2 (b) is the sectional view on the AA line. is there.
  • the air conditioner 300 differs from the air conditioner 300C (see FIGS. 14 and 15) according to the reference example in the configuration of the outdoor unit 100.
  • the outdoor unit 100C of the reference example includes the outdoor heat exchanger 12C having the heat exchanger unit 110C and the sub cooler 130, while the outdoor unit 100 of the first embodiment is a heat exchanger.
  • the difference is that the outdoor heat exchanger 12 having the portion 110, the subcooler 120, and the subcooler 130 is provided.
  • the other configurations are the same, and duplicate explanations are omitted.
  • the outdoor heat exchanger 12 includes a heat exchanger unit 110, a subcooler 120 provided below the heat exchanger unit 110, and a subcooler 130 provided below the subcooler 120.
  • the heat exchanger unit 110 is used as a condenser during the cooling operation and as an evaporator during the heating operation, and one side of the refrigerant flow direction (upstream in the cooling operation, in the heating operation)
  • the downstream side is connected to the gas header 111, and the other side (the downstream side in the cooling operation and the upstream side in the heating operation) is connected to the distributor 113 via the liquid side distribution pipe 112.
  • the subcooler 120 is formed in the lower part of the outdoor heat exchanger 12 above the subcooler 130, and one side (upstream in cooling operation, downstream in heating operation) with respect to the flow direction of the refrigerant is The other side (the downstream side in the cooling operation, the upstream side in the heating operation) is connected to the outdoor expansion valve 13.
  • the subcooler 130 is formed on the lower side of the outdoor heat exchanger 12 below the subcooler 120, and one side (upstream in cooling operation, downstream in heating operation) with respect to the flow direction of the refrigerant is The other side (downstream side during cooling operation, upstream side during heating operation) is connected to the outdoor expansion valve 13 via the receiver 14, the liquid blocking valve 15, the liquid pipe 30, and the indoor expansion valve 21, and the indoor unit
  • the reference numeral 200 is connected to the indoor heat exchanger 22 (a distributor 213 described later).
  • the high temperature gas refrigerant flowing from the gas header 111 into the heat exchanger unit 110 exchanges heat with the outdoor air sent by the outdoor fan 50 and condenses. It becomes liquid refrigerant. Thereafter, the liquid refrigerant is sent to the indoor unit 200 through the subcooler 130, the receiver 14, the liquid blocking valve 15, and the liquid pipe 30, after passing through the liquid side distribution pipe 112, the distributor 113, the subcooler 120 and the outdoor expansion valve 13. .
  • the liquid refrigerant sent from the indoor unit 200 to the outdoor unit 100 through the liquid piping 30 passes through the liquid blocking valve 15, the receiver 14, and the subcooler 130 to an outdoor expansion valve.
  • the pressure is reduced at 13 and passes through the subcooler 120, the distributor 113, and the liquid side distribution pipe 112, and is sent to the heat exchanger section 110 of the outdoor heat exchanger 12C.
  • the liquid refrigerant that has flowed into the heat exchanger unit 110 exchanges heat with the outdoor air sent by the outdoor fan 50, evaporates to become a gas refrigerant, and is sent to the gas header 111.
  • FIG. 3 is a layout diagram of refrigerant flow paths in the outdoor heat exchanger 12 of the air conditioner 300 according to the first embodiment.
  • FIG. 3 is the figure which looked at one end side S1 (refer Fig.2 (a)) of the outdoor heat exchanger 12. As shown in FIG.
  • the outdoor heat exchanger 12 has a fin 1 and a turn portion 2U and reciprocates in the horizontal direction, a heat transfer pipe 2, a U-bend 3, a three-way vent 4 which is a junction of refrigerant channels, and a connecting pipe 5 And are configured.
  • the outdoor heat exchanger 12 is configured by arranging the heat transfer tubes 2 in two rows (first row F1 and second row F2) as in the outdoor heat exchanger 12C (see FIG. 16) of the reference example.
  • the heat transfer tubes 2 are arranged in a staggered manner in the first row F1 and the second row F2, and the heat exchanger section 110 of the outdoor heat exchanger 12 is used as a condenser (ie, during cooling operation of the air conditioner 300)
  • the flow of the refrigerant and the flow of the outdoor air Af are configured to be countercurrently in a pseudo manner.
  • the flow of the refrigerant in the first path (the path flowing from the gas side inlets G1, G2 to the liquid side outlet L1) of the outdoor heat exchanger 12 (heat exchanger portion 110) will be described.
  • the gas refrigerant introduced from the gas side inlets G1 and G2 reciprocates in the horizontal direction in the heat transfer pipe 2 and approaches each other in the vertical direction (the refrigerant from the gas side inlet G1 is downward, the gas side inlet G2
  • the refrigerant from above flows upward) and reaches vertically adjacent positions where it joins at a three-fork bend 4 and flows into the heat transfer tube 2 of the first row F1 located upstream of the outdoor air Af .
  • the refrigerant flowing from the three-forked bend 4 into the heat transfer tube 2 of the first row F1 flows upward while reciprocating horizontally in the heat transfer tube 2, and is in the same stage as the gas side inlet G1 Since the heat transfer tubes 2 are arranged in a staggered manner in the rows F1 and the second row F2, they are connected to the three-forked bend 4 by the connecting pipe 5 at a position half pitch lower than the gas side inlet G1) It flows into the heat transfer tube 2 which is one lower than the heat transfer tube 2 of the row F1.
  • the connecting pipe 5 is one lower than the heat transfer pipe 2 of the first line F1 connected to the end of the heat transfer pipe 2 of the first line F1 in the same stage as the gas side inlet G1 and the fork 4.
  • the end of the heat transfer tube 2 is connected by brazing to form a refrigerant flow path.
  • the refrigerant flowing from the connecting pipe 5 into the heat transfer pipe 2 flows downward while reciprocating in the heat transfer pipe 2 in the horizontal direction, and is in the same stage as the gas side inlet G2 (note that the first row F1 and the second row Since the heat transfer pipes 2 are arranged in a staggered arrangement with the eye F2, the heat flow out to the liquid side distribution pipe 112 at the liquid side outlet L1 at a position half pitch lower than the gas side inlet G2.
  • the number of horizontal reciprocations of the heat transfer pipe 2 from the vent 4 to the connecting pipe 5 and the number of horizontal reciprocations of the heat transfer pipe 2 from the connecting pipe 5 to the liquid side outlet L1 are equal.
  • the liquid refrigerant that has flowed out to the liquid side distribution pipe 112 joins the liquid refrigerant from the other path at the distributor 113, reaches the subcooler 120, the outdoor expansion valve 13, and the subcooler 130, and flows to the receiver 14. Do.
  • the 2nd pass (pass from gas side inlet G3, G4 to liquid side outlet L2) of outdoor heat exchanger 12 is the 1st pass (gas side inlet G1, G2 to liquid side outlet L1) And the same refrigerant flow path as The same applies to the following paths, and the outdoor heat exchanger 12 (heat exchanger section 110) is provided with a plurality (seven in the example of FIG. 3) of refrigerant flow paths similar to the first path.
  • the outdoor heat exchanger 12 (heat exchanger unit 110) of the air conditioner 300 makes the opposing flow arrangement and the halfway merging compatible, and in each path
  • the refrigerant channels can be equal in length.
  • the flow path resistance of the liquid side distribution pipe 112 can be set so as to be suitable refrigerant distribution in both the cooling operation and the heating operation.
  • a three-forked bend 4 is used as a branch portion of the refrigerant flow path of the path during heating operation.
  • the liquid refrigerant flowing from the liquid side outlet L2 is heat-exchanged with the outdoor air in the first row F1 of the outdoor heat exchanger 12, It becomes a liquid mixed refrigerant.
  • the three-forked portion of the three-forked bend 4 is connected to the end of the heat transfer tube 2 of the two second rows F2 as viewed from the side connected to the end of the heat transfer tube 2 of the first row F1
  • the refrigerant flow path shape of the branch part of (1) has a symmetrical shape (right and left uniform shape) (not shown).
  • the refrigerant collides with the fork portion of the fork bend 4 and branches, whereby the liquid refrigerant and the gas refrigerant of the refrigerant flowing to the gas side inlet G1 and the refrigerant flowing to the gas side inlet G2
  • the ratio becomes even, and the dryness or specific enthalpy at the evaporator outlet can be made substantially even.
  • the heat exchange performance at the time of heating operation becomes high, and the highly efficient air conditioner 300 can be realized.
  • a heat transfer pipe having a three-way pipe having a pipe connecting from a position slightly lower than the middle of the heat exchanger to the upper stage and a fork part branched at the end of the pipe See FIG. 1 of Patent Document 2. Because of this configuration, first, the fork part is connected to the pipe with a brazing material having a high melting temperature to form a fork pipe, and then the heat transfer pipe and the fork pipe are lowered in melting temperature It is necessary to connect with a brazing material.
  • the outdoor heat exchanger 12 can be manufactured by brazing the U-bend 3, the three-fork bend 4 and the joining pipe 5 to the heat transfer pipe 2.
  • the heat exchange performance can be improved, the number of manufacturing processes can be reduced, and the reliability can be improved.
  • the outdoor heat exchanger 12 of the air conditioner 300 includes the subcooler 120, and the distributor 113 and the outdoor with respect to the flow direction of the refrigerant. Between the expansion valve 13 and the subcooler 120 is disposed. In other words, the outdoor expansion valve 13 is disposed between the subcooler 120 and the subcooler 130.
  • the liquid refrigerant from each path of the heat exchanger unit 110 joins at the distributor 113 and flows into the subcooler 120.
  • the flow velocity of the refrigerant is increased, and the refrigerant side heat transfer coefficient is improved, whereby the heat exchange performance of the outdoor heat exchanger 12 is improved, and the performance of the air conditioner 300 is improved.
  • the liquid refrigerant whose pressure is reduced by the outdoor expansion valve 13 and the temperature of the refrigerant is reduced flows into the subcooler 120.
  • the amount of heat release in the subcooler 120 can be reduced, and the coefficient of performance COPc in the heating operation can be improved.
  • the amount of heat release in the subcooler 120 can be suitably reduced.
  • the subcooler 120 and the subcooler 130 are provided in the first row F1 of the outdoor heat exchanger 12, the subcooler 130 is provided at the lowermost stage, and the subcooler 120 is provided thereon .
  • the eighth pass of the outdoor heat exchanger 12 (heat exchanger section 110) (the path flowing from the gas side inlets G15, G16 to the liquid side outlet L8) is the third side from the gas side inlets G15, G16.
  • the joining pipe 5 is connected halfway along the first heat exchange area of the second row F2 until joining at the vent 4 and the same stage as the first heat exchange area (but shifted half pitch due to the staggered arrangement)
  • the second heat exchange area of the first line F1 and the third heat exchange area of the second line F2 in the same stage as the subcoolers 120 and 130 (but shifted by half pitch due to the staggered arrangement) .
  • the flow of the refrigerant and the flow of the outdoor air Af in the first heat exchange area and the second heat exchange area become countercurrent in a pseudo manner. ing.
  • the third heat exchange region is in the second row F2
  • the subcoolers 120 and 130 are provided in the first row F1 of the same stage
  • the heat exchanger portion 110 is provided in the subcoolers 120 and 130 Since the liquid refrigerant after heat exchange flows in, the flow of the refrigerant and the flow of the outdoor air Af are artificially opposite to each other even in the third heat exchange region.
  • the heat energy dissipated by the subcooler 130 during the heating operation of the air conditioner 300 are efficiently recovered in the third heat exchange zone of the eighth pass. Thereby, the performance of the air conditioner 300 can be improved in both the cooling operation and the heating operation.
  • the first row F1 of the outdoor heat exchanger 12 is arranged in the order of the heat exchanger unit 110, the sub cooler 120, and the sub cooler 130 as viewed in the vertical direction. With such an arrangement, it operates at an intermediate temperature between the heat exchanger section 110 acting as an evaporator and the subcooler 130 which is at a high temperature for the purpose of preventing freezing of the drain pan, etc., during heating operation. Since the subcooler 120 can be disposed, the heat conduction loss through the fins 1 can be reduced.
  • the subcooler 120 operating at the intermediate temperature can be disposed, the heat conduction loss through the fins 1 can be reduced.
  • the flow path resistance (pressure loss) of the liquid side distribution piping 112 be set so as to be within ⁇ 20% of each other for each distribution piping of each path.
  • the flow path resistance ⁇ PLp [Pa] of the liquid side distribution pipe 112 is the pipe friction coefficient ⁇ [-] of the liquid side distribution pipe 112, the length L [m] of the liquid side distribution pipe 112, the liquid side distribution pipe 112
  • the inner diameter d [m], the refrigerant density [[kg / m 3 ], and the refrigerant flow rate u [m / s] can be expressed by equation (5).
  • the pipe friction coefficient ⁇ [ ⁇ ] can be expressed by equation (6) using the Reynolds number Re [ ⁇ ].
  • the Reynolds number Re [ ⁇ ] is expressed by the equation (7) using the refrigerant flow velocity u [m / s], the inner diameter d [m] of the liquid side distribution pipe 112, and the dynamic viscosity coefficient [[Pa ⁇ s]. be able to.
  • ⁇ Pc L / d 5.25 (8)
  • the heat exchanger part 110 of the outdoor heat exchanger 12 is equipped with multiple refrigerant
  • the flow path resistance (pressure loss) of the liquid side distribution pipe 112 be set to 50% or more of the liquid head difference caused by the heat exchanger height dimension H [m]. That is, it is desirable to satisfy the equation (9), where ⁇ PLprc is the distribution pipe resistance at the time of operation of the intermediate cooling capacity (capacity about 50% of the rated capacity) operation.
  • ⁇ is the refrigerant density [kg / m 3 ]
  • g is the gravitational acceleration [kg / s 2 ].
  • satisfying equation (9) is more effective when the heat exchanger height dimension H [m] is 0.5 m or more because the efficiency improvement effect at the time of intermediate cooling capacity operation is large.
  • the reason is that when the heat exchanger height dimension H [m] is 0.5 m or more, the head difference generated on the refrigerant side is large and the performance deterioration due to the distribution deterioration tends to occur, but by satisfying the equation (9)
  • the deterioration of the refrigerant distribution can be preferably prevented, and the COP during the intermediate cooling capacity operation can be improved.
  • FIG. 4 is an explanatory view showing the performance influence of the flow path resistance of the liquid side distribution pipe 112 in the configuration of the air conditioner 300 according to the first embodiment.
  • the horizontal axis of the graph shown in FIG. 4 shows the flow path resistance of the liquid side distribution pipe 112, and the vertical axis shows COP during cooling intermediate capacity operation, COP during heating rated operation, APF (Annual Performance Factor; period energy efficiency ) Is shown.
  • the solid line represents the change in COP during the intermediate cooling capacity operation due to the flow path resistance of the liquid side distribution pipe 112, and the broken line represents the change in COP during the heating rating operation due to the flow path resistance of the liquid side distribution pipe 112.
  • the change of APF by the flow path resistance of piping 112 is shown by a dotted line.
  • FIG. 4 illustrates a region satisfying the equation (9).
  • the COP during the intermediate cooling capacity operation improves, but the heating rated operation There is a tendency for the time COP to decline. This is because the temperature of the subcooler 120 during the heating operation rises as the flow path resistance of the liquid side distribution pipe 112 increases, and the amount of heat release from the subcooler 120 increases, so the COP decreases.
  • ⁇ PLpdt is a saturation temperature difference [K] due to the distribution pipe resistance.
  • refrigerants used for the refrigeration cycle of the air conditioner 300 according to the first embodiment R32, R410A, R290, R1234yf, R1234ze (E), R134a, R125A, R143a, R1123, R290, R600a, R600, R744. It is possible to use a single or multiple mixed refrigerants.
  • the configuration of the air conditioner 300 according to the first embodiment can be suitably used in a refrigeration cycle using R32 (R32 alone or a mixed refrigerant containing 70 wt% or more of R32) or R744 as a refrigerant.
  • R32 a mixed refrigerant containing 70% by weight or more of R32
  • R744 the pressure loss of the heat exchanger tends to be smaller than when other refrigerants are used, and the liquid head difference of the refrigerant Distribution deterioration is likely to occur.
  • the first path (the path flowing from the gas side inlet G 1, G 2 to the liquid side outlet L 1) of the outdoor heat exchanger 12 (heat exchanger section 110) is joined at the three fork bend 4 Then, it flows upward while reciprocating in the horizontal direction in the first row F1, and the heat transfer tube one lower than the heat transfer tube 2 of the first row F1 connected to the three-forked bend 4 via the joining pipe 5
  • the flow has been described as flowing downward while reciprocating from the heat pipe 2 in the horizontal direction, the configuration of the refrigerant flow path is not limited to this.
  • the three-fork bend 4 After joining at the three-fork bend 4, it flows downward while reciprocating horizontally in the first row F1, and passes through the joining pipe 5A, the three-fork bend 4
  • the heat transfer pipe 2 may be configured to flow upward while reciprocating horizontally from the heat transfer pipe 2 which is one higher than the heat transfer pipe 2 of the first row F1 connected thereto.
  • coolant flow paths which came out of the subcooler 120 at the time of heating flow in into the distributor 113 is comprised like (b) of FIG.
  • This path has an inflow pipe 114 directly connected to the distributor 113, and a junction pipe 115 joined in the middle of the inflow pipe.
  • the merging pipe 115 is connected to the merging portion 116 of the inflow pipe 114, and is connected substantially vertically to the inflow pipe 114 and in the vicinity of the distributor 113.
  • FIG. 6 shows the shape of the inflow piping to a general deflector 113, and since it has a bent portion at the upstream portion, a liquid phase having a large inertia force in the gas-liquid two-phase flow flowing inside Is biased to the outside of the bend, causing a problem that the refrigerant distribution in the distributor 113 is biased.
  • the inflow tube 114 of the distributor 113 in the air conditioner 300 of the present embodiment shown in FIG. 6B merges immediately before the distributor 113 (the distance Lf from the distributor 113 to the merging portion 116).
  • the portion 116 the biased gas-liquid two-phase flow is agitated, and the refrigerant distribution in the distributor 113 is equalized.
  • the liquid refrigerant and the gas refrigerant are separated until they reach the merging portion 116, and the liquid refrigerant flows in an annular flow along the wall surface of the pipe. Then, when the two annular flows intersect at the confluence portion 116, the liquid refrigerant and the gas refrigerant are agitated to be in a gas-liquid mixed state and flow as a spray flow. Since the spray flow gradually transitions from the mixed state of the liquid refrigerant and the gas refrigerant as it flows through a predetermined distance, it is desirable that the merging portion 116 be located in the vicinity of the distributor 113.
  • FIG. 7 shows the detailed shape of the merging pipe 115, and the inflow pipe 114 from the subcooler 120 and the merging pipe 115 have smaller inner diameters d1 and d2 than the merging section 116 with respect to the pipe inner diameter D1 of the merging section 116. It has become.
  • the distance Lf between the merging portion 116 and the inlet of the distributor 113 is within 5 times the inner diameter D1 of the piping of the merging portion 116.
  • FIG. 8 shows an annular flow (shown as a swirling jet in the above-mentioned known document) and an annular flow (shown as a bubble annular in the known document) which are generated on the downstream side of the expansion valve shown in JP-A-2013-178044.
  • the transition length to) is a characteristic that the ratio (Lf / D1) of the tube inner diameter changes according to the mass velocity G [kg / m 2 s], and there is a relationship represented by equation (11). This relational expression indicates the range in which the refrigerant flows in the spray flow.
  • the merging portion 116 is provided immediately before the distributor 113, and the gas-liquid two-phase flow is mixed similarly to the spray flow generated on the downstream side of the outdoor expansion valve 13. From the state, the range of the mixed state can be similarly estimated by the equation (11).
  • Lf / D1 at which the spray flow transitions to the annular flow is 6.0 to 14.0, it is approximately 6 times or less of the inner diameter of the junction so as to fall below this range (Lf / By configuring the distance Lf between the merging portion 116 and the distributor 113 in D1 ⁇ 6), it is shown that uniform refrigerant distribution in the distributor 113 can be realized within the operation range.
  • securing of the brazing property means that, when two adjacent brazings are performed, when one is brazed first and the other is brazed, the former is reheated by the heating at the time of the latter brazing. It is the prevention of melting. That is, the brazing material of the former is not remelted due to the thermal effect of the brazing of the first brazed portion after the brazing of the piping connected to the lower portion of the distributor 113 and the brazing of the joining portion 116. You need to do so. The larger the distance between the brazed parts and the smaller the diameter of the pipe, the smaller the thermal effect on the other can be. By setting Lf / D1> 4, defects in the brazed parts close to each other can be prevented. As a result, the airtightness of the brazed portion can be reliably ensured, and the reliability of the product can be ensured.
  • FIG. 9 is a layout drawing of the piping of the air conditioner 300 as viewed from the back side of the outdoor unit 100.
  • the liquid piping 30 and the gas piping 40 show the configuration in the case where they are connected to the back side of the outdoor unit 100.
  • the liquid piping 30 and the gas piping 40 are respectively provided inside the outdoor unit 100 from the liquid blocking valve 15 (not shown in FIG. 9) and the gas blocking valve 16.
  • a path to the back side is required. That is, since not only the cycle components such as the accumulator 17, the expansion valve 13, and the distributor 113 but also the pipes connecting them are provided, it is necessary to avoid the space through which the liquid pipe 30 and the gas pipe 40 pass. .
  • FIG. 10 shows a piping structure around the distributor 113 according to the first embodiment, a pipe connecting the outdoor expansion valve 13 and the subcooler 130, and a pipe connecting the distributor 113 and the subcooler 120 (a distributor The inflow pipe 114 and the merging pipe 115) are densely arranged at one end S1 of the heat exchanger section 110.
  • the piping connected to the distributor 113 has a shape having the junction 116 immediately before the distributor 113 shown in FIG. 7 and is connected to the subcooler 120 more than the piping inner diameter D1 of the junction.
  • the inner diameters d1 and d2 of the inflow pipe 114 and the merging pipe 115 are set smaller.
  • the refrigerant of the two paths in the merging portion 116 vertically collides even when the liquid refrigerant in the pipe is biased.
  • the refrigerant flowing into the distributor 113 can be changed to a uniform flow mode substantially at the cross section of the pipe.
  • the shape of the merging portion 116 for vertical merging can minimize the brazing point for other merging methods such as installation using a Y-shaped bend, which reduces the manufacturing cost. And is also superior in terms of securing leak reliability.
  • FIG. 11 is an external view of a state in which a space through which connection piping (liquid piping 30 and gas piping 40) is left is opened by these piping shapes, and it is shown that a sufficient installation space for connection piping can be secured.
  • Such a refrigerant distribution structure using the merging portion 116 can of course be independently adopted even when the subcoolers 120 and 130 of the present embodiment are not provided, and two or more refrigerant flow paths may be used.
  • a pipe in which the refrigerant flows in a gas-liquid two phase may be branched midway, and by joining on the upstream side of the distributor 113, a suitable refrigerant distribution can be obtained.
  • FIG. 12 is a layout diagram of refrigerant channels in the outdoor heat exchanger 12A of the air conditioner 300 according to the second embodiment.
  • FIG. 12 is the figure which looked at one end side S1 (refer Fig.2 (a)) of 12 A of outdoor heat exchangers.
  • the air conditioner 300 according to the second embodiment differs from the air conditioner 300 according to the first embodiment in the configuration of the outdoor heat exchanger 12A.
  • the outdoor heat exchanger 12A is different in that the heat transfer tubes 2 are arranged in three rows (first row F1, second row F2, third row F3).
  • the other configurations are the same, and duplicate explanations are omitted.
  • the gas refrigerant introduced from the gas side inlets G1 and G2 is separated from each other in the vertical direction while reciprocating horizontally in the heat transfer tube 2 in the third row F3 (gas side inlet).
  • the refrigerant from G1 flows upward, the refrigerant from the gas side inlet G2 flows downward, and after leaving to a predetermined position, the end of the heat transfer tube 2 of the third row F3 to the second row F2 It flows into the heat transfer tube 2 of the second row F 2 through the U vent connected to the end of the heat transfer tube 2.
  • the flow of the refrigerant in the second row F2 and the first row F1 is the same as in the first embodiment (see FIG. 3).
  • the outdoor heat exchanger 12A of the second embodiment has a configuration in which the refrigerant flow path on the gas side is extended with respect to the two rows of the outdoor heat exchanger 12 (see FIG. 3).
  • FIG. 13 is a layout diagram of refrigerant channels in the outdoor heat exchanger 12B of the air conditioner 300 according to the third embodiment.
  • FIG. 13 is the figure which looked at one end side S1 (refer Fig.2 (a)) of outdoor heat exchanger 12B.
  • the outdoor heat exchanger 12B has three rows of heat transfer pipes 2 (first row F1, second row F2 , Third column F3) is arranged.
  • the outdoor heat exchanger 12A of the second embodiment arranges the trifurcated vent 4 between the second row F2 and the first row F1
  • the outdoor heat exchanger 12B of the third embodiment differs in that a three-forked vent 4 is disposed between the third row F3 and the second row F2.
  • the other configurations are the same, and duplicate explanations are omitted.
  • the flow of the refrigerant in the third row F3 and the second row 2 in the outdoor heat exchanger 12B of the third embodiment is the second row in the outdoor heat exchanger 12 of the first embodiment. It is the same as the flow of the refrigerant in F2 and the first row F1.
  • U vent connected from the end of the heat transfer tube 2 of the second row F2 to the end of the heat transfer tube 2 of the first row F1 at the same stage as the gas side inlet G2 and the same stage as the gas side inlet G2 , And flows into the heat transfer tube 2 of the first row F1.
  • the outdoor heat exchanger 12B of the third embodiment has a configuration in which the refrigerant flow path on the liquid side is extended with respect to the two rows of the outdoor heat exchanger 12 (see FIG. 3).
  • the efficiency of the air conditioner 300 can be further enhanced as in the two-row configuration (see FIG. 3).
  • the flow passage length of the refrigerant flow passage (the refrigerant flow passage on the liquid side) after joining at the three-fork vent 4 is long, and the region where the flow velocity of the refrigerant in the heat transfer pipe 2 is relatively high increases.
  • the position of the fork bend 4 together with the number of passes is the second embodiment.
  • it may be disposed between the second row F2 and the first row F1 (see FIG. 12), or may be disposed between the third row F3 and the second row F2 as in the third embodiment. It is desirable to select either (see FIG. 13). Thereby, the heat exchanger performance can be further improved.
  • the third embodiment see FIG. 13. As described above, it is possible to maximize the performance of the outdoor heat exchanger 12B and the air conditioner 300 equipped with the same by selecting a longer flow path length after the liquid side merging.
  • the air conditioner 300 which concerns on this embodiment (1st-3rd embodiment) is not limited to the structure of the said embodiment, A various change is possible within the range which does not deviate from the meaning of invention. .
  • the present invention is not limited to this, and can be widely applied to a refrigeration cycle apparatus provided with a refrigeration cycle.
  • the present invention can be widely applied to a refrigeration cycle apparatus having a refrigeration cycle such as a refrigeration heating showcase capable of refrigeration or heating of an article, an automatic vending machine for refrigeration or heating a beverage can, a heat pump type water heater for heating and storing liquid, etc. .
  • outdoor heat exchanger 12 (12A, 12B) is described as having two rows or three rows in the flow direction of the outdoor air, the present invention is not limited to this, and four or more rows may be provided. .
  • the indoor heat exchanger 22 may have a plurality of configurations of the path P (see FIG. 3) of the refrigerant flow path. Further, the configuration of the liquid side distribution pipe 112 of the outdoor heat exchanger 12 may be applied to the liquid side distribution pipe 212 of the indoor heat exchanger 22.

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Abstract

　熱交換器の冷媒分配の偏りを抑制し熱交換性能を向上した熱交換装置および空気調和機を提供する。　冷媒が流れる伝熱管と、複数の前記伝熱管が接続され空気と冷媒とを熱交換させる熱交換器と、冷媒を前記複数の伝熱管に分配するデストリビュータと、前記デストリビュータに冷媒を流入させる流入管と、前記流入管の途中に接続され内部を流れる冷媒を合流させる合流管と、を備え、前記流入管と前記合流管との合流部が前記デストリビュータの近傍に位置する熱交換装置およびこれを備えた空気調和機とする。

Description

熱交換装置およびこれを用いた空気調和機
　本発明は、熱交換装置および空気調和機に関する。
　本技術分野の背景技術として、蒸発器として作用する熱交換器の入口側で気液二相流を均一分配し、熱交換器の能力を最大限発揮することを目的として、特許文献１では、デストリビュータの上流配管に直交し、上流配管の径よりも大きなチャンバ部を連結することで、冷媒分配の偏りを改善することが記載されている。
　また、特許文献２に開示された熱交換器は、放熱中の冷媒温度が大きく変化する冷媒を用いた場合でも熱交換器の熱交換器能力の低下を抑制するために、伝熱管の一部を４パス以上で構成したフィンアンドチューブ型熱交換器であって、各パスは段方向に略平行の冷媒流れとなる構成とし、さらに放熱器として用いた場合の各パスの冷媒入口が略隣り合う位置とした構成としている。これにより、空気側回路の通風抵抗を増加させることなく、また製造コストをアップさせること無く、熱交換能力の低下を低減できると記載されている（要約参照）。
　また、特許文献３が開示されている。特許文献３に開示された空気調和機は、霜の溶け残りを解消すると共に、高性能暖房能力を安価に実現可能できる空気調和機を提供するために、少なくとも圧縮機、室内熱交換器、膨張弁、室外熱交換器を冷媒回路で連結した冷凍サイクルを備える空気調和機において、室外熱交換器は複数系統の冷媒流路で構成され、室外熱交換器を蒸発器として使用時の複数系統の冷媒流路のいずれかの入口を室外熱交換器の最上段もしくは最上段から２段目の冷媒流通管に位置させることで、これを実現できると記載されている（要約参照）。
日本国特開２００３－１２１０２９号公報 日本国特開２０１４－２０６７８号公報 日本国特開２０１１－１４５０１１号公報
　空気調和機の熱交換器においては、複数に分岐する冷媒パスにおける気液二相流の分配を適正化し、蒸発器の出口部での各パスの比エンタルピを揃えることで熱交換器を最大限活用することができ、高性能化することが可能になる。
　特許文献１で示されたデストリビュータ及びこれを備えた空気調和機では、デストリビュータでの気液二相流の分配を均等化する手段として、連結するチャンバ構造を構成している。
　しかし特許文献１では、チャンバ部が特殊構造となり、製造が難しいことからコストの増加を招く。また横方向に寸法を必要とすることから、設置の自由度が小さくなり、特に横吹き型の室外機などに適用する場合には、横方向にスペースが必要なため、熱交換器の寸法が制限されて、性能向上につながらないという課題がある。
　また、空気調和機の熱交換器においては伝熱管内の冷媒流速を適正化することで、冷媒側の圧力損失と熱伝達率のバランスを良好に保つことができ、熱交換効率を高めることができる。その一手段として、ガス側から液側に至る冷媒流路の途中で複数の流路を合流または分岐させることが知られている。例えば、特許文献２に示す熱交換器においては、凝縮器として使用する際の冷媒流路を途中で合流させるようにして、液側での熱伝達率の向上を図ると共に、蒸発器として使用する際にはガス側の圧力損失を低減して、熱交換器の高性能化を図っている。
　熱交換器が凝縮器として作用する際には、空気の流入方向と冷媒流路方向とが略対向して流れる、いわゆる対向流的な冷媒流路を構成することで、空気の入口温度と冷媒出口温度とが近づいて、効率の良い熱交換が行えることも知られている。例えば、特許文献２に示す空気調和機の室外熱交換器においては、対向流的に凝縮器を使用する流路を構成している。
　しかしながら、特許文献２に示す冷媒流路を途中で合流させる配置と、特許文献３に示す対向流的な配置と、を併用した場合、冷媒流路の選択自由度が小さくなり、どちらか一方を選択せざるを得なくなるか、あるいは、各冷媒流路ごとの流路長さに差が生じてしまうことになる。その結果として、熱交換器が凝縮器として作用する場合と蒸発器として作用する場合のどちらか一方の冷媒分配を最適化すると（換言すれば、空気調和機の冷房運転と暖房運転のどちらか一方の冷媒分配を最適化すると）、他方の冷媒分配が悪化して、高効率な熱交換を実現できないという課題がある。
　また、特許文献３に示す空気調和機の室外熱交換器は、冷媒流路の液側を合流した後に熱交換器の下部で空気流に対して前面側に配置するサブクーラを備えている。サブクーラを備えることにより、室外熱交換器が凝縮器として作用する際の熱交換性能を向上させることができるが、室外熱交換器が蒸発器として作用する際には、熱交換器の下部に霜や氷が残りやすくなり、暖房の排水性に課題がある。
　そこで、本発明は、冷媒分配に偏りが生じることを抑制し熱交換器の熱交換性能を向上した熱交換装置および空気調和機を提供することを目的とする。
　このような課題を解決するために、本発明にかかる熱交換装置あるいはこれを用いた空気調和機は、冷媒が流れる伝熱管と、複数の前記伝熱管が接続され空気と冷媒とを熱交換させる熱交換器と、冷媒を前記複数の伝熱管に分配するデストリビュータと、前記デストリビュータに冷媒を流入させる流入管と、前記流入管の途中に接続され内部を流れる冷媒を合流させる合流管と、を備え、前記流入管と前記合流管との合流部が前記デストリビュータの近傍に位置するように構成する。
　本発明によれば、冷媒分配に偏りが生じることを抑制し熱交換器の熱交換性能を向上した熱交換装置および空気調和機を提供することができる。
第１実施形態に係る空気調和機の構成模式図である。 （ａ）は、第１実施形態に係る空気調和機の室外機における室外熱交換器の配置を示す斜視図であり、（ｂ）は、Ａ－Ａ線断面図である。 第１実施形態に係る空気調和機の室外熱交換器における冷媒流路の配置図である。 液側分配管の流路抵抗による性能影響を示す説明図である。 冷媒流路の配置図の変形例である。 第１実施形態に係るデストリビュータ流入配管と従来のものとの比較を示す模式図である。 第１実施形態に係るデストリビュータ流入配管の詳細構造である。 第１実施形態に係るデストリビュータにおける合流部との距離についての説明図である。 第１実施形態に係る空気調和機の背面側への接続配管配置図である。 第１実施形態に係る空気調和機のデストリビュータ周りの拡大図である。 第１実施形態に係る空気調和機の接続配管背面配置部分拡大図である。 第２実施形態に係る空気調和機の室外熱交換器における冷媒流路の配置図である。 第３実施形態に係る空気調和機の室外熱交換器における冷媒流路の配置図である。 参考例に係る空気調和機の構成模式図である。 （ａ）は、参考例に係る空気調和機の室外機における室外熱交換器の配置を示す斜視図であり、（ｂ）は、Ａ－Ａ断面図である。 参考例に係る空気調和機の室外熱交換器における冷媒流路の配置図である。 参考例に係る空気調和機の運転状態をモリエル線図上に示したものであり、（ａ）は冷房運転時を示し、（ｂ）は暖房運転時を示す。
　以下、本発明を実施するための形態（以下「実施形態」という）について、適宜図面を参照しながら詳細に説明する。なお、各図において、共通する部分には同一の符号を付し重複した説明を省略する。
　≪参考例≫
　まず、本実施形態に係る空気調和機３００（後述する図１等参照）について説明する前に、参考例に係る空気調和機３００Ｃについて図１４から図１７を用いて説明する。
　図１４は、参考例に係る空気調和機３００Ｃの構成模式図である。
　図１４に示すように、参考例に係る空気調和機３００Ｃは、室外機１００Ｃと、室内機２００と、を備えており、室外機１００Ｃと室内機２００とは液配管３０およびガス配管４０で接続されている。なお、室内機２００は空気調和する室内（空調空間内）に配置され、室外機１００Ｃは室外に配置される。
　室外機１００Ｃは、圧縮機１０と、四方弁１１と、室外熱交換器１２Ｃと、室外膨張弁１３と、レシーバ１４と、液阻止弁１５と、ガス阻止弁１６と、アキュムレータ１７と、室外ファン５０と、を備えている。室内機２００は、室内膨張弁２１と、室内熱交換器２２と、室内ファン６０と、を備えている。
　四方弁１１は、４つのポート１１ａ～１１ｄを有しており、ポート１１ａは圧縮機１０の吐出側と接続され、ポート１１ｂは室外熱交換器１２Ｃ（後述するガスヘッダ１１１）と接続され、ポート１１ｃはガス阻止弁１６およびガス配管４０を介して室内機２００の室内熱交換器２２（後述するガスヘッダ２１１）と接続され、ポート１１ｄはアキュムレータ１７を介して圧縮機１０の吸込側と接続されている。また、四方弁１１は、４つのポート１１ａ～１１ｄの連通を切り替えることができるようになっている。具体的には、空気調和機３００Ｃの冷房運転時には、図１４に示すように、ポート１１ａとポート１１ｂとを連通させるとともに、ポート１１ｃとポート１１ｄとを連通させるようになっている。また、図示は省略するが、空気調和機３００Ｃの暖房運転時には、ポート１１ａとポート１１ｃとを連通させるとともに、ポート１１ｂとポート１１ｄとを連通させるようになっている。
　室外熱交換器１２Ｃは、熱交換器部１１０Ｃと、熱交換器部１１０Ｃの下側に設けられたサブクーラ１３０と、を有している。
　熱交換器部１１０Ｃは、冷房運転時には凝縮器として用いられ、暖房運転時には蒸発器として用いられるものであり、冷媒の流れ方向に対して、一方側（冷房運転時の上流側、暖房運転時の下流側）は、ガスヘッダ１１１と接続され、他方側（冷房運転時の下流側、暖房運転時の上流側）は、液側分配管１１２、デストリビュータ１１３を介して、室外膨張弁１３と接続されている。
　サブクーラ１３０は、室外熱交換器１２Ｃの下部に形成されており、冷媒の流れ方向に対して、一方側（冷房運転時の上流側、暖房運転時の下流側）は、室外膨張弁１３と接続され、他方側（冷房運転時の下流側、暖房運転時の上流側）は、レシーバ１４、液阻止弁１５、液配管３０、室内膨張弁２１を介して、室内機２００の室内熱交換器２２（後述するデストリビュータ２１３）と接続されている。
　室内熱交換器２２は、熱交換器部２１０を有している。熱交換器部２１０は、冷房運転時には蒸発器として用いられ、暖房運転時には凝縮器として用いられるものであり、冷媒の流れ方向に対して、一方側（冷房運転時の上流側、暖房運転時の下流側）は、液側分配管２１２を介してデストリビュータ２１３と接続され、他方側（冷房運転時の下流側、暖房運転時の上流側）は、ガスヘッダ２１１と接続されている。
　次に、参考例に係る空気調和機３００Ｃの冷房運転時における動作について説明する。なお、冷房運転時には、ポート１１ａとポート１１ｂとが連通するとともに、ポート１１ｃとポート１１ｄとが連通するように四方弁１１が切り替えられている。
　圧縮機１０から吐出した高温のガス冷媒は、四方弁１１（ポート１１ａ，１１ｂ）を経由して、ガスヘッダ１１１から室外熱交換器１２Ｃの熱交換器部１１０Ｃに送られる。熱交換器部１１０Ｃへ流入した高温のガス冷媒は、室外ファン５０によって送られた室外空気と熱交換し、凝縮して液冷媒になる。その後、液冷媒は、液側分配管１１２、デストリビュータ１１３、室外膨張弁１３を通過後、サブクーラ１３０、レシーバ１４、液阻止弁１５、液配管３０を介して室内機２００へ送られる。室内機２００へ送られた液冷媒は、室内膨張弁２１で減圧されて、デストリビュータ２１３、液側分配管２１２を通過して、室内熱交換器２２の熱交換器部２１０に送られる。熱交換器部２１０へ流入した液冷媒は、室内ファン６０によって送られた室内空気と熱交換し、蒸発してガス冷媒になる。この際、熱交換器部２１０で熱交換することにより冷却された室内空気は、室内ファン６０によって室内機２００から室内に吹き出され、室内の冷房が行われる。その後、ガス冷媒は、ガスヘッダ２１１、ガス配管４０を介して室外機１００Ｃへ送られる。室外機１００Ｃに送られたガス冷媒は、ガス阻止弁１６、四方弁１１（ポート１１ｃ，１１ｄ）を経由して、アキュムレータ１７を通過し、再び圧縮機１０へ流入し圧縮される。
　次に、参考例に係る空気調和機３００Ｃの暖房運転時における動作について説明する。なお、暖房運転時には、ポート１１ａとポート１１ｃとが連通するとともに、ポート１１ｂとポート１１ｄとが連通するように四方弁１１が切り替えられている。
　圧縮機１０から吐出した高温のガス冷媒は、四方弁１１（ポート１１ａ，１１ｄ）を経由して、ガス阻止弁１６、ガス配管４０を介して室内機２００へ送られる。室内機２００へ送られた高温のガス冷媒は、ガスヘッダ２１１から室内熱交換器２２の熱交換器部２１０に送られる。熱交換器部２１０へ流入した高温のガス冷媒は、室内ファン６０によって送られた室内空気と熱交換し、凝縮して液冷媒になる。この際、熱交換器部２１０で熱交換することにより加熱された室内空気は、室内ファン６０によって室内機２００から室内に吹き出され、室内の暖房が行われる。
　その後、液冷媒は、液側分配管２１２、デストリビュータ２１３、室内膨張弁２１を通過後、液配管３０を介して室外機１００Ｃへ送られる。室外機１００Ｃへ送られた液冷媒は、液阻止弁１５、レシーバ１４、サブクーラ１３０を経由して、室外膨張弁１３で減圧されて、デストリビュータ１１３、液側分配管１１２を通過して、室外熱交換器１２Ｃの熱交換器部１１０Ｃに送られる。熱交換器部１１０Ｃへ流入した液冷媒は、室外ファン５０によって送られた室外空気と熱交換し、蒸発してガス冷媒になる。その後、ガス冷媒は、ガスヘッダ１１１、四方弁１１（ポート１１ｂ，１１ｄ）を経由して、アキュムレータ１７を通過し、再び圧縮機１０へ流入し圧縮される。
　ここで、冷凍サイクル内に封入され、冷房運転時および暖房運転時に熱エネルギを運搬する作用をなす冷媒には、一例として、Ｒ４１０Ａ、Ｒ３２、Ｒ３２とＲ１２３４ｙｆとを含む混合冷媒、Ｒ３２とＲ１２３４ｚｅ（Ｅ）とを含む混合冷媒等が用いられている。なお、以下の説明においては、冷媒としてＲ３２を使用した場合を例に説明するが、他の冷媒を用いた場合についても、以下に説明する圧力損失、熱伝達率、および比エンタルピ差等の冷媒物性によりもたらされる作用・効果は同様に得られるため、他の冷媒を使用した場合の詳細な説明は割愛する。
　次に、参考例に係る空気調和機３００Ｃの冷房運転時における運転状態をについて説明する。図１７（ａ）は、参考例に係る空気調和機３００Ｃの冷房運転時における運転状態をモリエル線図上に示したものである。
　図１７（ａ）は、縦軸を圧力Ｐ、横軸を比エンタルピｈとするモリエル線図（Ｐ－ｈ線図）であり、符号ＳＬで示す曲線は飽和線であり、点Ａから点Ｆは冷媒の状態変化を示す。具体的には、Ａ点からＢ点は圧縮機１０での圧縮動作を示し、Ｂ点からＣ点は凝縮器として作用する室外熱交換器１２Ｃの熱交換器部１１０Ｃでの凝縮動作を示し、Ｃ点からＤ点は室外膨張弁１３での通過時圧力損失を示し、Ｄ点からＥ点はサブクーラ１３０での放熱動作を示し、Ｅ点からＦ点は室内膨張弁２１での減圧動作を示し、Ｆ点からＡ点は蒸発器として作用する室内熱交換器２２の熱交換器部２１０での蒸発動作を示しており、一連の冷凍サイクルを構成している。また、Δｈｃｏｍｐは圧縮機１０での圧縮動力で生じる比エンタルピ差を示し、Δｈｃは凝縮器での凝縮動作で生じる比エンタルピ差を示し、Δｈｓｃはサブクーラ１３０での放熱動作で生じる比エンタルピ差を示し、Δｈｅは蒸発器での蒸発動作で生じる比エンタルピ差を示す。
　ここで、冷房能力Ｑｅ［ｋＷ］は、蒸発器での比エンタルピ差Δｈｅ［ｋＪ／ｋｇ］、冷媒循環量Ｇｒ［ｋｇ／ｓ］を用いて、式（１）で示すことができる。また、冷房運転時の成績係数ＣＯＰｅ［－］は、蒸発器での比エンタルピ差Δｈｅ［ｋＪ／ｋｇ］、圧縮機１０での圧縮動力で生じる比エンタルピ差Δｈｃｏｍｐ［ｋＪ／ｋｇ］を用いて、式（２）で示すことができる。
　　　Ｑｅ＝Δｈｅ・Ｇｒ　　　　　　　　　　　　　　　・・・　（１）
　　　ＣＯＰｅ＝Δｈｅ／Δｈｃｏｍｐ　　　　　　　　　・・・　（２）
　次に、参考例に係る空気調和機３００Ｃの暖房運転時における運転状態をについて説明する。図１７（ｂ）は、参考例に係る空気調和機３００Ｃの暖房運転時における運転状態をモリエル線図上に示したものである。
　前述のように、暖房運転時においては、冷房運転時の冷凍サイクル状態と比較して、室外熱交換器１２Ｃの熱交換器部１１０Ｃと室内熱交換器２２の熱交換器部２１０とが凝縮器と蒸発器とで入れ替わって動作を行うが、それ以外の動作はほぼ同様である。
　即ち、Ａ点からＢ点は圧縮機１０での圧縮動作を示し、Ｂ点からＣ点は凝縮器として作用する室内熱交換器２２の熱交換器部２１０での凝縮動作を示し、Ｃ点からＤ点は室内膨張弁２１での通過時圧力損失を示し、Ｄ点からＥ点はサブクーラ１３０での放熱動作を示し、Ｅ点からＦ点は室外膨張弁１３での減圧動作を示し、Ｆ点からＡ点は蒸発器として作用する室外熱交換器１２の熱交換器部１１０Ｃでの蒸発動作を示しており、一連の冷凍サイクルを構成している。
　なお、暖房能力Ｑｃ［ｋＷ］は式（３）で示すことができ、暖房運転時の成績係数ＣＯＰｃ［－］は式（４）で示すことができる。
　　　Ｑｃ＝Δｈｃ・Ｇｒ　　　　　　　　　　　　　　　・・・　（３）
　　　ＣＯＰｃ＝Δｈｃ／Δｈｃｏｍｐ
　　　　　　　　＝１＋ＣＯＰｅ－Δｈｓｃ／Δｈｃｏｍｐ　・・・　（４）
　なお、暖房運転時において、サブクーラ１３０での冷媒の温度が外気温より高い場合、外気に対して放熱ロスが大きくなる。このため、暖房運転時の成績係数ＣＯＰｃを高く保つためには、サブクーラ１３０での放熱量をできるだけ小さくする（即ち、Δｈｓｃを小さくする）必要がある。一方、サブクーラ１３０は、図１４に示すように、室外熱交換器１２Ｃの熱交換器部１１０Ｃの下部に設置されており、暖房運転時におけるドレンパンの凍結防止や、霜の堆積防止の効果がある。
　また、図１７（ａ）および図１７（ｂ）を対比して示すように、室外熱交換器１２Ｃの熱交換器部１１０Ｃは、蒸発器として使用するとき（図１７（ｂ）のＦ－Ａ間）よりも、凝縮器として使用するとき（図１７（ａ）のＢ－Ｃ間）の方が、冷媒圧力が高く、冷媒流速が低いため、相対的に圧力損失が小さくなるとともに、表面熱伝達率が小さくなる。このため、冷房運転と暖房運転とを切り替えて使用する空気調和機３００Ｃにおいては、熱交換器部１１０Ｃの一流路あたりの冷媒循環量を、冷房と暖房の双方でバランスがよい流量になるように、熱交換器部１１０Ｃの流路分岐数が設定される。
　＜室外熱交換器１２Ｃ＞
　前述のように、熱交換器の高効率化を図るためには、熱交換器の途中で冷媒流路の合流や分岐を行う手法が取られる。参考例に係る空気調和機３００Ｃの室外熱交換器１２Ｃの構成について、図１５および図１６を用いて更に説明する。図１５（ａ）は、参考例に係る空気調和機３００Ｃの室外機１００Ｃにおける室外熱交換器１２Ｃの配置を示す斜視図であり、図１５（ｂ）は、Ａ－Ａ断面図である。
　図１５（ａ）に示すように、室外機１００Ｃの内部は、仕切り板１５０で仕切られており、一方の部屋（図１５（ａ）において右側）には室外熱交換器１２Ｃ、室外ファン５０、室外ファンモータ５１（図１５（ｂ）に参照）が配置され、他方の部屋（図１５（ａ）において左側）には圧縮機１０、アキュムレータ１７等が配置される。
　室外熱交換器１２Ｃは、ドレンパン１５１の上に載置され、筐体の２辺に沿う形でＬ字型に曲げられて設置されている。また、図１５（ｂ）に示すように、室外空気の流れを矢印Ａｆで示す。室外ファン５０により室外機１００Ｃの内部に吸い込まれた室外空気Ａｆは、室外熱交換器１２Ｃを通過し、通気口５２から室外機１００Ｃの外部に排出されるようになっている。
　図１６は、参考例に係る空気調和機３００Ｃの室外熱交換器１２Ｃにおける冷媒流路の配置図である。なお、図１６は、室外熱交換器１２Ｃの一端側Ｓ１（図１５（ａ）参照）を見た図である。
　室外熱交換器１２Ｃは、フィン１と、ターン部２Ｕを有して水平方向に往復する伝熱管２と、Ｕベンド３と、冷媒流路の合流部である三又ベント４と、を備えて構成されている。また、図１６においては、室外熱交換器１２Ｃが室外空気Ａｆの流れ方向に対して、伝熱管２を２列（第１列目Ｆ１、第２列目Ｆ２）配列して構成する場合を示す。また、伝熱管２は、第１列目Ｆ１と第２列目Ｆ２とで千鳥配置されている。また、図１６に示すように、右側から左側に流れる室外空気Ａｆの流れに対して、室外熱交換器１２Ｃの熱交換器部１１０Ｃを凝縮器として使用する（即ち、空気調和機３００Ｃの冷房運転時）際には、冷媒の流れは左側（ガスヘッダ１１１の側）から右側（デストリビュータ１１３の側）に流れるようになっており、疑似的に対向流となるように構成されている。
　室外熱交換器１２Ｃの熱交換器部１１０Ｃを凝縮器として使用する（即ち、空気調和機３００Ｃの冷房運転時）際には、第２列目Ｆ２のガス側流入口Ｇ１，Ｇ２から流入したガス冷媒は、Ｌ字型に曲げられた室外熱交換器１２Ｃの一端部Ｓ１（図１５（ａ）参照）と他端部Ｓ２（図１５（ａ）参照）とを水平方向に往復しながら伝熱管２内を流通する。
　この際、一端部Ｓ１（図１５（ａ）参照）では、伝熱管２の端部と、同じ列（第２列目Ｆ２）の隣接する伝熱管２の端部と、をＵ字型に曲げられたＵベンド３をロウ付けにより接続することにより、冷媒流路が構成されている。また、他端部Ｓ２（図１５（ａ）参照）では、伝熱管２をヘアピン形状に曲げた構造のターン部２Ｕ（図１６において破線で示す）を有することにより、ロウ付け部を有さずに、冷媒流路が構成されている。
　このようにして、ガス側流入口Ｇ１，Ｇ２から流入したガス冷媒は、伝熱管２内を水平方向に往復しながら、互いに垂直方向に近づく方向（ガス側流入口Ｇ１からの冷媒は下方向、ガス側流入口Ｇ２からの冷媒は上方向）に流れ、上下に隣り合う位置まで至ったところで、三又ベンド４にて合流し、室外空気Ａｆの上流側に位置する第１列目Ｆ１の伝熱管２に流入する。なお、三又ベンド４は、第２列目Ｆ２の２つの伝熱管２の端部と、第１列目Ｆ１の１つの伝熱管２の端部と、をロウ付けにより接続し、冷媒流路の合流部が構成される。
　三又ベンド４から第１列目Ｆ１の伝熱管２に流入した冷媒は、伝熱管２内を水平方向に往復しながら、上方向に流れ、液側流出口Ｌ１にて液側分配管１１２へと流出する。なお、以下の説明において、２つのガス側流入口（Ｇ１，Ｇ２）から流入し、三又ベンド４にて合流して、１つの液側流出口（Ｌ１）から流出するまでの冷媒流路を１つの「パス」と称するものとする。そして、液側分配管１１２へと流出した液冷媒は、デストリビュータ１１３にて他のパスからの液冷媒と合流し、室外膨張弁１３、サブクーラ１３０へと至って、レシーバ１４へと流通する。
　ここで、図１６に示すように、ガス側流入口Ｇ３，Ｇ４から液側出口Ｌ２に至る冷媒流路は、ガス側流入口Ｇ１，Ｇ２から液側出口Ｌ１に至る冷媒流路と比較して、液側の第１列目Ｆ１で冷媒流路が長くなっている。また、ガス側流入口Ｇ５，Ｇ６から液側出口Ｌ３に至る冷媒流路は、ガス側流入口Ｇ１，Ｇ２から液側出口Ｌ１に至る冷媒流路と比較して、ガス側の第２列目Ｆ２で冷媒流路が短くなっている。
　このように、参考例に係る空気調和機３００Ｃの室外熱交換器１２Ｃ（熱交換器部１１０Ｃ）においては、対向流配置と、途中合流と、を両立させる場合、各パスにおける冷媒流路の長さを均等にすることが困難であるという課題があった。このため、冷房運転と暖房運転の双方において最適な冷媒分配を設定することができなくなり、一方の運転（例えば、暖房運転）の出口比エンタルピを合わせるように液側分配管１１２の流路抵抗を設定した場合には、他方の運転（例えば、冷房運転）の比エンタルピ（冷媒の温度または乾き度）に各パスにおける冷媒流路ごとの差異を生じてしまい、結果として室外熱交換器１２Ｃ（熱交換器部１１０Ｃ）の効率が低下する。
　また、前述のように、暖房運転時の成績係数ＣＯＰｃを高く保つため、サブクーラ１３０での放熱量をできるだけ小さくすることが望ましい。このため、サブクーラ１３０を室外空気Ａｆの流れ方向に対して上流側となる第１列目Ｆ１に配置して、サブクーラ１３０の配置された位置と対応する下流側の第２列目Ｆ２には、液側出口Ｌ７を配置して、液側出口Ｌ７からガス側流入口Ｇ１３，Ｇ１４へと流れるパスによりサブクーラ１３０で放熱された熱エネルギを効率的に回収するようになっている。
　しかしながら、図１６に示す参考例に係る空気調和機３００Ｃの室外熱交換器１２Ｃ（熱交換器部１１０Ｃ）においては、暖房運転時において、最下部のパス（ガス側流入口Ｇ１３，Ｇ１４から液側出口Ｌ７へと流れるパス）が対向流的な配置となっておらず、冷房性能の向上に課題があった。
　さらに、サブクーラ１３０は暖房運転時には前述のように、その風下側の熱交換器部で放熱した熱エネルギを回収しているが、すべて回収できるわけではないため、最小限の領域にせざるを得ない。
　そのため、冷房運転時に伝熱管内の流速を増加させ、冷媒熱伝達率を増加させることで得られる凝縮性能向上効果は限られる。言い換えるとサブクーラ１３０の面積割合は暖房性能と冷房性能のトレードオフ関係となり、各々の性能を最大限に発揮できないという課題があった。
　また、暖房運転時に室外膨張弁１３で減圧されて気液二相になった冷媒は、冷媒通路内で液冷媒が偏在した状態でデストリビュータ１１３へ流入することになる。特に図１６で示す構成の場合、室外膨張弁１３からデストリビュータ１１３に至る配管経路には曲管部が存在するため、曲管部で生じる遠心力により偏った液冷媒が、デストリビュータ１１３に流入する。
　そのため、冷媒がデストリビュータ１１３に流入した後、複数の冷媒通路に分配される際に、各通路の乾き度に偏りが生じ、蒸発器として作用する熱交換器の出口比エンタルピにばらつきが生じて、熱交換器を効率的に使用することができない課題があった。
　≪第１実施形態≫
　次に、第１実施形態に係る空気調和機３００について図１から図４を用いて説明する。図１は、第１実施形態に係る空気調和機３００の構成模式図である。図２（ａ）は、第１実施形態に係る空気調和機３００の室外機１００における室外熱交換器１２の配置を示す斜視図であり、図２（ｂ）は、Ａ－Ａ線断面図である。
　第１実施形態に係る空気調和機３００（図１および図２参照）は、参考例に係る空気調和機３００Ｃ（図１４および図１５参照）と比較して、室外機１００の構成が異なっている。具体的には、参考例の室外機１００Ｃは、熱交換器部１１０Ｃと、サブクーラ１３０と、を有する室外熱交換器１２Ｃを備えるのに対し、第１実施形態の室外機１００は、熱交換器部１１０と、サブクーラ１２０と、サブクーラ１３０と、を有する室外熱交換器１２を備える点で異なっている。その他の構成は同様であり、重複する説明は省略する。
　室外熱交換器１２は、熱交換器部１１０と、熱交換器部１１０の下側に設けられたサブクーラ１２０と、サブクーラ１２０の下側に設けられたサブクーラ１３０と、を有している。
　熱交換器部１１０は、冷房運転時には凝縮器として用いられ、暖房運転時には蒸発器として用いられるものであり、冷媒の流れ方向に対して、一方側（冷房運転時の上流側、暖房運転時の下流側）は、ガスヘッダ１１１と接続され、他方側（冷房運転時の下流側、暖房運転時の上流側）は、液側分配管１１２を介してデストリビュータ１１３と接続されている。
　サブクーラ１２０は、室外熱交換器１２の下部でサブクーラ１３０よりも上側に形成されており、冷媒の流れ方向に対して、一方側（冷房運転時の上流側、暖房運転時の下流側）は、デストリビュータ１１３と接続され、他方側（冷房運転時の下流側、暖房運転時の上流側）は、室外膨張弁１３と接続されている。
　サブクーラ１３０は、室外熱交換器１２の下部でサブクーラ１２０よりも下側に形成されており、冷媒の流れ方向に対して、一方側（冷房運転時の上流側、暖房運転時の下流側）は、室外膨張弁１３と接続され、他方側（冷房運転時の下流側、暖房運転時の上流側）は、レシーバ１４、液阻止弁１５、液配管３０、室内膨張弁２１を介して、室内機２００の室内熱交換器２２（後述するデストリビュータ２１３）と接続されている。
　このような構成のため、空気調和機３００の冷房運転時には、ガスヘッダ１１１から熱交換器部１１０へ流入した高温のガス冷媒は、室外ファン５０によって送られた室外空気と熱交換し、凝縮して液冷媒になる。その後、液冷媒は、液側分配管１１２、デストリビュータ１１３、サブクーラ１２０、室外膨張弁１３を通過後、サブクーラ１３０、レシーバ１４、液阻止弁１５、液配管３０を介して室内機２００へ送られる。
　また、空気調和機３００の暖房運転時には、室内機２００から液配管３０を介して室外機１００へ送られた液冷媒は、液阻止弁１５、レシーバ１４、サブクーラ１３０を経由して、室外膨張弁１３で減圧されて、サブクーラ１２０、デストリビュータ１１３、液側分配管１１２を通過して、室外熱交換器１２Ｃの熱交換器部１１０に送られる。熱交換器部１１０へ流入した液冷媒は、室外ファン５０によって送られた室外空気と熱交換し、蒸発してガス冷媒になり、ガスヘッダ１１１へ送られる。
　＜室外熱交換器１２＞
　第１実施形態に係る空気調和機３００の室外熱交換器１２の構成について、図３を用いて更に説明する。図３は、第１実施形態に係る空気調和機３００の室外熱交換器１２における冷媒流路の配置図である。なお、図３は、室外熱交換器１２の一端側Ｓ１（図２（ａ）参照）を見た図である。
　室外熱交換器１２は、フィン１と、ターン部２Ｕを有して水平方向に往復する伝熱管２と、Ｕベンド３と、冷媒流路の合流部である三又ベント４と、繋ぎパイプ５と、を備えて構成されている。なお、室外熱交換器１２は、参考例の室外熱交換器１２Ｃ（図１６参照）と同様に、伝熱管２を２列（第１列目Ｆ１、第２列目Ｆ２）配列して構成され、伝熱管２が第１列目Ｆ１と第２列目Ｆ２とで千鳥配置され、室外熱交換器１２の熱交換器部１１０を凝縮器として使用する（即ち、空気調和機３００の冷房運転時）際には、冷媒の流れと室外空気Ａｆの流れが疑似的に対向流となるように構成されている。
　室外熱交換器１２（熱交換器部１１０）の１番目のパス（ガス側流入口Ｇ１，Ｇ２から液側出口Ｌ１へと流れるパス）の冷媒の流れについて説明する。ガス側流入口Ｇ１，Ｇ２から流入したガス冷媒は、伝熱管２内を水平方向に往復しながら、互いに垂直方向に近づく方向（ガス側流入口Ｇ１からの冷媒は下方向、ガス側流入口Ｇ２からの冷媒は上方向）に流れ、上下に隣り合う位置まで至ったところで、三又ベンド４にて合流し、室外空気Ａｆの上流側に位置する第１列目Ｆ１の伝熱管２に流入する。
　三又ベンド４から第１列目Ｆ１の伝熱管２に流入した冷媒は、伝熱管２内を水平方向に往復しながら、上方向に流れ、ガス側流入口Ｇ１と同一段（なお、第１列目Ｆ１と第２列目Ｆ２とは伝熱管２が千鳥配置されているため、ガス側流入口Ｇ１よりも半ピッチ下がった位置）で繋ぎパイプ５により、三又ベンド４と接続する第１列目Ｆ１の伝熱管２よりもひとつ下の伝熱管２に流入する。なお、繋ぎパイプ５は、ガス側流入口Ｇ１と同一段となる第１列目Ｆ１の伝熱管２の端部と、三又ベンド４と接続する第１列目Ｆ１の伝熱管２よりもひとつ下の伝熱管２の端部と、をロウ付けにより接続し、冷媒流路が構成される。
　繋ぎパイプ５から伝熱管２に流入した冷媒は、伝熱管２内を水平方向に往復しながら、下方向に流れ、ガス側流入口Ｇ２と同一段（なお、第１列目Ｆ１と第２列目Ｆ２とは伝熱管２が千鳥配置されているため、ガス側流入口Ｇ２よりも半ピッチ下がった位置）で液側流出口Ｌ１にて液側分配管１１２へと流出する。
　即ち、ガス側流入口Ｇ１から三又ベント４までの伝熱管２の水平方向の往復回数と、ガス側流入口Ｇ２から三又ベント４までの伝熱管２の水平方向の往復回数と、三又ベント４から繋ぎパイプ５までの伝熱管２の水平方向の往復回数と、繋ぎパイプ５から液側流出口Ｌ１までの伝熱管２の水平方向の往復回数と、が等しくなっている。
　その後、液側分配管１１２へと流出した液冷媒は、デストリビュータ１１３にて他のパスからの液冷媒と合流し、サブクーラ１２０、室外膨張弁１３、サブクーラ１３０へと至って、レシーバ１４へと流通する。
　そして、室外熱交換器１２の２番目のパス（ガス側流入口Ｇ３，Ｇ４から液側出口Ｌ２へと流れるパス）は、１番目のパス（ガス側流入口Ｇ１，Ｇ２から液側出口Ｌ１へと流れるパス）と同様の冷媒流路となっている。以下のパスについても同様であり、室外熱交換器１２（熱交換器部１１０）は、１番目のパスと同様の冷媒流路を複数（図３の例では７つ）備えている。
　このような構成とすることにより、第１実施形態に係る空気調和機３００の室外熱交換器１２（熱交換器部１１０）は、対向流配置と、途中合流と、を両立させ、各パスにおける冷媒流路の長さを均等にすることができる。これにより、冷房運転と暖房運転の双方において好適な冷媒分配となるように液側分配管１１２の流路抵抗を設定することができる。
　つまり、暖房運転において、出口比エンタルピを合わせるように液側分配管１１２の流路抵抗を設定する際、各パスの冷媒流路が同様であるため、各パスにおける液側分配管１１２の流路抵抗に差異を付ける必要がなくなる。このため、冷房運転において、液側分配管１１２の流路抵抗の差異に起因する各パスにおける冷媒流路の比エンタルピ（冷媒の温度または乾き度）の差異が生じることを防止して、熱交換効率が低下することを防止する。これにより、冷房運転と暖房運転の双方において、空気調和機３００の性能を向上させることができる。
　また、暖房運転時のパスの冷媒流路の分岐部として、三又ベンド４を用いている。室外熱交換器１２の熱交換器部１１０を蒸発器として用いる暖房運転時には、液側出口Ｌ２から流入した液冷媒が室外熱交換器１２の第１列目Ｆ１で室外空気と熱交換され、気液混合冷媒となる。三又ベンド４の三又部分では、第１列目Ｆ１の伝熱管２の端部と接続される側からみて、２つの第２列目Ｆ２の伝熱管２の端部と接続される側への分岐部の冷媒流路形状が、対称な形状（左右均等形状）となっている（図示せず）。これにより、冷媒が三又ベンド４の三又部分と衝突して分岐することにより、ガス側流入口Ｇ１へ流れる冷媒と、ガス側流入口Ｇ２へ流れる冷媒との、液冷媒とガス冷媒との割合が均等になり、蒸発器出口部分での乾き度あるいは比エンタルピを略均等にすることができる。これにより、暖房運転時の熱交換性能が高くなり、高効率な空気調和機３００を実現できる。
　また、例えば、特許文献２の熱交換器では、熱交換器の中間よりやや下側から上段まで繋ぐ配管と、その配管の先で分岐する三又部と、を有する三又配管を、伝熱管に接続するように構成されている（特許文献２の図１参照）。この様な構成のため、まず、三又部と配管とを溶融温度が高めのロウ材にて接続して三又配管を作成し、その後、伝熱管と三又配管とを溶融温度が低めのロウ材にて接続する必要がある。このため、工数増加や、三又部と配管とのロウ付け部の再溶融によるガス漏れ不良の発生など、製品信頼性の低下が生じやすい。これに対し、第１実施形態の室外熱交換器１２では、Ｕベンド３、三又ベンド４、繋ぎパイプ５を伝熱管２にロウ付けすることにより、室外熱交換器１２を製造することができ、熱交換性能を向上させるとともに、製造工数の削減、信頼性の向上を図ることができる。
　また、図１および図３に示すように、第１実施形態に係る空気調和機３００の室外熱交換器１２は、サブクーラ１２０を備えており、冷媒の流れ方向に対して、デストリビュータ１１３と室外膨張弁１３との間に、サブクーラ１２０が配置されている。別の表現を用いれば、サブクーラ１２０とサブクーラ１３０との間に、室外膨張弁１３が配置されている。
　このような構成により、空気調和機３００の冷房運転時において、熱交換器部１１０の各パスからの液冷媒がデストリビュータ１１３にて合流して、サブクーラ１２０に流入するようになっている。これより、冷媒の流速が増加し、冷媒側熱伝達率が向上することにより、室外熱交換器１２の熱交換性能が向上し、空気調和機３００の性能が向上する。
　また、空気調和機３００の暖房運転時において、室外膨張弁１３で減圧され冷媒温度が低下した液冷媒が、サブクーラ１２０に流入するようになっている。これにより、サブクーラ１２０における放熱量を低減して、暖房運転時の成績係数ＣＯＰｃを向上させることができる。なお、サブクーラ１２０に流入する冷媒温度を暖房運転時の室外空気Ａｆの外気温度より低くすることにより、好適にサブクーラ１２０における放熱量を低減することができる。
　また、図３に示すように、サブクーラ１２０およびサブクーラ１３０は、室外熱交換器１２の第１列目Ｆ１に設けられ、最下段にサブクーラ１３０が設けられ、その上にサブクーラ１２０が設けられている。
　ここで、室外熱交換器１２（熱交換器部１１０）の８番目のパス（ガス側流入口Ｇ１５，Ｇ１６から液側出口Ｌ８へと流れるパス）は、ガス側流入口Ｇ１５，Ｇ１６から三又ベント４で合流するまでの第２列目Ｆ２の第１熱交換領域と、第１熱交換領域と同じ段（但し、千鳥配置のため半ピッチずれる）で、途中に繋ぎパイプ５が接続される第１列目Ｆ１の第２熱交換領域と、サブクーラ１２０，１３０と同じ段（但し、千鳥配置のため半ピッチずれる）で第２列目Ｆ２の第３熱交換領域と、で構成されている。
　このような構成により、空気調和機３００の冷房運転時において、第１熱交換領域と第２熱交換領域とは、冷媒の流れと室外空気Ａｆの流れが疑似的に対向流となるようになっている。そして、第３熱交換領域は第２列目Ｆ２にあるものの、同じ段の第１列目Ｆ１には、サブクーラ１２０，１３０が設けられており、サブクーラ１２０，１３０には熱交換器部１１０で熱交換された後の液冷媒が流入するので、第３熱交換領域でも冷媒の流れと室外空気Ａｆの流れが疑似的に対向流となるようになっている。また、室外空気Ａｆの流れ方向に対して、８番目のパスの液側出口Ｌ８をサブクーラ１３０の下流側に設けることにより、空気調和機３００の暖房運転時において、サブクーラ１３０で放熱された熱エネルギを８番目のパスの第３熱交換領域で効率的に回収するようになっている。これにより、冷房運転と暖房運転の双方において、空気調和機３００の性能を向上させることができる。
　また、室外熱交換器１２の第１列目Ｆ１は、垂直方向にみて、熱交換器部１１０、サブクーラ１２０、サブクーラ１３０の順に並ぶようになっている。このような配置とすることにより、暖房運転時において、蒸発器として作用する熱交換器部１１０と、ドレンパンの凍結防止等を目的として高温となるサブクーラ１３０との間に、その中間温度で動作するサブクーラ１２０を配置することができるので、フィン１を通じた熱伝導ロスを低減することができる。同様に、冷房運転時において、凝縮器として作用する熱交換器部１１０と、熱交換器部１１０で熱交換され室外膨張弁１３で減圧された液冷媒が流入して低温となるサブクーラ１３０との間に、その中間温度で動作するサブクーラ１２０を配置することができるので、フィン１を通じた熱伝導ロスを低減することができる。
　＜液側分配管＞
　次に、熱交換器部１１０の各パスの液側出口（Ｌ１，Ｌ２，…）と、デストリビュータ１１３と、を接続する液側分配管１１２の流路抵抗（圧力損失）について説明する。
　液側分配管１１２の流路抵抗（圧力損失）は、各パスの分配管ごとに互いに±２０％以内に収まるように設定されることが望ましい。
　ここで、液側分配管１１２の流路抵抗ΔＰＬｐ［Ｐａ］は、液側分配管１１２の管摩擦係数λ［－］、液側分配管１１２の長さＬ［ｍ］、液側分配管１１２の内径ｄ［ｍ］、冷媒密度ρ［ｋｇ／ｍ3 ］、冷媒流速ｕ［ｍ／ｓ］を用いて、式（５）で表すことができる。また、管摩擦係数λ［－］は、レイノルズ数Ｒｅ［－］を用いて、式（６）で表すことができる。また、レイノルズ数Ｒｅ［－］は、冷媒流速ｕ［ｍ／ｓ］、液側分配管１１２の内径ｄ［ｍ］、動粘性係数ν［Ｐａ・ｓ］を用いて、式（７）で表すことができる。
　　　ΔＰＬｐ＝λ・（Ｌ／ｄ）・ρｕ2 ／２　　　　　・・・（５）
　　　λ　　　＝０．３１６４・Ｒｅ-0.25 　　　　　　　・・・（６）
　　　Ｒｅ　　＝ｕｄ／ν　　　　　　　　　　　　　　・・・（７）
　つまり、式（５）から求められた液側分配管１１２の流路抵抗ΔＰＬｐが、各パスの分配管ごとに互いに±２０％以内に収まるように設定されることが望ましい。そして、式（５）を液側分配管１１２の長さＬ［ｍ］、液側分配管１１２の内径ｄ［ｍ］について整理することにより、以下の式（８）に示す圧力損失係数ΔＰｃが各パスの分配管ごとに互いに±２０％以内に収まるように設定されることが望ましい。
　　　ΔＰｃ　＝Ｌ／ｄ5.25 　　　　　　　　　　　　　・・・（８）
　図２（ｂ）に示すように、室外熱交換器１２に対して水平方向に送風する室外機１００では、上下に略一様な風速分布が得られる。また、図３に示すように、室外熱交換器１２の熱交換器部１１０は、１番目のパスと同様の冷媒流路を複数備えている。このような構成により、液側分配管１１２の流路抵抗を大きく調整しなくても（換言すれば、±２０％以内の調整で）、冷媒分配を一様にすることができる。さらに、液側分配管１１２の流路抵抗の差を小さくする（±２０％以内に収める）ことにより、冷房運転と暖房運転の双方において、冷媒分配に差が生じにくくすることができる。
　加えて、液側分配管１１２の流路抵抗（圧力損失）は、熱交換器高さ寸法Ｈ［ｍ］により生じる液ヘッド差の５０％以上に設定されることが望ましい。即ち、冷房中間能力（定格能力に対して５０％程度と能力）運転時の分配管抵抗をΔＰＬｐｒｃとすると、式（９）を満たすことが望ましい。なお、ρは冷媒密度［ｋｇ／ｍ3 ］、ｇは重力加速度［ｋｇ／ｓ2 ］である。
　　　ΔＰＬｐｒｃ≧０．５ρｇＨ　　　　　　　　　　　・・・（９）
　これにより、冷房運転時の定格能力に対して５０％程度と能力が小さく、凝縮器の冷媒圧力損失が小さくなる運転時においても、液ヘッド差による冷媒分配の悪化を防止することができ、冷房中間能力運転時のＣＯＰを向上することができる。
　さらに、式（９）を満たすことは、熱交換器高さ寸法Ｈ［ｍ］が０．５ｍ以上である場合、冷房中間能力運転時の効率向上効果が大きいため、より効果的である。その理由は、熱交換器高さ寸法Ｈ［ｍ］が０．５ｍ以上の場合、冷媒側に生じるヘッド差が大きく、分配悪化による性能低下が生じやすくなるが、式（９）を満たすことにより、好適に冷媒分配の悪化を防止することができ、冷房中間能力運転時のＣＯＰを向上することができる。
　図４は、第１実施形態に係る空気調和機３００の構成において、液側分配管１１２の流路抵抗による性能影響を示す説明図である。図４に示すグラフの横軸は、液側分配管１１２の流路抵抗を示し、縦軸は、冷房中間能力運転時のＣＯＰ、暖房定格運転時のＣＯＰ、ＡＰＦ（Annual Performance Factor；期間エネルギ効率）を示している。液側分配管１１２の流路抵抗による冷房中間能力運転時のＣＯＰの変化を実線で示し、液側分配管１１２の流路抵抗による暖房定格運転時のＣＯＰの変化を破線で示し、液側分配管１１２の流路抵抗によるＡＰＦの変化を点線で示す。また、図４には、式（９）を満たす領域を図示している。
　図４に示すように、第１実施形態に係る空気調和機３００の構成において、液側分配管１１２の流路抵抗が増加するほど、冷房中間能力運転時のＣＯＰは向上するが、暖房定格運転時のＣＯＰが低下する傾向がある。これは、液側分配管１１２の流路抵抗の増加にしたがって、暖房運転時におけるサブクーラ１２０の温度が上昇し、サブクーラ１２０からの放熱量が増加するため、ＣＯＰが低下する。
　そこで、暖房定格運転時のＣＯＰの低下をできる限り抑えつつ、ＡＰＦを高くすることができるように、暖房定格運転時の分配管抵抗ΔＰＬｐｄｔを式（１０）となるように設定することが望ましい。ここで、ΔＴｓａｔは、分配管抵抗による飽和温度差［Ｋ］である。
　　　ΔＴｓａｔ（ΔＰＬｐｄｔ）≦５　　　　　　　　　・・・（１０）
　これにより、暖房定格運転時におけるサブクーラ１２０の温度を、外気温度よりも高くならないようにすることができ、放熱ロスを抑えて、ＣＯＰを向上させることができる。
　また、第１実施形態に係る空気調和機３００の冷凍サイクルに用いられる冷媒としては、Ｒ３２、Ｒ４１０Ａ、Ｒ２９０、Ｒ１２３４ｙｆ、Ｒ１２３４ｚｅ（Ｅ）、Ｒ１３４ａ、Ｒ１２５Ａ、Ｒ１４３ａ、Ｒ１１２３、Ｒ２９０、Ｒ６００ａ、Ｒ６００、Ｒ７４４を単独または複数混合した冷媒を使用することができる。
　特に、冷媒としてＲ３２（Ｒ３２単独またはＲ３２を７０重量％以上含む混合冷媒）やＲ７４４を使用する冷凍サイクルにおいて、第１実施形態に係る空気調和機３００の構成を好適に用いることができる。Ｒ３２（Ｒ３２を７０重量％以上含む混合冷媒）やＲ７４４を使用した場合、他の冷媒を使用する場合に比較して、熱交換器の圧力損失が小さくなる傾向があり、冷媒の液ヘッド差による分配悪化が生じやすい。このため、第１実施形態に係る空気調和機３００の構成を用いることにより、冷媒分配悪化を低減し、空気調和機３００の性能を向上させることができる。
　なお、図３において、室外熱交換器１２（熱交換器部１１０）の１番目のパス（ガス側流入口Ｇ１，Ｇ２から液側出口Ｌ１へと流れるパス）は、三又ベンド４にて合流した後、第１列目Ｆ１で水平方向に往復しながら上方向に流れ、繋ぎパイプ５を経由して、三又ベンド４と接続する第１列目Ｆ１の伝熱管２よりもひとつ下の伝熱管２から水平方向に往復しながら下方向に流れるものとして説明したが、冷媒流路の構成はこれに限定されるものではない。
　例えば、図５（ａ）のように、三又ベンド４にて合流した後、第１列目Ｆ１で水平方向に往復しながら下方向に流れ、繋ぎパイプ５Ａを経由して、三又ベンド４と接続する第１列目Ｆ１の伝熱管２よりもひとつ上の伝熱管２から水平方向に往復しながら上方向に流れる構成であってもよい。
　また、図５（ｂ）のように、三又ベンド４にて合流した後、第１列目Ｆ１で水平方向に往復しながら上方向に流れ、繋ぎパイプ５Ｂを経由して、ガス側流入口Ｇ２と同一段（但し、千鳥配置のため半ピッチずれる）の第１列目Ｆ１の伝熱管２から水平方向に往復しながら上方向に流れる構成であってもよい。また、図示は省略するが、三又ベンド４にて合流した後、第１列目Ｆ１で水平方向に往復しながら下方向に流れ、繋ぎパイプ５を経由して、ガス側流入口Ｇ１と同一段（但し、千鳥配置のため半ピッチずれる）の第１列目Ｆ１の伝熱管２から水平方向に往復しながら下方向に流れる構成であってもよい。
　なお、図５（ｂ）のような構成の場合、三又ベンド４と接続する第１列目Ｆ１の伝熱管２と、液側流出口Ｌ１と、が近接する。このため、図３や図５（ａ）のように、三又ベンド４と接続する第１列目Ｆ１の伝熱管２と、液側流出口Ｌ１と、が離れた構成とすることが、フィン１を通じた熱伝導ロスを低減する点からより望ましい。
　＜冷媒流路の合流部＞
　さらに、蒸発器として作用する際にはデストリビュータ１１３における乾き度分配についても配慮しなければ、蒸発器出口の各パス温度がばらついて性能低下を招いてしまう。
　そこで、本実施例における空気調和機３００においては、暖房時にサブクーラ１２０を出た複数の冷媒流路がデストリビュータ１１３に流入する経路を図６の（ｂ）のように構成している。この経路は、デストリビュータ１１３へ直接繋がる流入管１１４と、流入管の途中に合流する合流管１１５とを有する。合流管１１５は、流入管１１４の合流部１１６に接続され、流入管１１４に対して略垂直かつデストリビュータ１１３近傍に接続されている。
　図６の（ａ）は一般的なデストリビュータ１１３への流入配管形状を示しており、上流部に曲がり部を有するために、内部を流れる気液二相流の内、慣性力が大きい液相が曲がり部の外側に偏ることで、デストリビュータ１１３での冷媒分配が偏る問題が生じる。
　これに対して、図６（ｂ）に示す本実施例の空気調和機３００におけるデストリビュータ１１３の流入管１１４では、デストリビュータ１１３の直前（デストリビュータ１１３から合流部１１６までの距離Ｌｆ）に合流部１１６を有することで、偏りを有する気液二相流が撹拌され、デストリビュータ１１３での冷媒分配は均等化される。
　流入管１１４および合流管１１５を流れる二相冷媒は、合流部１１６に到達するまでは液冷媒とガス冷媒とが分離し液冷媒が配管の壁面に沿って環状流で流れる。そして、合流部１１６では２つの環状流が交わることで液冷媒とガス冷媒とが撹拌されて気液混合状態となり噴霧流で流れる。噴霧流は、所定の距離を流れると徐々に液冷媒とガス冷媒とが混合した状態から分離した状態に遷移するため、合流部１１６はデストリビュータ１１３の近傍に位置することが望ましい。
　図７は、合流管１１５の詳細形状を示しており、合流部１１６の配管内径Ｄ１に対して、サブクーラ１２０からの流入管１１４および合流管１１５はそれぞれ合流部１１６よりも小さい内径ｄ１、ｄ２となっている。
　また、合流部１１６とデストリビュータ１１３入口との距離Ｌｆは合流部１１６の配管内径Ｄ１の５倍以内である。このように設定されることにより、合流による気液二相流の撹拌が十分に得られてデストリビュータ１１３でのかわき度が均等に分配されて、蒸発器の冷媒分配が均等となり、高効率な蒸発器を実現することができる。
　図８は、日本国特開２０１３－１７８０４４に示されている膨張弁後流側に生じる噴霧流（前記公知文献中では旋回噴流と表記）の環状流（前記公知文献中では気泡環状流と表記）への遷移長さが管内径の比（Ｌｆ／Ｄ１）が質量速度Ｇ［ｋｇ／ｍ２ｓ］により変化する特性であり、式（１１）で表される関係がある。この関係式は冷媒が噴霧流で流れる範囲を示している。
　　　Ｌｆ／Ｄ１≦１．２Ｇ０．３６ 　　　    ・・・（１１）
　本実施例におけるデストリビュータ１１３への流入管１１４では、デストリビュータ１１３の直前に合流部１１６を有しており、室外膨張弁１３後流側に生じる噴霧流と同様に気液二相流が混合状態になることから、同様に式（１１）により混合状態の範囲を推定することができる。
　ここで、図８の中で、菱形の記号（◆）で示しているのは、冷媒としてＲ３２を用い、定格暖房能力が１４[ｋＷ]相当の空気調和機の運転範囲であり、下記条件で算出したものである。
　冷媒質量流量　Ｇｒ＝０．００８～０．０８３［ｋｇ／ｓ］
　合流部内径　　Ｄ１＝０．０１０７［ｍ］
　上記の条件下では、噴霧流が環状流に遷移するＬｆ／Ｄ１の範囲は６．０～１４．０となるため、この範囲を下回るようにおおよそ合流部内径に対して６倍以内（Ｌｆ／Ｄ１≦６）に合流部１１６とデストリビュータ１１３との距離Ｌｆを構成することで、運転範囲内において、デストリビュータ１１３での均等な冷媒分配が実現できることを示している。
　なお、運転範囲のうち使用頻度の高いＧｒ＝０．０１２～０．０８３［ｋｇ／ｓ］となる範囲に対応して、Ｌｆ／Ｄ１≦７としても良い。一方で、ろう付け性を確保するためにはＬｆ／Ｄ１≧４とすることが望ましい。
　ここで云うロウ付け性の確保とは、近接した２箇所のろう付けを行う際に、一方を先にろう付けし、他方を後にろう付けした場合、前者が後者のろう付け時の加熱により再溶融してしまうことの防止である。つまり、デストリビュータ１１３下部に接続される配管のろう付けと、合流部１１６のろう付けとで、先にろう付けした部分が後にろう付けする際の熱影響により、前者のロウ材が再溶融しないようにする必要がある。ろう付け部の距離が大きく、配管の径が小さいほど他方への熱影響を少なくすることができ、Ｌｆ／Ｄ１＞４にすることで、お互いに近いろう付け部の不良を防止できる。これにより、ろう付け部の気密を確実に確保することができ、製品の信頼性を確保することが可能となる。
　次に、図９で示されているのは、空気調和機３００の室外機１００の背面側から見た機内配管の配置図である。ここで、液配管３０、ガス配管４０は室外機１００の背面側に接続された場合の構成を示している。
　背面側に接続配管（３０、４０）を設置するためには、液阻止弁１５（図９には示していない）とガス阻止弁１６から、それぞれ液配管３０、ガス配管４０が室外機１００内部を通って、背面側に至る経路が必要である。つまり、アキュムレータ１７や、膨張弁１３、デストリビュータ１１３などのサイクル構成部品だけでなく、これらを接続する配管もあるため、液配管３０やガス配管４０が通るスペースを回避して配置する必要がある。
　図１０は、第１実施形態に係るデストリビュータ１１３周りの配管構造を示しており、室外膨張弁１３とサブクーラ１３０とを接続する配管や、デストリビュータ１１３とサブクーラ１２０とを接続する配管（デストリビュータ流入管１１４、合流管１１５）が熱交換器部１１０の一端部Ｓ１に密集して配置されている。
　ここで、デストリビュータ１１３へ接続される配管は、図７で示されたデストリビュータ１１３直前で合流部１１６を有する形状を有しており、合流部の配管内径Ｄ１よりもサブクーラ１２０に接続される流入管１１４および合流管１１５の内径ｄ１、ｄ２の方が小さく設定されている。
　流入管１１４および合流管１１５の配管径が小さいことは、室外膨張弁１３とサブクーラ１３０との接続配管との干渉を防ぐような配管形状にて配置することが容易となり、液配管３０、ガス配管４０が配置されるスペースを空けることも可能である。
　また、合流部１１６に至る流入管１１４合流管１１５の経路に曲がり部を設けることで、管内の液冷媒に偏りが生じた場合においても、合流部１１６での二経路の冷媒が垂直方向に衝突し撹拌されることで、デストリビュータ１１３に流入する冷媒はほぼ管断面で均等な流動様式に変化させることができる。
　さらに、垂直合流させる合流部１１６の形状では、Ｙ字型のベンドを用いて設置した場合などの他の合流方法に対しては、ろう付け箇所を最小限にすることができ、製造コストの低減や漏れ信頼性の確保の面でも優位である。
　図１１はこれらの配管形状により、接続配管（液配管３０、ガス配管４０）を通すスペースを空けた状態の外観図であり、十分な接続配管の設置スペースを確保できることを示している。
　以上説明したように、デストリビュータ１１３の入口配管を構成することで、冷媒分配の均等化を維持した上で、室外機筐体内へのコンパクトな実装が実現できるため、熱交換器の幅寸法を最大限に大きくでき、高効率な空気調和機を実現することができる。
　なお、このような合流部１１６を利用した冷媒の分配構造は、本実施例のサブクーラ１２０，１３０がない場合であっても単独で採用することももちろん可能であり、２以上の冷媒流路を合流させる必要のある構造の場合以外にも、例えば気液二相で冷媒が流れる配管を途中で分岐し、デストリビュータ１１３上流側で合流させることで好適な冷媒分配を得ることができる。
　≪第２実施形態≫
　次に、第２実施形態に係る空気調和機３００について、図１２を用いて説明する。図１２は、第２実施形態に係る空気調和機３００の室外熱交換器１２Ａにおける冷媒流路の配置図である。なお、図１２は、室外熱交換器１２Ａの一端側Ｓ１（図２（ａ）参照）を見た図である。
　第２実施形態に係る空気調和機３００は、第１実施形態に係る空気調和機３００と比較して、室外熱交換器１２Ａの構成が異なっている。具体的には、室外熱交換器１２Ａは、伝熱管２を３列（第１列目Ｆ１、第２列目Ｆ２、第３列目Ｆ３）配列して構成されている点で異なっている。その他の構成は同様であり、重複する説明は省略する。
　図１２に示すように、ガス側流入口Ｇ１，Ｇ２から流入したガス冷媒は、第３列目Ｆ３の伝熱管２内を水平方向に往復しながら、互いに垂直方向に離れる方向（ガス側流入口Ｇ１からの冷媒は上方向、ガス側流入口Ｇ２からの冷媒は下方向）に流れ、所定の位置まで離れた後、第３列目Ｆ３の伝熱管２の端部から第２列目Ｆ２の伝熱管２の端部へと接続されたＵベントを介して、第２列目Ｆ２の伝熱管２に流入する。以降、第２列目Ｆ２および第１列目Ｆ１における冷媒の流れは、第１実施形態と同様である（図３参照）。換言すれば、第２実施形態の室外熱交換器１２Ａは、２列の室外熱交換器１２（図３参照）に対してガス側の冷媒流路を延長した構成となっている。
　これにより、室外熱交換器１２Ａが３列の構成の場合においても、２列の場合（図３参照）と同様に空気調和機３００の高効率化を一層進めることができる。
　≪第３実施形態≫
次に、第３実施形態に係る空気調和機３００について、図１３を用いて説明する。図１３は、第３実施形態に係る空気調和機３００の室外熱交換器１２Ｂにおける冷媒流路の配置図である。なお、図１３は、室外熱交換器１２Ｂの一端側Ｓ１（図２（ａ）参照）を見た図である。
　第３実施形態に係る空気調和機３００は、第２実施形態に係る空気調和機３００と同様に、室外熱交換器１２Ｂが伝熱管２を３列（第１列目Ｆ１、第２列目Ｆ２、第３列目Ｆ３）配列して構成されている。一方、第２実施形態の室外熱交換器１２Ａは第２列目Ｆ２と第１列目Ｆ１との間に三又ベント４を配置したのに対し、第３実施形態の室外熱交換器１２Ｂは第３列目Ｆ３と第２列目Ｆ２との間に三又ベント４を配置した点で異なっている。その他の構成は同様であり、重複する説明は省略する。
　図１３に示すように、第３実施形態の室外熱交換器１２Ｂにおける第３列目Ｆ３および第２列目２における冷媒の流れは、第１実施形態の室外熱交換器１２における第２列目Ｆ２および第１列目Ｆ１における冷媒の流れと同様である。ガス側流入口Ｇ２と同じ段で第２列目Ｆ２の伝熱管２の端部からガス側流入口Ｇ２と同じ段で第１列目Ｆ１の伝熱管２の端部へと接続されたＵベントを介して、第１列目Ｆ１の伝熱管２に流入する。そして、Ｕベントから第１列目Ｆ１の伝熱管２に流入した冷媒は、第１列目Ｆ１の伝熱管２内を水平方向に往復しながら、上方向に流れ、ガス側流入口Ｇ１と同一段で液側流出口Ｌ１にて液側分配管１１２へと流出する。換言すれば、第３実施形態の室外熱交換器１２Ｂは、２列の室外熱交換器１２（図３参照）に対して液側の冷媒流路を延長した構成となっている。
　これにより、室外熱交換器１２Ｂが３列の構成の場合においても、２列の場合（図３参照）と同様に空気調和機３００の高効率化を一層進めることができる。加えて、三又ベント４で合流した後の冷媒流路（液側の冷媒流路）の流路長が長くなっており、相対的に伝熱管２内の冷媒流速の高い領域が増加する。
　なお、空気調和機３００の定格能力や、伝熱管総長、伝熱管断面積、冷媒種類に応じて、最適な冷媒流速となるように、パス数とともに三又ベンド４の位置を第２実施形態のように第２列目Ｆ２と第１列目Ｆ１との間に配置する（図１２参照）か、第３実施形態のように第３列目Ｆ３と第２列目Ｆ２との間に配置する（図１３参照）か、のどちらかを選択することが望ましい。これにより、熱交換器性能をより向上させることができる。
　また、現在主流となっている冷媒Ｒ４１０Ａに比べて、Ｒ３２やＲ７４４などを冷媒として使用した場合には冷媒流路における圧力損失が相対的に小さくなるため、第３実施形態（図１３参照）のように液側の合流後の流路長を長めに選択することにより、室外熱交換器１２Ｂおよびこれを備えた空気調和機３００の性能を最大限に引き出すことが可能となる。
　≪変形例≫
　なお、本実施形態（第１～３実施形態）に係る空気調和機３００は、上記実施形態の構成に限定されるものではなく、発明の趣旨を逸脱しない範囲内で種々の変更が可能である。
　以上の説明において、空気調和機３００を例に説明したが、これに限られるものではなく、冷凍サイクルを備える冷凍サイクル装置に広く適用することができる。物品を冷蔵または加熱が可能な冷蔵加熱ショーケース、飲料缶を冷蔵または加熱する自動販売機、液体を加熱し貯留するヒートポンプ式給湯機等に冷凍サイクルを備える冷凍サイクル装置に広く適用することができる。
　また、室外熱交換器１２（１２Ａ，１２Ｂ）は、室外空気の流れ方向に対して、２列または３列備えるものとして説明したが、これに限られるものではなく、４列以上あってもよい。
　また、室内熱交換器２２についても、室外熱交換器１２（１２Ａ，１２Ｂ）と同様に、冷媒流路のパスＰ（図３参照）の構成を複数備えるようにしてもよい。また、室外熱交換器１２の液側分配管１１２の構成を室内熱交換器２２の液側分配管２１２に適用してもよい。
１　　　　　フィン
２　　　　　伝熱管
３　　　　　Ｕパイプ
４　　　　　三又パイプ
５　　　　　繋ぎパイプ
１０　　　　圧縮機
１１　　　　四方弁
１２　　　　室外熱交換器
１３　　　　室外膨張弁
１４　　　　レシーバ
１５　　　　液阻止弁
１６　　　　ガス阻止弁
１７　　　　アキュムレータ
２１　　　　室内膨張弁
２２　　　　室内熱交換器
３０　　　　液配管
４０　　　　ガス配管
５０　　　　室外ファン
６０　　　　室内ファン
１００　　　室外機
２００　　　室内機
３００　　　空気調和機
１１０　　　熱交換器部
１１１　　　ガスヘッダ
１１２　　　液側分配管
１１３　　　デストリビュータ
１１４　　　流入管
１１５　　　合流管
１１６　　　合流部
１２０　　　サブクーラ
１３０　　　サブクーラ
Ｓ１　　　　一端部
Ｓ２　　　　他端部
Ｆ１　　　　第１列目（複数本の伝熱管の列）
Ｆ２　　　　第２列目（複数本の伝熱管の列）
Ｆ３　　　　第３列目（複数本の伝熱管の列）
Ｇ１，Ｇ２　ガス側流入口
Ｌ１　　　　液側流出口
Ｌｆ　　　　デストリビュータと合流部との距離
Ｄ１　　　　合流部内径
ｄ１　　　　流入管内径
ｄ２　　　　合流管内径

Claims (8)

  1. 　冷媒が流れる伝熱管と、複数の前記伝熱管が接続され空気と冷媒とを熱交換させる熱交換器と、冷媒を前記複数の伝熱管に分配するデストリビュータと、前記デストリビュータに冷媒を流入させる流入管と、前記流入管の途中に接続され内部を流れる冷媒を合流させる合流管と、を備え、前記流入管と前記合流管との合流部が前記デストリビュータの近傍に位置する熱交換装置。
  2. 　前記合流部の管内径が、合流前の前記流入管および前記合流管の管内径よりも大きい請求項１に記載の熱交換装置。
  3. 　冷媒はＲ３２が７０重量％以上を含むものであって、
    　前記合流部と前記デストリビュータとの距離Ｌｆが、前記合流部の管内径Ｄ１の６倍以内である請求項１に記載の熱交換装置。
  4. 　前記合流部と前記デストリビュータとの距離Ｌｆが、前記合流部の管内径Ｄ１の４倍以上である請求項１に記載の熱交換装置。
  5. 　冷媒流路に設けられ冷媒を減圧する膨張弁と、前記膨張弁から流出した冷媒が分岐する分岐部と、を備え、
    　前記熱交換器は、前記分岐部で分岐した冷媒が流れる第一のサブクーラ部を有し、
    　前記分岐した冷媒は、前記合流部で合流する請求項１に記載の熱交換装置。
  6. 　前記熱交換器は、さらに前記膨張弁の前に冷媒が流れる第二のサブクーラ部を有する請求項５に記載の熱交換装置。
  7. 　前記合流部と前記デストリビュータとの距離Ｌｆ[ｍ]と、前記合流部の管内径Ｄ１[ｍ]と、冷媒の質量速度Ｇ[ｋｇ／（ｍ２ｓ）]との関係が
    Ｌｆ／Ｄ１≦１．２Ｇ０．３６である請求項１に記載の熱交換装置。
  8. 　請求項１から７のいずれか一つに記載の熱交換装置を備える空気調和機。
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