WO2020194677A1 - 冷凍サイクル装置 - Google Patents

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heat exchange
refrigerant
exchange unit
heat exchanger
expansion device
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中村　伸
前田　剛志
暁 八柳
森田　敦
龍一 永田
真哉 東井上
石橋　晃
繁佳 松井
篤史 高橋
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三菱電機株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a refrigeration cycle device, and more particularly to a connection between a heat exchanger functioning as an evaporator and an expansion device.
  • An air conditioner which is a type of refrigeration cycle device, cools the high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged by a compressor by heat exchange with the room air in an indoor heat exchanger that functions as a condenser in heating operation, and cools the temperature. Phase change to high-pressure liquid refrigerant. After that, the low temperature and high pressure liquid refrigerant is phase-changed to a low temperature and low pressure two-phase refrigerant by the expansion device. The two-phase refrigerant is heated by exchanging heat with air in an outdoor heat exchanger that functions as an evaporator, changes its phase to a low-temperature low-pressure gas refrigerant, and is sucked into a compressor. Then, the low-temperature and low-pressure gas refrigerant is compressed by the compressor and discharged again as the high-temperature and high-pressure gas refrigerant.
  • the defrosting operation of the outdoor heat exchanger is performed by a method such as allowing hot gas to flow into the outdoor heat exchanger.
  • the drain water generated by defrosting is dropped onto the drain pan and drained.
  • water may collect at the lower end of the heat exchanger due to the stagnation of drainage from the drain pan or the influence of surface tension.
  • the accumulated drain water may freeze during the heating operation, which may damage the outdoor heat exchanger. Therefore, a method of installing a heater in the drain pan to prevent the outdoor heat exchanger from freezing is known.
  • a refrigerant having a higher pressure (temperature) than the upper portion of the heat exchanger causes the lower portion of the heat exchanger to flow, thereby causing a drain pan and a lower portion of the heat exchanger. Frost formation and freezing are suppressed.
  • the heat transfer tube In order to further improve the heat transfer performance of the heat exchanger or to reduce the amount of refrigerant flowing in the heat transfer tube constituting the heat exchanger, the heat transfer tube The cross-sectional area of is sometimes reduced.
  • a heat transfer tube composed of a circular tube it is conceivable to reduce the outer diameter, or to make the cross section of the tube flat and to make the flow path in the tube a small diameter and multiple holes.
  • the cross-sectional area of the flow path of the heat transfer tube constituting the heat exchanger when the cross-sectional area of the flow path of the heat transfer tube constituting the heat exchanger is reduced, the flow path resistance in the lower portion of the heat exchanger where the number of branches of the refrigerant flow path is small is large. There was a problem of becoming.
  • the present invention is for solving the above-mentioned problems, and provides a refrigeration cycle device capable of suppressing freezing of the lower part of the heat exchanger where drain water tends to stay even when the diameter of the heat transfer tube is reduced.
  • the purpose is to get.
  • the refrigeration cycle device includes a refrigerant circuit in which a compressor, a first expansion device, and a first heat exchanger functioning as an evaporator during heating operation are connected by a refrigerant pipe, and the first heat is described.
  • the exchanger includes the first heat exchange unit and a second heat exchange unit connected in series with the first heat exchange unit in the refrigerant circuit, and the first expansion device is the refrigerant circuit. It is connected in parallel with the second heat exchange unit, and the second heat exchange unit is located below the first heat exchange unit.
  • the cross-sectional area of the refrigerant flow path of the heat transfer tube of the heat exchanger is reduced to reduce the amount of refrigerant flowing through the refrigerant circuit, while suppressing freezing of the drain pan and the lower part of the heat exchanger. can do.
  • FIG. 1 It is a circuit diagram of the refrigerant circuit 1 of the refrigeration cycle apparatus 100 which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is a perspective view of the 1st heat exchanger 10 of the refrigeration cycle apparatus 100 which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is explanatory drawing of the cross-sectional structure of the 1st heat exchanger 10 of FIG. It is explanatory drawing of the structure which looked at the 1st heat exchanger 10 which concerns on Embodiment 1 from the front.
  • a cross-sectional view of a flat tube which is an example of a heat transfer tube 20 used in the first heat exchanger 10 of the first embodiment is shown.
  • FIG. 1 It is a circuit diagram of the refrigerant circuit 101 of the refrigerating cycle apparatus 1100 which is a comparative example of the refrigerating cycle apparatus 100 of Embodiment 1.
  • FIG. It is a perspective view of the 1st heat exchanger 110 of the refrigeration cycle apparatus 1100 which concerns on a comparative example. It is a figure which shows the characteristic at the time of a heating operation of the refrigeration cycle apparatus 1100 of a comparative example. It is a figure which shows the characteristic at the time of a heating operation of the refrigeration cycle apparatus 100 which concerns on Embodiment 1.
  • FIG. It is an enlarged view of the part A of FIG. It is a circuit diagram of the refrigerant circuit 201 of the refrigeration cycle apparatus 200 which concerns on Embodiment 2.
  • FIG. 1 It is a perspective view of the 1st heat exchanger 110 of the refrigeration cycle apparatus 1100 which concerns on a comparative example. It is a figure which shows the characteristic at the time of a heating operation of the refrigeration cycle apparatus 1100 of
  • FIG. 2 It is a perspective view of the 1st heat exchanger 210 of the refrigeration cycle apparatus 200 which concerns on Embodiment 2.
  • FIG. It is a figure which shows the characteristic at the time of a heating operation of the refrigeration cycle apparatus 200 which concerns on Embodiment 2.
  • FIG. It is a figure which shows the characteristic at the time of a heating operation of the refrigeration cycle apparatus 200 which concerns on Embodiment 2.
  • FIG. It is a circuit diagram of the refrigerant circuit 301 of the refrigeration cycle apparatus 300 which concerns on Embodiment 3.
  • FIG. 3 It is a perspective view of the 1st heat exchanger 310 of the refrigeration cycle apparatus 300 which concerns on Embodiment 3.
  • FIG. It is a figure which shows the characteristic at the time of a heating operation of the refrigeration cycle apparatus 300 which concerns on Embodiment 3.
  • FIG. It is a figure which shows the characteristic at the time of a heating operation of the refrigeration cycle apparatus 300 which concerns on Embodiment 3.
  • FIG. It is a circuit diagram of the refrigerant circuit 401 of the refrigeration cycle apparatus 400 which concerns on Embodiment 4.
  • FIG. It is a perspective view of the 1st heat exchanger 410 of the refrigeration cycle apparatus 400 which concerns on Embodiment 4.
  • FIG. It is a figure which shows the characteristic at the time of a heating operation of the refrigeration cycle apparatus 400 which concerns on Embodiment 4.
  • FIG. 1 is a circuit diagram of a refrigerant circuit 1 of the refrigeration cycle device 100 according to the first embodiment.
  • the refrigeration cycle device 100 shown in FIG. 1 is, for example, an air conditioner.
  • the compressor 2, the four-way valve 7, the first heat exchanger 10, the first expansion device 5, and the second heat exchanger 3 are connected by a refrigerant pipe, and the refrigerant is used. It constitutes the circuit 1.
  • the refrigeration cycle device 100 is an air conditioner
  • the refrigerant flows in the refrigerant pipe, and the flow of the refrigerant is switched by the four-way valve 7 to switch between the heating operation and the cooling operation or the defrosting operation. Can be done.
  • the air conditioner is illustrated as the refrigerating cycle device 100, but the refrigerating cycle device 100 is, for example, refrigerating a refrigerator, a freezer, a vending machine, an air conditioner, a refrigerating device, a water heater, or the like. It is used for applications or air conditioning applications.
  • the compressor 2, the second heat exchanger 3, the first expansion device 5, the first heat exchanger 10, and the four-way valve 7 constitute a refrigerant circuit 1 in which the refrigerant can circulate.
  • a refrigerating cycle is performed in which the refrigerant circulates in the refrigerant circuit 1 while changing the phase.
  • the compressor 2 compresses the refrigerant.
  • the compressor 2 is, for example, a rotary compressor, a scroll compressor, a screw compressor, a reciprocating compressor, or the like.
  • the first heat exchanger 10 functions as an evaporator when the refrigeration cycle device 100 is in the heating operation, and functions as a condenser when the refrigeration cycle device 100 is in the cooling operation.
  • the first heat exchanger 10 is composed of a first heat exchange unit 11 and a second heat exchange unit 12.
  • the second heat exchange unit 12 is located below the first heat exchange unit 11.
  • the second heat exchanger 3 functions as a condenser when the refrigeration cycle device 100 is in the heating operation, and functions as an evaporator when the refrigeration cycle device 100 is in the cooling operation. However, in the second heat exchanger 3, the refrigerant temperature may drop due to the pressure loss in the pipe during the heating operation, and a part of the second heat exchanger 3 may act as an evaporator.
  • the first heat exchanger 10 and the second heat exchanger 3 include, for example, a fin-and-tube heat exchanger, a microchannel heat exchanger, a finless heat exchanger, a shell-and-tube heat exchanger, and a heat pipe heat exchanger. , Double tube heat exchanger, plate heat exchanger, etc.
  • the first expansion device 5 expands the refrigerant to reduce the pressure.
  • the first expansion device 5 is, for example, an electric expansion valve capable of adjusting the flow rate of the refrigerant.
  • the first expansion device 5 may be not only an electric expansion valve but also a mechanical expansion valve using a diaphragm as a pressure receiving portion, a capillary tube, or the like.
  • the four-way valve 7 switches the flow path of the refrigerant in the refrigeration cycle device 100 and changes the circulation direction of the refrigerant in the refrigerant circuit 1.
  • the four-way valve 7 is switched so as to connect the discharge port of the compressor 2 and the second heat exchanger 3 and to connect the suction port of the compressor 2 and the first heat exchanger 10 during the heating operation. Further, the four-way valve 7 connects the discharge port of the compressor 2 and the first heat exchanger 10 during the cooling operation and the dehumidification operation, and connects the suction port of the compressor 2 and the second heat exchanger 3. Can be switched.
  • a blower 6 is arranged in the vicinity of the first heat exchanger 10. Further, in the second heat exchanger 3, a blower 4 is arranged in the vicinity thereof.
  • the first heat exchanger 10 is an outdoor heat exchanger mounted on the outdoor unit, and the blower 6 sends outside air to the first heat exchanger 10 to exchange heat between the outside air and the refrigerant.
  • the second heat exchanger 3 is an indoor heat exchanger mounted on the indoor unit, and the blower 4 introduces the indoor air into the housing of the indoor unit and sends the indoor air to the indoor heat exchanger. , Heat exchange is performed between the indoor air and the refrigerant to harmonize the temperature of the indoor air.
  • the configuration of the refrigerant circuit 1 of the refrigeration cycle device 100 according to the first embodiment will be described based on the flow of the refrigerant in the operating state of cooling and heating.
  • the refrigerant discharged from the compressor 2 flows into the first heat exchange section 11 of the first heat exchanger 10 via the four-way valve 7.
  • the refrigerant flowing out of the first heat exchange unit 11 branches into two refrigerant flow paths, one passing through the first expansion device 5 and the other passing through the second heat exchange unit 12. After that, the refrigerant that has passed through the first expansion device 5 and the refrigerant that has passed through the second heat exchange unit 12 merge, pass through the second heat exchanger 3 and the four-way valve 7 in this order, and are sucked into the compressor 2.
  • the refrigerant discharged from the compressor 2 flows into the second heat exchanger 3 via the four-way valve 7.
  • the refrigerant flowing out of the second heat exchanger 3 branches into two refrigerant flow paths, one of which passes through the first expansion device 5 and the other of which passes through the second heat exchanger 12 of the first heat exchanger 10. ..
  • the refrigerant that has passed through the first expansion device 5 and the refrigerant that has passed through the second heat exchange unit 12 merge, pass through the first heat exchange unit 11 and the four-way valve 7 in this order, and are sucked into the compressor 2.
  • the refrigerant circuit 1 of the refrigerating cycle apparatus 100 includes a branch portion 90 in which the refrigerant pipe is branched between the second heat exchanger 3 and the first heat exchanger 10 and the first expansion device 5. That is, no other expansion device is provided between the second heat exchanger 3 and the branch portion 90.
  • FIG. 2 is a perspective view of the first heat exchanger 10 of the refrigeration cycle apparatus 100 according to the first embodiment.
  • FIG. 2 schematically shows a part of the refrigerant pipe connected to the first heat exchanger 10.
  • the first heat exchanger 10 includes a first heat exchange unit 11 and a second heat exchange unit 12.
  • the second heat exchange unit 12 is located below the first heat exchange unit 11.
  • the first heat exchange unit 11 and the second heat exchange unit 12 each include two heat exchange units arranged in series in the flow direction of the air flowing into the first heat exchanger 10.
  • the first heat exchange unit 11 includes a first windward heat exchange unit 11a as a heat exchange unit located on the leeward side, and a first leeward heat exchange unit 11b as a heat exchange unit located on the leeward side.
  • the first leeward heat exchange section 11a and the first leeward heat exchange section 11b are connected by a header 14 at an end portion.
  • the refrigerant flowing out of the first leeward heat exchange section 11b is configured to flow into the first leeward side heat exchange section 11a.
  • the second heat exchange unit 12 includes a second windward heat exchange unit 12a as a heat exchange unit located on the leeward side, and a second leeward heat exchange unit 12b as a heat exchange unit located on the leeward side.
  • the second leeward side heat exchange unit 12a and the second leeward side heat exchange unit 12b are connected by a header 14 at an end portion.
  • the refrigerant flowing out of the second windward side heat exchange unit 12a is configured to flow into the second leeward side heat exchange unit 12b.
  • the first heat exchange unit 11 and the second heat exchange unit 12 constituting the first heat exchanger 10 each include a heat transfer tube 20.
  • the heat transfer tubes 20 are arranged in parallel in the z direction shown in FIG. In the first embodiment, the z-axis is along the direction of gravity.
  • the first heat exchanger 10 is not limited to the one installed so that the z direction is aligned with the gravity direction, and may be installed with the z direction tilted, for example. That is, the plurality of heat transfer tubes 20 may be arranged in parallel in the vertical direction.
  • the header 14 connects the upper header 14a that connects the first windward heat exchange unit 11a and the first leeward heat exchange unit 11b, and the second windward heat exchange unit 12a and the second leeward heat exchange unit 12b.
  • the lower header 14b is provided.
  • the upper header 14a and the lower header 14b are integrally formed, but the inside is partitioned into a plurality of spaces, and at least the refrigerant of the first heat exchange section 11 and the refrigerant of the second heat exchange section 12 are used. Is formed so as not to mix.
  • the first windward heat exchange unit 11a and the first leeward heat exchange unit 11b do not have to be connected by the header 14.
  • the end portions of the heat transfer tube 20 included in the first windward heat exchange section 11a and the heat transfer tube 20 included in the first leeward side heat exchange section 11b may be connected to each other by a U-shaped tube.
  • the second windward heat exchange section 12a and the second leeward heat exchange section 12b do not have to be connected by the header 14, and the ends of the heat transfer tubes 20 are connected to each other by a U-shaped tube. You may.
  • the first heat exchange unit 11 includes a plurality of heat transfer tubes 20.
  • the first leeward heat exchange unit 11a and the first leeward heat exchange unit 11b each include a plurality of heat transfer tubes 20 having the same number, and are connected by a header 14.
  • the plurality of heat transfer tubes 20 are arranged in parallel in the z direction. Further, the plurality of heat transfer tubes 20 of the first windward heat exchange portion 11a are connected to the windward collecting pipe 13a at the end in the y direction.
  • a plurality of heat transfer tubes 20 of the first leeward heat exchange section 11b are also connected to the leeward collecting pipe 13b at the end in the y direction.
  • the collecting pipes 13a and 13b are connected to the refrigerant pipes constituting the refrigerant circuit 1 and serve as an inflow portion or an outflow portion of the refrigerant to the first heat exchange portion 11.
  • the collecting pipes 13a and 13b may be divided into a plurality of parts. For example, among the plurality of heat transfer tubes 20 of the first leeward heat exchange section 11b, the upper three heat transfer tubes 20, the middle three heat transfer tubes 20, and the lower three heat transfer tubes 20 are different from each other. It may be connected to a collecting pipe.
  • the second windward heat exchange unit 12a and the second leeward heat exchange unit 12b constituting the second heat exchange unit 12 each have one heat transfer tube 20.
  • the second leeward side heat exchange unit 12a and the second leeward side heat exchange unit 12b may have a plurality of heat transfer tubes 20.
  • the first heat exchange unit 11 has nine heat transfer tubes 20 arranged in the z direction
  • the second heat exchange unit 12 has one heat transfer tube 20 in the z direction. That is, the number of the heat transfer tubes 20 arranged in parallel in the first heat exchange unit 11 is larger than the number of heat transfer tubes 20 arranged in parallel in the second heat exchange unit 12.
  • the number of heat transfer tubes 20 is not limited to this.
  • the number of refrigerant flow paths in each of the first heat exchange unit 11 and the second heat exchange unit 12 can be appropriately set. However, the number of refrigerant flow paths of the first heat exchange unit 11 located at the upper part is larger than the number of refrigerant flow paths of the second heat exchange unit 12.
  • the high-pressure liquid refrigerant condensed by the second heat exchanger 3, which at least a part of the refrigerating cycle apparatus 100 functions as a condenser, is split into two at the branch portion 90 of the refrigerant pipe and is installed in the first expansion apparatus 5.
  • the circuit is branched in parallel to the connected circuit and the bypass circuit 95 connected to the second windward heat exchange unit 12a.
  • the refrigerant flowing into the first expansion device 5 expands, that is, reduces the pressure, and becomes a low-temperature gas-liquid two-phase refrigerant.
  • the refrigerant flowing out of the first expansion device 5 merges with the refrigerant that has passed through the second leeward heat exchange section 12b.
  • a refrigerant passes through a device such as the first expansion device 5, it depends on the shape of the flow path of the first expansion device 5, the circulation amount of the refrigerant in the refrigerant circuit 1, and the flow mode of the refrigerant.
  • a predetermined flow resistance is generated.
  • the flow phase of the refrigerant is a physical property of the refrigerant, and changes depending on the state of the refrigerant such as a gas phase, a liquid phase, or a gas-liquid two-phase.
  • the flow resistance of the first expansion device 5 causes a pressure loss in the flow of the refrigerant passing through the first expansion device 5. That is, the pressure of the refrigerant that has passed through the first expansion device 5 decreases.
  • the refrigerant flowing into the second windward heat exchange section 12a flows in the heat transfer tube 20 and flows into the header 14 for moving from the second windward heat exchange section 12a to the second leeward heat exchange section 12b.
  • the internal space of the header 14 is divided, and the header 14 is divided according to the positions of a plurality of heat transfer tubes 20 arranged in parallel in the z direction.
  • the internal space of the header 14 is divided, and a lower header 14b is formed at the lower part of the header 14.
  • the lower header 14b connects the heat transfer tube 20 of the second windward heat exchange section 12a and the heat transfer tube 20 of the second leeward heat exchange section 12b.
  • the refrigerant that has passed through the lower header 14b flows into the second leeward heat exchange section 12b, flows through the heat transfer tube 20, and then merges with the refrigerant that has passed through the first expansion device 5.
  • the heat transfer tube 20 has a predetermined flow resistance even when the refrigerant flows through the heat transfer tube 20.
  • the flow resistance is generated according to the shape of the flow path in the heat transfer tube 20, the circulation amount of the refrigerant in the refrigerant circuit 1, and the flow mode of the refrigerant, and causes a pressure loss in the flow of the refrigerant.
  • the refrigerant that has passed through the second heat exchange unit 12 and the refrigerant that has passed through the first expansion device 5 merge and flow into the first heat exchange unit 11.
  • the first heat exchange unit 11 has a plurality of heat transfer tubes 20.
  • the refrigerant is distributed to a plurality of heat transfer tubes 20 by the leeward collecting pipe 13b, and the refrigerant flows into each of the heat transfer tubes 20 in parallel.
  • the refrigerant that has flowed into the plurality of heat transfer tubes 20 in parallel passes through the first leeward heat exchange section 11b, passes through the upper header 14a, and flows into the first leeward heat exchange section 11a.
  • the refrigerant that has passed through the plurality of heat transfer tubes 20 of the first windward heat exchange section 11a joins at the windward collecting pipe 13a. That is, the refrigerants branched into the plurality of refrigerant flow paths in the first heat exchange unit 11 merge at the windward collecting pipe 13a and flow out from the first heat exchanger 10.
  • the refrigerant flowing out of the first heat exchanger 10 is sucked into the compressor 2 via the four-way valve 7.
  • the circulation amount ratio of the refrigerant branched into each of the first expansion device 5 and the second heat exchange unit 12 is the pressure loss generated in the first expansion device 5 and the pressure loss generated in the second heat exchange unit 12.
  • the ratio will be equal. That is, the circulation amount ratio of the refrigerant varies depending on the flow path shapes of the first expansion device 5 and the second heat exchange unit 12, the decompression of the refrigerant, and the change in the flow aspect accompanying the heat balance.
  • the pressure loss ⁇ P is expressed by the following equation.
  • ⁇ P pressure loss [Pa]
  • ⁇ friction loss coefficient
  • L flow path length [m]
  • d flow path equivalent diameter [m]
  • G mass velocity [kg / (m 2 ⁇ s] )]
  • ⁇ Working fluid density [kg / m 3 ]
  • Re Reynolds number [-].
  • the friction loss coefficient ⁇ depends on the range of values taken by the Reynolds number Re.
  • the equivalent diameter d of the flow path is the diameter of the refrigerant flow path when the cross-sectional shape of the refrigerant flow path is circular.
  • A the cross-sectional area of the flow path [Pa]
  • l the length of the edge of the flow path [m].
  • the equivalent diameter d is the diameter of the refrigerant flow path having a circular cross-sectional shape equivalent to the non-circular cross-sectional shape of the refrigerant flow path.
  • the pressure loss increases in a narrow refrigerant flow path or a long refrigerant flow path.
  • the flow phase of the refrigerant is a gas-liquid two-phase state
  • the liquid and the gas are mixed in a complicated state, and the pressure loss increases.
  • the capacitance coefficient Cv value peculiar to the shape of the first expansion device 5 is basically set.
  • the pressure loss ⁇ P is expressed.
  • ⁇ P pressure loss [Pa]
  • ⁇ working fluid density [kg / m 3 ]
  • ⁇ water water density [kg / m 3 ] (fixed value)
  • Q volumetric flow rate [m 3 / min]
  • Cv Capacity coefficient [ ⁇ ]
  • FIG. 3 is an explanatory view showing a cross-sectional structure of the first heat exchange section 11 and the second heat exchange section 12 of the first heat exchanger 10 according to the first embodiment.
  • a part of the cross-sectional structure of the first heat exchanger 10 in the cross section passing through the points A1, A2, A3, and A4 shown in FIG. 2 is shown.
  • the cross section passing through the points A1, A2, A3, and A4 is a cross section parallel to the xz plane.
  • FIG. 3 shows a state seen from the direction of the arrow Y1 shown in FIG. That is, FIG. 3 shows a cross section perpendicular to the tube axis of the heat transfer tube 20. As shown in FIG.
  • the first heat exchanger 10 is formed by inserting a heat transfer tube 20 into each of a plurality of notches 31 included in the fins 30 extending in the longitudinal direction in the z direction. ..
  • the heat transfer tube 20 has a flat cross-sectional shape, and the long axis of the cross-sectional shape is oriented in the x direction and the short axis is oriented in the z direction. Air flows into the first heat exchanger 10 in the x direction, passes between the fins 30 and the heat transfer tube 20, and heat exchange is performed between the air and the refrigerant flowing in the heat transfer tube 20.
  • FIG. 4 is an explanatory view of the structure of the first heat exchanger 10 according to the first embodiment as viewed from the front. As shown in FIG. 4, the airflow flowing into the first heat exchanger 10 during the heating operation flows in the direction from the front to the back of the drawing.
  • the first heat exchanger 10 is configured by arranging a plurality of heat transfer tubes 20 in parallel in the z direction with the tube axes directed in the y direction.
  • the plurality of heat transfer tubes 20 are composed of, for example, flat tubes.
  • the plurality of flat tubes are formed in a flat shape having a major axis and a minor axis in a cross section perpendicular to the tube axis.
  • the long axis of the plurality of flat tubes is oriented in the x direction.
  • FIG. 5 shows a cross-sectional view of a flat tube which is an example of the heat transfer tube 20 used in the first heat exchanger 10 of the first embodiment.
  • the flat tube is made of a metal material having thermal conductivity. As a material constituting the flat tube, for example, aluminum, aluminum alloy, copper, or copper alloy is used.
  • the flat tube is manufactured by extrusion by extruding the heated material through the holes in the die to form the internal flow path 21 shown in FIG.
  • the flat tube may be manufactured by a drawing process in which a material is pulled out from a hole in a die to form a cross section shown in FIG.
  • the method for manufacturing the heat transfer tube 20 can be appropriately selected according to the cross-sectional shape of the heat transfer tube 20.
  • the heat transfer tube 20 is not limited to a flat tube, and may be, for example, a heat transfer tube having a circular or elliptical cross-sectional shape.
  • FIG. 6 is a circuit diagram of the refrigerant circuit 101 of the refrigeration cycle device 1100, which is a comparative example of the refrigeration cycle device 100 of the first embodiment.
  • FIG. 7 is a perspective view of the first heat exchanger 110 of the refrigeration cycle apparatus 1100 according to the comparative example.
  • FIG. 7 schematically shows a part of the refrigerant pipe connected to the first heat exchanger 110.
  • the refrigerating cycle device 100 according to the first embodiment and the refrigerating cycle device 1100 of the comparative example differ in the refrigerant circuit configuration on the downstream side of the second heat exchanger 3 in the refrigerant flow direction during the heating operation.
  • the refrigerant pipe is branched downstream of the second heat exchanger 3, and the first expansion apparatus 5 and the second heat exchange unit 12 are parallel to each other.
  • the refrigerants are arranged in the above, and after the refrigerants have passed through the respective units, they merge into the first heat exchange unit 11.
  • the first expansion apparatus 5 and the second heat exchange unit 112 are connected in series on the downstream side of the second heat exchanger 3, and the refrigerant is used. Will flow into the first heat exchange section 111 after passing through the first expansion device 5 and the second heat exchange section 112 in order.
  • the number of refrigerant flow paths of the first heat exchange unit 111 and the number of refrigerant flow paths of the second heat exchange unit 112 of the comparative example are the first heat exchanger according to the first embodiment. It is set in the same manner as 10.
  • FIG. 8 is a diagram showing the characteristics of the refrigeration cycle device 1100 of the comparative example during the heating operation.
  • FIG. 8 is a Ph diagram showing the transition between the pressure of the refrigerant and the enthalpy when the refrigeration cycle apparatus 1100 is heated.
  • the high-pressure gas refrigerant (P 01 ) discharged from the compressor 2 flows into the second heat exchanger 3, which is an indoor heat exchanger, after passing through the four-way valve 7.
  • the symbol represented by adding a subscript to "P" shown in parentheses is a symbol shown on the Ph diagram of FIG.
  • the refrigerant has the enthalpy and pressure of the points indicated by the symbols shown in parentheses.
  • the refrigerant flowing into the second heat exchanger 3 exchanges heat with the room air in the second heat exchanger 3 and is cooled (condensed). At this time, the temperature of the refrigerant is higher than the temperature of the indoor air.
  • the refrigerant is cooled by the room air in the second heat exchanger 3 and becomes a high-pressure liquid-phase refrigerant at the outlet of the second heat exchanger 3.
  • the high-pressure liquid refrigerant (P 11 ) that has passed through the second heat exchanger 3 is depressurized by the first expansion device 5.
  • the gas-liquid two-phase state refrigerant (P 21 ) that has passed through the first expansion device 5 flows into the second heat exchange section 112 and is depressurized by the flow path in the heat transfer tube 20.
  • the refrigerant (P 21 ) that has passed through the first expansion device 5 is in a gas-liquid two-phase state, but the pressure is reduced due to the decompression in the first expansion device 5. It may be a liquid single-phase refrigerant.
  • a refrigerant flow path is formed by one heat transfer tube 20. Therefore, the gas-liquid two-phase state refrigerant passing through the second heat exchange section 112 causes a pressure loss ⁇ P according to the above equation (1). That is, the gas-liquid two-phase state refrigerant passing through the second heat exchange unit 112 is depressurized.
  • the temperature of the refrigerant is determined according to the pressure.
  • the temperature of the refrigerant becomes the saturation temperature at a predetermined pressure. That is, the temperature of the gas-liquid two-phase refrigerant also decreases due to the reduced pressure.
  • heat exchange is performed according to the temperature of the working fluid outside the heat transfer tube 20.
  • the refrigerant temperature is higher than the out-of-tube working fluid temperature, the refrigerant is cooled (condensed) and the out-of-tube working fluid is heated.
  • the refrigerant temperature is lower than the temperature of the out-of-tube working fluid, the refrigerant is heated (evaporated) and the out-of-tube working fluid is cooled.
  • the out-of-tube working fluid is the outside air.
  • the refrigerant that has flowed into the first heat exchange unit 111 evaporates at the first heat exchange unit 111, and the low-pressure gas refrigerant (P 41 ) passes through the four-way valve 7 and is sucked into the compressor 2.
  • the refrigerant (P) flowing into the first heat exchange unit 111 31 ) The pressure may be lower than in the ideal state. That is, as shown in FIG. 8, the pressure of the refrigerant flowing into the first heat exchange section 111 of the first heat exchanger 110 that functions as an evaporator may be lower than the appropriate evaporator pressure P0. Such a state is likely to occur when the number of refrigerant flow paths in the second heat exchange unit 112 is small, the refrigerant flow paths inside the heat transfer tube 20 are thin, and the refrigerant flow paths are long.
  • the pressure difference between the suction part (P 41 ) and the discharge part (P 01 ) of the compressor 2 becomes large, and the compressor 2 There was a problem that the amount of work and power consumption increased. As a result, the refrigerating cycle apparatus 1100 becomes less efficient and impairs energy saving.
  • the temperature of the refrigerant flowing in the first heat exchanger 111 becomes lower as the pressure decreases and the first heat exchanger 110 used as the outdoor heat exchanger is operated in a low outside air temperature, it arrives. The amount of frost may increase and the heat exchange performance may deteriorate.
  • the pressure of the first heat exchanger 110 is to be operated at an appropriate value P0, it is necessary to further increase the opening degree of the first expansion device 5. Since the pressure loss ⁇ P in the second heat exchange section 112 depends on the shape of the heat transfer tube 20 of the second heat exchange section 112, the pressure loss ⁇ P in the second heat exchange section 112 alone is between points P 21 and P 31 in FIG. It is difficult to adjust to reduce the pressure difference of the refrigerant in. Therefore, to further increase the pressure of the refrigerant at the point P 31 of FIG. 8, the opening degree of the first expansion device 5 is increased, it is necessary to increase the refrigerant flowing through the first expansion device 5.
  • the opening degree of the first expansion device 5 is increased, it is necessary to reduce the pressure reduction amount between points P 11 ⁇ point P 21 of FIG.
  • the electric expansion valve, the mechanical expansion valve, the capillary tube, etc. used as the first expansion device 5 have a finite opening adjustment range, and considering the control of the refrigerating capacity of the refrigeration cycle device 1100, the first expansion device 5 is used. 1
  • FIG. 9 is a diagram showing the characteristics of the refrigeration cycle device 100 according to the first embodiment during the heating operation.
  • FIG. 10 is an enlarged view of part A in FIG.
  • FIG. 9 is a Ph diagram showing the transition between the pressure of the refrigerant and the enthalpy when the refrigeration cycle device 100 is heated.
  • the high-pressure gas refrigerant (P 01 ) discharged from the compressor 2 passes through the four-way valve 7 and flows into the second heat exchanger 3, which is an indoor heat exchanger.
  • the refrigerant exchanges heat with the indoor air and cools (condenses). At this time, the temperature of the refrigerant is higher than that of the indoor air.
  • the refrigerant is cooled by the room air in the second heat exchanger 3 and becomes a high-pressure liquid-phase refrigerant at the outlet of the second heat exchanger 3.
  • the high-pressure liquid refrigerant (P 11 ) that has passed through the second heat exchanger 3 is branched into two, distributed to the second heat exchange section 12 and the first expansion device 5, and is expanded, that is, depressurized.
  • the refrigerant flowing into the second heat exchange section 12 is depressurized by the refrigerant flow path in the heat transfer tube 20 in the same manner as the refrigerant flowing into the second heat exchange section 112 in the comparative example.
  • the temperature of the refrigerant is determined according to the pressure. That is, the temperature decreases as the pressure of the refrigerant decreases.
  • the refrigerant flowing into the first expansion device 5 is expanded (decompressed) and becomes a low-pressure gas-liquid two-phase refrigerant (P 21 ).
  • the first expansion device 5 is adiabatic expansion in which heat exchange of the refrigerant is not performed, the enthalpy value of the gas-liquid two-phase refrigerant (P 21 ) is the same as that in the state before expansion (P 11 ). is there.
  • the ratio of the refrigerant circulation amount distributed to the second heat exchange unit 12 and the first expansion device 5 is the magnitude of the flow resistance in the heat transfer tube 20 of the second heat exchange unit 12 and the first expansion. It is uniformly determined by the difference from the magnitude of the flow resistance due to the expansion throttle of the apparatus 5.
  • the pressure loss ⁇ P of the heat transfer tube 20 is calculated by the above equation (1).
  • the friction loss coefficient ⁇ , the flow path length L, and the equivalent diameter d of the flow path are determined by the shape of the heat transfer tube 20 and the number of heat transfer tubes 20 included in the second heat exchange section 12. is there.
  • the mass velocity G is determined by the amount of the refrigerant flowing into the second heat exchange section 12, and the working fluid density ⁇ varies depending on whether the refrigerant is single-phase or gas-liquid two-phase. Is what you do.
  • the pressure loss ⁇ P is determined by the equation 2. When the opening degree is small (when Cv is small), the flow rate is small and the pressure loss ⁇ P is large. Further, when the opening degree is large (when Cv is large), the flow rate is large and the pressure loss ⁇ P is small.
  • the decompression of the refrigerant in the section where the second heat exchange unit 12 and the first expansion device 5 are connected in parallel that is, the decompression of the refrigerant in the section from P 11 to P 31 is the first. 1 It can be controlled by the opening degree of the expansion device 5.
  • the refrigeration cycle device 100 according to the first embodiment is parallel to the refrigerant flow path in which the first expansion device 5 is installed even when the flow resistance in the heat transfer tube 20 of the second heat exchange unit 12 is large.
  • the bypass circuit 95 is configured in the above. Therefore, as compared with the case where the second heat exchange unit 12 or the first expansion device 5 is installed independently in series, the flow resistance of the refrigerant flow path in the portion where the refrigerant circuits 1 are in parallel is reduced. Therefore, it is not necessary to increase the opening degree of the first expansion device 5, and the opening degree of the first expansion device 5 is not insufficient.
  • a liquid refrigerant having a high pressure and a temperature higher than the temperature of the room air can flow into the second heat exchange section 12 including the lowermost stage of the first heat exchanger 10. Therefore, it is possible to prevent the drain water accumulated in the lower part of the first heat exchanger 10 from freezing.
  • the refrigeration cycle device 100 includes a refrigerant circuit 1 in which a compressor 2, a first heat exchanger 10, and a first expansion device 5 are connected by a refrigerant pipe.
  • the first heat exchanger 10 includes a first heat exchange unit 11 and a second heat exchange unit 12 connected in series with the first heat exchange unit 11 in the refrigerant circuit 1.
  • the first expansion device 5 is connected in parallel with the second heat exchange unit 12 in the refrigerant circuit 1, and the second heat exchange unit 12 is located below the first heat exchange unit 11.
  • the refrigerant flowing out from the second heat exchanger 3 is first distributed to the first expansion device 5 and the second heat exchanger 12.
  • the refrigerant flows in a saturation temperature range corresponding to the pressure difference between the upstream side and the downstream side of the first expansion device 5 of the conventional refrigerant circuit 101. That is, the second heat exchange unit 12 according to the first embodiment is used as an evaporator because the temperature of the refrigerant is higher than the inlet of the first heat exchanger 110 used as the evaporator of the refrigerant circuit 101 of the comparative example. It is possible to prevent the accumulated water at the bottom of the first heat exchanger 10 from freezing.
  • the second heat exchange unit 12 is a bypass circuit 95 with respect to the first expansion device 5.
  • the maximum opening degree of the first expansion device 5 can be reduced. Therefore, when the pressure loss ⁇ P of the refrigerant passing through the second heat exchange unit 12 is large, the opening degree of the first expansion device 5 is unlikely to be insufficient, and the range in which the pressure of the refrigerant in the evaporator can be controlled is widened.
  • the heat transfer tube 20 when a flat tube is used for the heat transfer tube 20 of the first heat exchanger 10, the refrigerant flow path is narrow and the pressure loss may increase when the refrigerant is circulated.
  • the heat transfer tube 20 has a thin refrigerant flow path.
  • the thickness of the flat tube in the minor axis direction is 1 mm or less, and further. It is desirable to use a flat tube of 0.8 mm or less.
  • the first heat exchanger 10 which functions as an evaporator
  • the first heat The pressure loss ⁇ P at the second heat exchange section 112 at the bottom of the exchanger 10 is high. Therefore, there is a problem that the pressure at the first heat exchange unit 111 becomes lower than the appropriate evaporator pressure P0 unless the opening degree of the first expansion device 5 is increased.
  • the first expansion device 5 since the second heat exchange unit 12 and the first expansion device 5 having a large pressure loss are arranged in parallel, the first expansion device 5 The pressure in the evaporator can be controlled appropriately without widening the opening range of.
  • first heat exchange section 11 and the second heat exchange section 12 of the first heat exchanger 10 are integrally formed, there is an advantage that the assembling property is improved when the first heat exchanger 10 is manufactured. is there.
  • the number of refrigerant flow paths of the first heat exchange unit 11 is larger than the number of refrigerant flow paths of the second heat exchange unit 12. Since the first heat exchanger 10 is composed of two elements, a first heat exchange unit 11 and a second heat exchange unit 12, the first heat exchange unit 11 and the second heat exchange unit 12 are connected in series. , The pressure loss ⁇ P of the first heat exchanger 10 can be increased. In particular, when used as an evaporator, the number of refrigerant path branches of the second heat exchange unit 12 on the upstream side of the refrigerant flow with respect to the first heat exchange unit 11 is made smaller than the number of refrigerant path branches of the first heat exchange unit 11.
  • the pressure loss ⁇ P in the second heat exchange unit 12 can be increased. Therefore, while suppressing the freezing of the accumulated water at the lowermost part of the first heat exchanger 10, the refrigerant flowing into the first heat exchange unit 11 without providing an additional expansion device on the downstream side of the second heat exchange unit 12 The pressure can be reduced.
  • the heat transfer tube 20 included in the first heat exchange section 11 is arranged in parallel with the heat transfer tube 20 included in the second heat exchange section 12.
  • a high-temperature refrigerant flows through the heat transfer tube 20 arranged below, where water droplets flowing down from the heat transfer tube 20 arranged above tend to stay. Therefore, it is possible to prevent the accumulated water accumulated on the upper surface of the heat transfer tube 20 from freezing.
  • the heat transfer tube 20 is a flat tube. Since the heat transfer tube 20 included in the second heat exchange section 12 located below the first heat exchanger 10 is a flat tube, the pressure of the refrigerant passing through the second heat exchanger 12 tends to decrease. Therefore, while the pressure of the refrigerant is reduced by the second heat exchange unit 12 arranged in the bypass circuit 95 that does not pass through the first expansion device 5, the high temperature refrigerant flows under the first heat exchanger 10. It is possible to suppress the freezing of the lower part of the first heat exchanger 10. Further, since the heat transfer tube 20 is a flat tube, the refrigerant capacity of the first heat exchanger 10 can be reduced while maintaining or improving the heat exchange capacity, and the amount of the refrigerant flowing through the refrigerant circuit 1 can be reduced.
  • Embodiment 2 The refrigeration cycle device 100 according to the second embodiment is obtained by further adding an expansion device to the refrigerant circuit 1 of the refrigeration cycle device 100 according to the first embodiment.
  • the changes to the first embodiment will be mainly described.
  • those having the same function in each drawing shall be labeled with the same reference numerals as those used in the description of the first embodiment.
  • FIG. 11 is a circuit diagram of the refrigerant circuit 201 of the refrigeration cycle device 200 according to the second embodiment.
  • FIG. 12 is a perspective view of the first heat exchanger 210 of the refrigeration cycle apparatus 200 according to the second embodiment.
  • the refrigerant circuit 201 of the refrigeration cycle apparatus 200 according to the second embodiment is between the second heat exchange section 12 and the first heat exchange section 11 of the first heat exchanger 10 of the refrigeration cycle apparatus 100 according to the first embodiment.
  • the second expansion device 51 is added to the above.
  • the second expansion device 51 is second than the confluence portion 91 in which the flow path in which the first expansion device 5 branched at the branch portion 90 is arranged and the flow path in which the second heat exchange unit 12 is arranged merge. It is arranged on the heat exchange unit 12 side.
  • the bypass circuit 295 in which the second heat exchange unit 12 and the second expansion device 51 are connected in series is connected in parallel with the first expansion device 5.
  • FIG. 13 is a diagram showing the characteristics of the refrigeration cycle device 200 according to the second embodiment during the heating operation.
  • FIG. 13 is a Ph diagram showing the transition between the pressure and the enthalpy around the low temperature and low pressure region of the refrigeration cycle apparatus 200.
  • the pressure loss ⁇ P in the second heat exchange unit 12 is small, and the pressure of the refrigerant immediately after leaving the second heat exchange unit 12. May be high.
  • the refrigerant exiting the second heat exchange section 12 may the temperature is higher than the outdoor air.
  • the refrigerant discharged from the second heat exchange unit 12 is further depressurized by the second expansion device 51, and the refrigerant is lowered to a pressure corresponding to the outdoor air temperature.
  • the refrigeration cycle device 200 can appropriately set or control the pressure of the first heat exchanger 210 used as an evaporator. Further, at this time, since the temperature of the refrigerant flowing out of the second heat exchange unit 12 is higher than the outdoor air temperature, the second heat is generated even in a low outdoor air temperature environment where the outdoor air temperature is near the freezing point of water. Since a high-temperature refrigerant flows through the exchange unit 12, frost formation and freezing can be suppressed.
  • FIG. 14 is a diagram showing the characteristics of the refrigeration cycle device 200 according to the second embodiment during the heating operation.
  • FIG. 14 is a Ph diagram showing the transition between the pressure and the enthalpy around the low temperature and low pressure region of the refrigeration cycle apparatus 200.
  • FIG. 14 is a diagram when the pressure loss ⁇ P in the second heat exchange unit 12 is larger than that in the case of FIG. At this time, the temperature of the refrigerant flowing out of the second heat exchange unit 12 is lower than that of the outdoor air. Therefore, since the temperature of the portion immediately before flowing out of the second heat exchange section 12 is lower than that of the outdoor air, frost is formed around the outlet of the heat transfer tube 20 of the second heat exchange section 12, and the accumulated water freezes. It is possible that it will end up.
  • the refrigeration cycle apparatus 200 is provided with the second expansion device 51, depending on the outdoor air temperature, a second temperature so as not to fall below the freezing point of water at the point P 23
  • the opening degree of the expansion device 51 can be set or controlled. As a result, it is possible to prevent frost formation and freezing only in a part around the outlet of the second heat exchange unit 12.
  • the first expansion device 5 and the second expansion device 51 are not limited to those capable of changing the opening degree, and may be those having a fixed opening degree. Further, at least one of the first expansion device 5 and the second expansion device 51 may be capable of changing the opening degree.
  • the second expansion device 51 is connected in parallel with the first expansion device 5 in the refrigerant circuit 201, and is connected in series with the second heat exchange unit 12.
  • the refrigerant pressure and the refrigerant temperature are also increased on the upstream side of the second expansion device 51, that is, the outlet side of the second heat exchange unit 12. To rise. Therefore, the refrigerant temperature can be maintained high in the entire area of the second heat exchange unit 12. Therefore, the first heat exchanger 210 is more likely to suppress the freezing of the accumulated water in the lower part of the first heat exchanger 210 than the first heat exchanger 10 according to the first embodiment.
  • the refrigerating cycle device 200 in an operating state in which the refrigerant circulation amount needs to be reduced, for example, when the refrigerating cycle device 200 operates with a low load capacity, it is necessary to close the opening degree of the first expansion device 5 for operation.
  • the flow path resistance of the second heat exchange unit 12 is small, the amount of refrigerant flowing to the second heat exchange unit 12 increases.
  • the resolution for setting the opening degree of the first expansion device 5 is insufficient, the pressure of the refrigerant flowing into the first heat exchange unit 11 cannot be set appropriately, and the refrigeration cycle device 200 sets the target low load capacity. Or it may become uncontrollable.
  • the case where the flow path resistance of the second heat exchange unit 12 is small is, for example, the case where the pressure loss ⁇ P in the heat transfer tube 20 of the second heat exchange unit 12 is small.
  • the refrigeration cycle apparatus 200 includes a bypass circuit 295 in which the second heat exchange unit 12 and the second expansion device 51 are connected in series, so that the bypass circuit on the second heat exchange unit 12 side is provided. It is possible to add a flow path resistance to 295 as well. That is, not only the first expansion device 5 but also the second expansion device 51 installed in the bypass circuit 295 can be used to control the pressure of the refrigerant flowing into the first heat exchange unit 11. Therefore, the refrigeration cycle device 200 improves the pressure control performance of the first heat exchanger 10 that functions as an evaporator when operating in a low load capacity state, as compared with the refrigeration cycle device 100 according to the first embodiment. Can be done.
  • Embodiment 3 The refrigeration cycle device 300 according to the third embodiment is obtained by further adding an expansion device to the refrigerant circuit 1 of the refrigeration cycle device 100 according to the first embodiment.
  • the changes to the first embodiment will be mainly described.
  • those having the same function in each drawing shall be labeled with the same reference numerals as those used in the description of the first embodiment.
  • FIG. 15 is a circuit diagram of the refrigerant circuit 301 of the refrigeration cycle device 300 according to the third embodiment.
  • FIG. 16 is a perspective view of the first heat exchanger 310 of the refrigeration cycle apparatus 300 according to the third embodiment.
  • the refrigerant circuit 301 of the refrigeration cycle apparatus 300 according to the third embodiment is between the second heat exchange section 12 and the first heat exchange section 11 of the first heat exchanger 10 of the refrigeration cycle apparatus 100 according to the first embodiment.
  • the second expansion device 52 is added to the above.
  • the second expansion device 52 is first than the confluence portion 91 in which the flow path in which the first expansion device 5 branched at the branch portion 90 is arranged and the flow path in which the second heat exchange unit 12 is arranged merge. It is arranged on the heat exchange unit 11 side. In other words, the second expansion device 52 is connected in series with the first expansion device 5 and the second heat exchange unit 12.
  • FIG. 17 is a diagram showing the characteristics of the refrigeration cycle device 300 according to the third embodiment during the heating operation.
  • FIG. 17 is a Ph diagram showing the transition between the pressure and the enthalpy around the low temperature and low pressure region of the refrigeration cycle apparatus 300.
  • the pressure loss ⁇ P in the second heat exchange unit 12 is small, and the pressure of the refrigerant immediately after leaving the second heat exchange unit 12. May be high. That is, as shown at point P 22 in FIG. 17, the temperature of the refrigerant exiting the second heat exchange unit 12 may be higher than that of the outdoor air.
  • the refrigeration cycle device 300 can appropriately set or control the pressure of the first heat exchanger 310 used as an evaporator.
  • the characteristics of the refrigerating cycle apparatus 300 during the heating operation shown in FIG. 17 are high in the entire second heat exchange unit 12 because the refrigerant pressure and the refrigerant temperature on the outlet side of the second heat exchange unit 12 can be kept high.
  • the refrigerant temperature can be maintained. Therefore, like the first heat exchanger 210 according to the second embodiment, there is an advantage that it is easy to suppress freezing of the accumulated water at the lowermost portion of the first heat exchanger 10.
  • FIG. 18 is a diagram showing the characteristics of the refrigeration cycle device 300 according to the third embodiment during the heating operation.
  • FIG. 18 is a Ph diagram showing the transition between the pressure and the enthalpy around the low temperature and low pressure region of the refrigeration cycle apparatus 200.
  • FIG. 18 is a diagram when the pressure loss ⁇ P in the second heat exchange unit 12 is larger than that in the case of FIG. At this time, the temperature of the refrigerant flowing out of the second heat exchange unit 12 is lower than that of the outdoor air. Therefore, since the temperature of the portion immediately before flowing out of the second heat exchange section 12 is lower than that of the outdoor air, frost is formed around the outlet of the heat transfer tube 20 of the second heat exchange section 12, and the accumulated water freezes. It is possible that it will end up.
  • the refrigeration cycle device 300 according to the third embodiment includes the second expansion device 52, the temperature at the point P 32 does not fall below the freezing point of the water according to the outdoor air temperature.
  • the opening degree of the expansion device 52 can be set or controlled. As a result, it is possible to prevent frost formation and freezing only in a part around the outlet of the second heat exchange unit 12.
  • the first expansion device 5 and the second expansion device 52 are not limited to those capable of changing the opening degree, and may be those having a fixed opening degree. Further, at least one of the first expansion device 5 and the second expansion device 52 may be capable of changing the opening degree.
  • Embodiment 4 The refrigeration cycle device 400 according to the fourth embodiment is a modification of the structure of the first heat exchanger 10 of the refrigeration cycle device 100 according to the first embodiment.
  • the changes to the first embodiment will be mainly described.
  • those having the same function in each drawing shall be labeled with the same reference numerals as those used in the description of the first embodiment.
  • FIG. 19 is a circuit diagram of the refrigerant circuit 401 of the refrigeration cycle device 400 according to the fourth embodiment.
  • FIG. 20 is a perspective view of the first heat exchanger 410 of the refrigeration cycle apparatus 400 according to the fourth embodiment.
  • the refrigerant circuit 401 of the refrigerating cycle apparatus 400 according to the fourth embodiment is a division of the first heat exchange section 11 of the first heat exchanger 10 of the refrigerating cycle apparatus 100 according to the first embodiment.
  • a plurality of heat transfer tubes 20 are all arranged in parallel, and the refrigerant is flowing into all the plurality of heat transfer tubes 20 at the same time.
  • the first heat exchange unit 11 has a plurality of heat transfer tubes 20 located in the lower portion 16 of the first heat exchange unit 11 and a plurality of heat transfer tubes located in the upper portion 15 of the first heat exchange unit 11. 20 is connected in series.
  • FIG. 21 is a diagram showing the characteristics of the refrigeration cycle device 400 according to the fourth embodiment during the heating operation.
  • FIG. 21 is a Ph diagram showing the transition between the enthalpy and the pressure around the low temperature and low pressure region of the refrigeration cycle apparatus 400.
  • the pressure loss ⁇ P in the second heat exchange unit 12 is small, and the pressure of the refrigerant immediately after leaving the second heat exchange unit 12. May be high. That is, as shown at point P 22 in FIG. 21, the temperature of the refrigerant exiting the second heat exchange unit 12 may be higher than that of the outdoor air.
  • the refrigeration cycle device 400 can appropriately set or control the pressure of the first heat exchanger 410 used as an evaporator.
  • the present invention has been described above based on the embodiment, the present invention is not limited to the configuration of the above-described embodiment.
  • the first heat exchangers 10, 210, and 310 according to the first to third embodiments have been described with a structure in which they are divided into two parts, a first heat exchange unit 11 and a second heat exchange unit 12, but each of them has been described.
  • the heat exchange unit may be appropriately divided.
  • the first heat exchange unit 11 and the second heat exchange unit 12 may be divided into the same number, and the divided parts may be connected in series.
  • the present invention may be configured by combining each embodiment. In short, I would like to add that the gist (technical scope) of the present invention also includes various changes, applications, and uses made by those skilled in the art as necessary.

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Abstract

ドレン水が滞留し易い熱交換器下部の凍結を抑制し、冷媒回路内の冷媒量を削減できる冷凍サイクル装置を得ることを目的とする。この発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機と、第１膨張装置と、暖房運転時に蒸発器として機能する第１熱交換器と、が冷媒配管により接続された冷媒回路１を備える。第１熱交換器は、第１熱交換部と、冷媒回路において第１熱交換部に直列に接続される第２熱交換部と、を備える。第１膨張装置は、冷媒回路において第２熱交換部と並列に接続され、第２熱交換部は、第１熱交換部の下方に位置する。

Description

冷凍サイクル装置
　本発明は、冷凍サイクル装置に関し、特に蒸発器として機能する熱交換器と膨張装置との接続に関する。
　冷凍サイクル装置の一種である空気調和装置は、暖房運転において、圧縮機で吐出された高温高圧のガス冷媒を、凝縮器として機能する室内熱交換器で室内空気と熱交換して冷却し、低温高圧の液冷媒に相変化させる。その後、低温高圧の液冷媒は、膨張装置にて低温低圧の二相冷媒に相変化される。二相冷媒は、蒸発器として機能する室外熱交換器で空気と熱交換することで加熱され、低温低圧のガス冷媒に相変化し、圧縮機に吸入される。そして、低温低圧のガス冷媒は、圧縮機で圧縮され、再び高温高圧のガス冷媒として吐出される。
　ここで、空気調和装置を暖房運転させる際に、室外熱交換器が設置されている外気の温度が氷点下に近づくと、熱交換性能を維持するために、室外熱交換器の表面温度が氷点下よりも下がる。このとき、室外熱交換器には霜が付着することがある。室外熱交換器に付着する霜が増えると、除霜が必要となる。例えば、室外熱交換器の除霜は、ホットガスを室外熱交換器に流入させる等の方法により除霜運転が行われる。一般的に、除霜により生じたドレン水は、ドレンパン上に滴下し、排水される。しかし、ドレンパンの排水が滞る、又は表面張力の影響により、熱交換器の下端部に水が溜まる場合がある。熱交換器に水が滞留した状態においては、暖房運転中に、滞留したドレン水が凍結し、室外熱交換器を損傷させるおそれがある。そこで、ドレンパンにヒーターを設置して室外熱交換器の凍結を防止する方法が知られている。
　例えば、特許文献１に開示されている空気調和機は、熱交換器の上側部分よりも圧力（温度）の高い冷媒が熱交換器の下側部分を流動させることにより、ドレンパン及び熱交換器下部の着霜及び凍結を抑制している。
実公平５－４４６５３号公報
　しかし、特許文献１に開示されている空気調和装置において、例えば熱交換器の更なる伝熱性能向上のため、又は熱交換器を構成する伝熱管内を流通する冷媒量削減のため、伝熱管の断面積を小さくする場合がある。例えば、円管で構成された伝熱管においては外径を小さくする、又は管の断面を扁平形状とし管内の流路を細径多穴化するなどが考えられる。特許文献に係る空気調和装置において、熱交換器を構成する伝熱管の流路の断面積を小さくした場合、冷媒流路の分岐数が少ない熱交換器の下側部分での流路抵抗が大きくなるという課題があった。
　本発明は、上記のような課題を解決するためのものであり、伝熱管を細径化した場合であっても、ドレン水が滞留し易い熱交換器下部の凍結を抑制できる冷凍サイクル装置を得ることを目的とする。
　本発明に係る冷凍サイクル装置は、圧縮機と、第１膨張装置と、暖房運転時に蒸発器として機能する第１熱交換器と、が冷媒配管により接続された冷媒回路を備え、前記第１熱交換器は、前記第１熱交換部と、前記冷媒回路において前記第１熱交換部に直列に接続される第２熱交換部と、を備え、前記第１膨張装置は、前記冷媒回路において前記第２熱交換部と並列に接続され、前記第２熱交換部は、前記第１熱交換部の下方に位置する。
　本発明によれば、上記構成により、熱交換器の伝熱管の冷媒流路の断面積が小さくすることにより冷媒回路を流通する冷媒量を削減しつつ、ドレンパン及び熱交換器下部の凍結を抑制することができる。
実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の冷媒回路１の回路図である。 実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の第１熱交換器１０の斜視図である。 図２の第１熱交換器１０の断面構造の説明図である。 実施の形態１に係る第１熱交換器１０を正面から見た構造の説明図である。 実施の形態１の第１熱交換器１０に用いられる伝熱管２０の一例である扁平管の断面図を示す。 実施の形態１の冷凍サイクル装置１００の比較例である冷凍サイクル装置１１００の冷媒回路１０１の回路図である。 比較例に係る冷凍サイクル装置１１００の第１熱交換器１１０の斜視図である。 比較例の冷凍サイクル装置１１００の暖房運転時の特性を示す図である。 実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の暖房運転時の特性を示す図である。 図９のＡ部の拡大図である。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００の冷媒回路２０１の回路図である。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００の第１熱交換器２１０の斜視図である。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００の暖房運転時の特性を示す図である。 実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００の暖房運転時の特性を示す図である。 実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００の冷媒回路３０１の回路図である。 実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００の第１熱交換器３１０の斜視図である。 実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００の暖房運転時の特性を示す図である。 実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００の暖房運転時の特性を示す図である。 実施の形態４に係る冷凍サイクル装置４００の冷媒回路４０１の回路図である。 実施の形態４に係る冷凍サイクル装置４００の第１熱交換器４１０の斜視図である。 実施の形態４に係る冷凍サイクル装置４００の暖房運転時の特性を示す図である。
　以下に、冷凍サイクル装置の実施の形態について説明する。なお、図面の形態は一例であり、本発明を限定するものではない。また、各図において同一の符号を付したものは、同一のまたはこれに相当するものであり、これは明細書の全文において共通している。さらに、以下の図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。
　実施の形態１．
　図１は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の冷媒回路１の回路図である。図１に示された冷凍サイクル装置１００は、例えば空気調和装置である。図１に示される様に、冷凍サイクル装置１００は、圧縮機２、四方弁７、第１熱交換器１０、第１膨張装置５、及び第２熱交換器３を冷媒配管により接続し、冷媒回路１を構成したものである。例えば冷凍サイクル装置１００が空気調和装置である場合には、冷媒配管内には冷媒が流通し、四方弁７により冷媒の流れを切り換えることにより、暖房運転と冷房運転又は除霜運転とを切り換えることができる。実施の形態１においては、冷凍サイクル装置１００として空気調和装置を例示しているが、冷凍サイクル装置１００は、例えば、冷蔵庫、冷凍庫、自動販売機、空気調和装置、冷凍装置、給湯器などの冷凍用途又は空調用途に用いられるものである。
　圧縮機２、第２熱交換器３、第１膨張装置５、第１熱交換器１０、及び四方弁７は、冷媒が循環可能な冷媒回路１を構成している。冷凍サイクル装置１００では、冷媒回路１中を冷媒が相変化しながら循環する冷凍サイクルが行われる。圧縮機２は、冷媒を圧縮させる。圧縮機２は、例えば、ロータリ圧縮機、スクロール圧縮機、スクリュー圧縮機、又は往復圧縮機等である。
　第１熱交換器１０は、冷凍サイクル装置１００が暖房運転する時には蒸発器として機能し、冷凍サイクル装置１００が冷房運転する時には凝縮器として機能する。第１熱交換器１０は、第１熱交換部１１と第２熱交換部１２より構成されている。第２熱交換部１２は、第１熱交換部１１の下方に位置している。
　第２熱交換器３は、冷凍サイクル装置１００が暖房運転する時には凝縮器として機能し、冷凍サイクル装置１００が冷房運転する時には蒸発器として機能する。ただし、第２熱交換器３は、暖房運転時において管内の圧力損失により冷媒温度が下がり一部が蒸発器として作用する場合もある。第１熱交換器１０及び第２熱交換器３は、例えば、フィンアンドチューブ型熱交換器、マイクロチャネル熱交換器、フィンレス熱交換器、シェルアンドチューブ式熱交換器、ヒートパイプ式熱交換器、二重管式熱交換器、又はプレート熱交換器等である。
　第１膨張装置５は、冷媒を膨張させて減圧させる。第１膨張装置５は、例えば冷媒の流量を調整可能な電動膨張弁等である。なお、第１膨張装置５としては、電動膨張弁だけでなく、受圧部にダイアフラムを採用した機械式膨張弁、又はキャピラリーチューブ等であってもよい。
　四方弁７は、冷凍サイクル装置１００において冷媒の流路を切り替え、冷媒回路１の冷媒の循環方向を変えるものである。四方弁７は、暖房運転時において、圧縮機２の吐出口と第２熱交換器３とを接続し、圧縮機２の吸入口と第１熱交換器１０とを接続するように切り替えられる。また、四方弁７は、冷房運転及び除湿運転時において、圧縮機２の吐出口と第１熱交換器１０とを接続し、圧縮機２の吸入口と第２熱交換器３とを接続するように切り替えられる。
　第１熱交換器１０の近傍には送風機６が配置されている。また、第２熱交換器３は、近傍に送風機４が配置されている。ここで、第１熱交換器１０は室外機に搭載されている室外熱交換器であり、送風機６が、第１熱交換器１０に外気を送り込み、外気と冷媒との間で熱交換を行う。また、第２熱交換器３は室内機に搭載されている室内熱交換器であり、送風機４が、室内の空気を室内機の筐体内に導入し、室内熱交換器に室内の空気を送り込み、室内の空気と冷媒との間で熱交換を行い、室内の空気の温度を調和する。
　実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の冷媒回路１の構成について、冷房および暖房の運転状態の冷媒の流れを基に説明する。冷房運転では、圧縮機２から吐出された冷媒は、四方弁７を経て、第１熱交換器１０の第１熱交換部１１に流入する。第１熱交換部１１から流出した冷媒は、２つの冷媒流路に分岐し、一方は第１膨張装置５を通過し、他方は第２熱交換部１２を通過する。その後、第１膨張装置５を通過した冷媒と第２熱交換部１２を通過した冷媒は合流し、第２熱交換器３、四方弁７の順に通過し、圧縮機２に吸入される。
　一方、暖房運転では、圧縮機２から吐出された冷媒は、四方弁７を経て、第２熱交換器３に流入する。第２熱交換器３から流出した冷媒は、２つの冷媒流路に分岐し、一方は第１膨張装置５を通過し、他方は第１熱交換器１０の第２熱交換部１２を通過する。その後、第１膨張装置５を通過した冷媒と第２熱交換部１２を通過した冷媒とは合流し、第１熱交換部１１、四方弁７の順に通過し、圧縮機２に吸入される。
　なお、冷凍サイクル装置１００の冷媒回路１は、第２熱交換器３と、第１熱交換器１０及び第１膨張装置５との間で冷媒配管が分岐する分岐部９０を備える。即ち、第２熱交換器３と分岐部９０との間に他の膨張装置を備えていない。
　（第１熱交換器１０の構造）
　図２は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の第１熱交換器１０の斜視図である。図２は、第１熱交換器１０に接続される冷媒配管については一部模式的に表示している。図２に示されるように、第１熱交換器１０は、第１熱交換部１１と第２熱交換部１２とを備える。第２熱交換部１２は、第１熱交換部１１の下方に位置する。
　第１熱交換部１１及び第２熱交換部１２は、それぞれ第１熱交換器１０に流れ込む空気の流れ方向に直列に並べられた２つの熱交換部を備える。第１熱交換部１１は、風上側に位置する熱交換部として第１風上側熱交換部１１ａを備え、風下側に位置する熱交換部として第１風下側熱交換部１１ｂを備える。第１風上側熱交換部１１ａと第１風下側熱交換部１１ｂとは、端部においてヘッダ１４で接続されている。第１熱交換器１０が蒸発器として機能するときに、第１風下側熱交換部１１ｂを流出した冷媒は第１風上側熱交換部１１ａに流入するように構成されている。
　また、第２熱交換部１２は、風上側に位置する熱交換部として第２風上側熱交換部１２ａを備え、風下側に位置する熱交換部として第２風下側熱交換部１２ｂを備える。第２風上側熱交換部１２ａと第２風下側熱交換部１２ｂとは、端部においてヘッダ１４で接続されている。第１熱交換器１０が蒸発器として機能するときに、第２風上側熱交換部１２ａを流出した冷媒は第２風下側熱交換部１２ｂに流入するように構成されている。
　第１熱交換器１０を構成する第１熱交換部１１及び第２熱交換部１２は、それぞれ伝熱管２０を備える。伝熱管２０は、図２に示されるｚ方向に並列されている。実施の形態１において、ｚ軸は重力方向に沿っている。ただし、第１熱交換器１０は、ｚ方向を重力方向に合わせて設置されるものに限定されず、例えばｚ方向を傾斜させて設置されても良い。つまり、複数の伝熱管２０は、上下方向に並列されていれば良い。
　ヘッダ１４は、第１風上側熱交換部１１ａと第１風下側熱交換部１１ｂとを接続する上部ヘッダ１４ａと、第２風上側熱交換部１２ａと第２風下側熱交換部１２ｂとを接続する下部ヘッダ１４ｂと、を備える。ヘッダ１４は、上部ヘッダ１４ａと下部ヘッダ１４ｂとが一体に形成されているが、内部が複数の空間に仕切られており、少なくとも第１熱交換部１１の冷媒と第２熱交換部１２冷媒とが混合しないように形成されている。
　なお、第１風上側熱交換部１１ａと第１風下側熱交換部１１ｂとは、ヘッダ１４により接続される構成でなくとも良い。例えば、第１風上側熱交換部１１ａが有する伝熱管２０と第１風下側熱交換部１１ｂが有する伝熱管２０とは、端部同士をＵ字管により接続されていても良い。また、第２風上側熱交換部１２ａと第２風下側熱交換部１２ｂも同様に、ヘッダ１４により接続される構成でなくとも良く、伝熱管２０の端部同士をＵ字管により接続されていても良い。
　図２において第１熱交換部１１は、複数の伝熱管２０を備えている。第１風上側熱交換部１１ａと第１風下側熱交換部１１ｂとは、それぞれ同数の複数の伝熱管２０を備えており、ヘッダ１４で接続されている。複数の伝熱管２０は、ｚ方向に並列されている。また、第１風上側熱交換部１１ａの複数の伝熱管２０は、ｙ方向の端部において風上側集合管１３ａに接続されている。第１風下側熱交換部１１ｂの複数の伝熱管２０も、ｙ方向の端部において風下側集合管１３ｂに接続されている。集合管１３ａ、１３ｂは、冷媒回路１を構成する冷媒配管に接続され、第１熱交換部１１への冷媒の流入部又は流出部となる。なお、集合管１３ａ、１３ｂは、複数に分割されていても良い。例えば、第１風下側熱交換部１１ｂの複数の伝熱管２０のうち、上部の３本の伝熱管２０、中部の３本の伝熱管２０、及び下部の３本の伝熱管２０がそれぞれ別の集合管に接続されていても良い。
　図２において第２熱交換部１２を構成する第２風上側熱交換部１２ａ及び第２風下側熱交換部１２ｂは、それぞれ１本の伝熱管２０を有する。ただし、第２風上側熱交換部１２ａ及び第２風下側熱交換部１２ｂは、複数の伝熱管２０を有していても良い。
　実施の形態１において、第１熱交換部１１は、ｚ方向に９本の伝熱管２０が並べられており、第２熱交換部１２はｚ方向に１本の伝熱管２０を有する。つまり、第１熱交換部１１が有する並列に並べられた伝熱管２０の本数は、第２熱交換部１２が有する並列に並べられた伝熱管２０よりも多い。なお、伝熱管２０の本数はこれだけに限定されるものではない。第１熱交換部１１及び第２熱交換部１２のそれぞれの冷媒流路数は、適宜設定することができる。ただし、上部に位置する第１熱交換部１１の冷媒流路数は、第２熱交換部１２の冷媒流路数よりも多い。
　ここで、冷凍サイクル装置１００が暖房運転されているときの第１熱交換器１０の動作について説明する。冷凍サイクル装置１００において少なくとも一部が凝縮器として機能する第２熱交換器３で凝縮された高圧の液冷媒は、冷媒配管の分岐部９０にて２つに分岐し、第１膨張装置５に接続された回路と第２風上側熱交換部１２ａに接続されたバイパス回路９５とに並列分岐して流れる。第１膨張装置５に流入した冷媒は、膨張、すなわち減圧し、低温の気液二相冷媒となる。第１膨張装置５から流出した冷媒は、第２風下側熱交換部１２ｂを通過した冷媒と合流する。一般的に、第１膨張装置５のような機器を冷媒が通過する際に、第１膨張装置５の流路形状、冷媒回路１内の冷媒の循環量、及び冷媒の流動様相に応じて、所定の流動抵抗が発生する。冷媒の流動様相とは、冷媒の物性であり、冷媒が気相、液相、又は気液二相などの状態により変化する。また、第１膨張装置５の流動抵抗は、第１膨張装置５を通過する冷媒の流れに、圧力損失を生じさせる。つまり、第１膨張装置５を通過した冷媒は、圧力が低下する。
　一方、第２風上側熱交換部１２ａに流入した冷媒は、伝熱管２０内を流動し、第２風上側熱交換部１２ａから第２風下側熱交換部１２ｂに移動するためのヘッダ１４に流入する。ヘッダ１４は、内部の空間が分割されており、ｚ方向に並列されている複数の伝熱管２０の位置に対応して分割されている。ヘッダ１４の内部空間が分割されており、ヘッダ１４の下部には下部ヘッダ１４ｂが形成されている。下部ヘッダ１４ｂは、第２風上側熱交換部１２ａの伝熱管２０と第２風下側熱交換部１２ｂの伝熱管２０とを接続している。下部ヘッダ１４ｂを通過した冷媒は、第２風下側熱交換部１２ｂに流入し、伝熱管２０内を流動した後、第１膨張装置５を通過した冷媒と合流する。
　ここで、上述した第１膨張装置５と同様に、伝熱管２０を冷媒が流動する際にも、伝熱管２０は所定の流動抵抗を有する。流動抵抗は、伝熱管２０内の流路形状、冷媒回路１内の冷媒の循環量、及び冷媒の流動様相に応じて発生し、冷媒の流れに圧力損失を生じさせる。第２熱交換部１２を通過した冷媒と第１膨張装置５を通過した冷媒とは、合流し、第１熱交換部１１へ流入する。第１熱交換部１１は、複数の伝熱管２０を有する。例えば、風下側集合管１３ｂにて冷媒が複数の伝熱管２０に分配され、それぞれの伝熱管２０に、並列に冷媒が流入する。複数の伝熱管２０に並列に流入された冷媒は、第１風下側熱交換部１１ｂを通過し、上部ヘッダ１４ａを経て、第１風上側熱交換部１１ａへと流入する。第１風上側熱交換部１１ａの複数の伝熱管２０を通過した冷媒は、風上側集合管１３ａにて合流する。つまり、第１熱交換部１１で複数の冷媒流路に分岐していた冷媒が風上側集合管１３ａで合流し、第１熱交換器１０から流出する。第１熱交換器１０から流出した冷媒は、四方弁７を経て、圧縮機２に吸入される。
　ここで、第１膨張装置５と第２熱交換部１２とのそれぞれに分岐した冷媒の循環量比率は、第１膨張装置５で生ずる圧力損失と第２熱交換部１２で生ずる圧力損失とが等しくなるような比率になる。すなわち、第１膨張装置５及び第２熱交換部１２のそれぞれの流路形状、冷媒の減圧及び熱収支に伴う流動様相の変化に依存して、冷媒の循環量比率は変動する。一例として、冷媒の流動様相が液体又はガスの単相状態である場合、圧力損失ΔＰは次の式で表される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　ここで、ΔＰ：圧力損失［Ｐａ］、λ：摩擦損失係数、Ｌ：流路長さ［ｍ］、ｄ：流路の等価直径［ｍ］、Ｇ：質量速度［ｋｇ／（ｍ２・ｓ）］、ρ：作動流体密度［ｋｇ／ｍ３］、Ｒｅ：レイノルズ数［－］、である。また、摩擦損失係数λは、レイノルズ数Ｒｅの取る値の範囲に応じて、
λ＝６４／Ｒｅ（Ｒｅ＜２３００）
又は、
λ＝０．３１６４・Ｒｅ－０．２５（２３００＜Ｒｅ）
で表される。
　なお、流路の等価直径ｄは、冷媒流路の断面形状が円形の場合、冷媒流路の直径である。冷媒流路が円形以外の場合は、冷媒流路の断面積と、冷媒流路の断面形状の縁の長さとに基づき、等価直径ｄは、ｄ＝４Ａ／ｌで表される。このとき、Ａ：流路断面積［Ｐａ］、ｌ：流路縁の長さ［ｍ］である。等価直径ｄは、円形でない断面形状の冷媒流路と等価な断面形状が円形の冷媒流路の直径である。
　上記の圧力損失ΔＰを表した式からわかるように、狭い冷媒流路や、長い冷媒流路は圧力損失が大きくなる。
　また、冷媒の流動様相が気液二相状態の場合、液体とガスとが混ざり合う複雑な状態となり、圧力損失が増大する。一方で第１膨張装置５のような、局所的に狭い流動部を通過することで一気に減圧するような形態の場合は、基本的には第１膨張装置５の形状特有の容量係数Ｃｖ値が付与される形で、圧力損失ΔＰが表される。例えば第１膨張装置５の入口が気液二相状態の場合、下記のように示される。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　ここで、ΔＰ：圧力損失［Ｐａ］、ρ：作動流体密度［ｋｇ／ｍ３］、ρｗａｔｅｒ：水の密度［ｋｇ／ｍ３］（固定値）、Ｑ：体積流量［ｍ３／ｍｉｎ］、Ｃｖ：容量係数［－］、である。圧力損失ΔＰは、厳密にはその他の影響も考慮されるが、概ね上記の式により、第１膨張装置５が設置された冷媒流路と第２熱交換部１２が設置されたバイパス回路９５とで構成された並列の冷媒流路のそれぞれの冷媒の循環量比率は決定される。
　図３は、実施の形態１に係る第１熱交換器１０の第１熱交換部１１及び第２熱交換部１２の断面構造を示す説明図である。図２において示されている点Ａ１、点Ａ２、点Ａ３、及び点Ａ４を通る断面における第１熱交換器１０の断面構造の一部を示している。点Ａ１、点Ａ２、点Ａ３、及び点Ａ４を通る断面は、ｘ－ｚ平面に平行な断面である。また、図３は、図２中に示された矢印Ｙ１方向から見た状態を示している。つまり、図３は、伝熱管２０の管軸に垂直な断面を示している。図３に示されるように、第１熱交換器１０は、長手方向をｚ方向に延設させたフィン３０が有する複数の切り欠き部３１のそれぞれに伝熱管２０を挿入して形成されている。伝熱管２０は、断面形状が扁平形状になっており、断面形状の長軸をｘ方向に向け、短軸をｚ方向に向けている。第１熱交換器１０には、ｘ方向に向かって空気が流入し、フィン３０及び伝熱管２０の間を通過し、空気と伝熱管２０内を流れる冷媒との熱交換が行われる。
　図４は、実施の形態１に係る第１熱交換器１０を正面から見た構造の説明図である。図４に示されるように、暖房運転時に第１熱交換器１０に流入する気流は、図面の手前から奥に向かう方向に流動する。第１熱交換器１０は、複数の伝熱管２０を、ｙ方向に管軸を向け、ｚ方向に並列に並べて構成されている。複数の伝熱管２０は、例えば、扁平管で構成されている。複数の扁平管は、管軸に垂直な断面において、長軸と短軸とを有する扁平形状に構成されている。複数の扁平管は、その長軸をｘ方向に向けている。
　図５は、実施の形態１の第１熱交換器１０に用いられる伝熱管２０の一例である扁平管の断面図を示す。扁平管は、熱伝導性を持つ金属材料で構成されている。扁平管を構成する材料としては、例えばアルミニウム、アルミニウム合金、銅、又は銅合金が用いられている。扁平管は、加熱した材料をダイスの穴から押し出して図５に示される内部流路２１を成形する押し出し加工によって製造される。なお、扁平管は、ダイスの穴から材料を引き抜いて図５に示される断面を成形する引き抜き加工によって製造されてもよい。伝熱管２０の製造方法は、伝熱管２０の断面形状に応じ適宜選択することができる。なお、伝熱管２０は、扁平管に限られず、たとえば、断面形状が円形または楕円形等の伝熱管であってもよい。
　（比較例の冷凍サイクル装置１１００）
　図６は、実施の形態１の冷凍サイクル装置１００の比較例である冷凍サイクル装置１１００の冷媒回路１０１の回路図である。図７は、比較例に係る冷凍サイクル装置１１００の第１熱交換器１１０の斜視図である。図７は、第１熱交換器１１０に接続される冷媒配管については一部模式的に表示している。実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００と比較例の冷凍サイクル装置１１００とは、暖房運転時の冷媒流れ方向において第２熱交換器３の下流側の冷媒回路構成が異なる。
　図１に示される様に、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００は、第２熱交換器３の下流において冷媒配管が分岐し、第１膨張装置５と第２熱交換部１２とが並列に配置され、冷媒がそれぞれを通過したに合流してから第１熱交換部１１に流入する。
　一方、図６に示される様に、比較例に係る冷凍サイクル装置１１００は、第２熱交換器３の下流側に第１膨張装置５と第２熱交換部１１２とが直列に接続され、冷媒が、第１膨張装置５と第２熱交換部１１２とを順番に通過した後に第１熱交換部１１１に流入する。なお、図７に示される様に、比較例の第１熱交換部１１１の冷媒流路数と第２熱交換部１１２の冷媒流路数とは、実施の形態１に係る第１熱交換器１０と同様に設定されている。
　図８は、比較例の冷凍サイクル装置１１００の暖房運転時の特性を示す図である。図８は、冷凍サイクル装置１１００を暖房運転したときの冷媒の圧力とエンタルピーとの推移を示すＰ－ｈ線図である。比較例の冷凍サイクル装置１１００において、圧縮機２から吐出された高圧のガス冷媒（Ｐ０１）は、四方弁７を通過後、室内熱交換器である第２熱交換器３に流入する。なお、括弧内に示す「Ｐ」に添字を付して表された記号は、図８のＰ－ｈ線図上に示される記号である。冷媒は、括弧内に示す記号で示される点のエンタルピー及び圧力になっている。
　第２熱交換器３に流入した冷媒は、第２熱交換器３で室内空気と熱交換し冷却（凝縮）される。このとき、冷媒の温度は、室内空気の温度よりも高い。冷媒は、第２熱交換器３で室内空気により冷却され、第２熱交換器３の出口においては高圧の液相冷媒になる。
　第２熱交換器３を通過した高圧の液冷媒（Ｐ１１）は、第１膨張装置５で減圧される。第１膨張装置５を通過した気液二相状態の冷媒（Ｐ２１）は、第２熱交換部１１２に流入し、伝熱管２０内の流路により減圧される。なお、図８に示された図においては、第１膨張装置５を通過した冷媒（Ｐ２１）は、気液二相状態になっているが、第１膨張装置５での減圧により中圧の液単相冷媒となる場合もある。
　第１膨張装置５を通過した気液二相状態の冷媒（Ｐ２１）は、第２熱交換部１１２の伝熱管２０に流入する。第２熱交換部１１２は、図７に示される様に、１本の伝熱管２０により冷媒流路が形成されている。そのため、第２熱交換部１１２を通過する気液二相状態の冷媒は、上記式（１）より圧力損失ΔＰが生じる。つまり、第２熱交換部１１２を通過する気液二相状態の冷媒は、減圧される。
　冷媒が減圧され、液単相状態から気液二相状態へ相変化する場合、圧力に応じて、冷媒の温度が決定される。冷媒の温度は、所定圧力における飽和温度となる。つまり、気液二相冷媒は、減圧により温度も同様に低下する。このとき、伝熱管２０外の作動流体の温度に応じて、熱交換が行われる。冷媒温度が管外作動流体温度よりも高い場合、冷媒は冷却（凝縮）され、管外作動流体は加熱される。一方、冷媒温度が管外作動流体温度よりも低い場合、冷媒は加熱（蒸発）され、管外作動流体は冷却される。なお、実施の形態１において管外作動流体は、外気である。
　第１膨張装置５及び第２熱交換部１１２を通過した低圧の二相冷媒（Ｐ３１）は、冷媒温度が管外作動流体温度よりも低いため、第１熱交換部１１１に流入して、加熱（蒸発）する。第１熱交換部１１１に流入した冷媒は、第１熱交換部１１１にて蒸発し低圧のガス冷媒（Ｐ４１）は、四方弁７を通過し、圧縮機２に吸入される。
　（比較例の冷凍サイクル装置１１００の課題）
　比較例の冷凍サイクル装置１１００の第１熱交換器１１０において、伝熱管２０の管内流動抵抗が大きい場合、第２熱交換部１１２での圧力損失ΔＰが大きくなり、Ｐ２１における冷媒の圧力が低くなる。伝熱管２０の流動抵抗が大きい場合とは、伝熱管２０の内部に形成された冷媒流路が細い、冷媒流路が長い、又はその両方である場合を言う。例えば、図５に示される、内部流路２１が細いと伝熱管２０における圧力損失ΔＰが大きくなる。上記の式１に示される様に、流路の等価直径ｄが小さくなり、流路長さＬが長くなると、圧力損失ΔＰは大きくなる。
　このとき、図８に示される様に、第１膨張装置５の開度が不足し、かつ第２熱交換部１１２での圧力損失が大きいと、第１熱交換部１１１に流入する冷媒（Ｐ３１）の圧力が、理想的な状態に比べ、低くなってしまうことがある。つまり、図８に示される様に、蒸発器として機能する第１熱交換器１１０の第１熱交換部１１１に流入する冷媒の圧力が、適正の蒸発器圧力Ｐ０よりも低くなる場合がある。このような状態は、第２熱交換部１１２の冷媒流路数が少なく、伝熱管２０の内部の冷媒流路が細く、かつ冷媒流路が長い場合に発生しやすい。
　以上のように、比較例の冷凍サイクル装置１１００の第１熱交換器１１０の場合、圧縮機２の吸入部（Ｐ４１）と吐出部（Ｐ０１）との圧力差が大きくなり、圧縮機２の仕事量が増大し、消費電力も増大するという課題があった。これにより、冷凍サイクル装置１１００は、効率が低くなり、省エネルギー性を損なう。または、第１熱交換部１１１内を流動する冷媒の温度が、圧力の低下に伴い低くなり、室外熱交換器として用いられる第１熱交換器１１０が低外気温下で運転される場合、着霜量が増加し、熱交換性能が悪化する場合がある。
　一方、第１熱交換器１１０の下側部分と上側部分とで異なる伝熱管２０を使用し、下側部分に流路の断面積の大きい伝熱管２０を使用した場合は、第１熱交換器１１０の製造性が悪化するという課題が生じていた。
　図８において、仮に、第１熱交換器１１０の圧力を適正な値Ｐ０で運転しようとする場合、第１膨張装置５の開度をさらに大きくする必要がある。第２熱交換部１１２での圧力損失ΔＰは、第２熱交換部１１２の伝熱管２０の形状に依存するため、第２熱交換部１１２だけで図８における点Ｐ２１～点Ｐ３１の間の冷媒の圧力差を減少するように調整するのは困難である。従って、図８の点Ｐ３１での冷媒の圧力をさらに高くするには、第１膨張装置５の開度を大きくし、第１膨張装置５に流れる冷媒を多くする必要がある。即ち、第１膨張装置５の開度を大きくし、図８の点Ｐ１１～点Ｐ２１の間の減圧量を小さくする必要がある。しかし、第１膨張装置５として用いられる、電動膨張弁、機械式膨張弁、又はキャピラリーチューブ等は、開度の調整幅が有限であり、冷凍サイクル装置１１００の冷凍能力の制御を考慮すると、第１膨張装置５に適正な開度の調整範囲を設定するのは困難であるという課題があった。つまり、第１熱交換器１１０の下側部分の流路抵抗が増加すると、第１膨張装置５が最大開度でも必要な冷媒流量を調整できない場合があり、冷凍サイクル装置１１００の制御性が悪化するという課題があった。
　（実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の作用）
　図９は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の暖房運転時の特性を示す図である。図１０は、図９のＡ部の拡大図である。図９は、冷凍サイクル装置１００を暖房運転したときの冷媒の圧力とエンタルピーとの推移を示すＰ－ｈ線図である。冷凍サイクル装置１００において、圧縮機２から吐出された高圧のガス冷媒（Ｐ０１）は、四方弁７を通過し、室内熱交換器である第２熱交換器３に流入する。冷媒は、室内空気と熱交換し冷却（凝縮）する。このとき、冷媒の温度は、室内空気よりも高い。冷媒は、第２熱交換器３で室内空気により冷却され、第２熱交換器３の出口においては高圧の液相冷媒になる。
　第２熱交換器３を通過した高圧の液冷媒（Ｐ１１）は、２つに分岐され、第２熱交換部１２と、第１膨張装置５とに分配され、膨張、即ち減圧される。第２熱交換部１２に流入した冷媒は、比較例において第２熱交換部１１２に流入した冷媒と同様に、伝熱管２０内の冷媒流路により減圧される。なお、伝熱管２０内において冷媒が減圧され、液単相状態から気液二相状態へ相変化する場合、圧力に応じて、冷媒の温度が決定される。すなわち、冷媒の減圧に伴い、温度も低下する。このとき、伝熱管２０外の作動流体、即ち外気の温度に応じて、伝熱管２０内を流れる冷媒と外気との間で熱交換が行われる。冷媒温度が管外の作動流体温度よりも高い場合、冷媒は冷却（凝縮）され、管外の作動流体は加熱される。一方で、冷媒温度が管外の作動流体温度よりも低い場合、冷媒は加熱（蒸発）され、管外の作動流体は冷却される。結果として、第２熱交換部１２を流れる冷媒は、低圧の気液二相冷媒（Ｐ２２）となる。
　第１膨張装置５に流入した冷媒は、膨張（減圧）され、低圧の気液二相冷媒（Ｐ２１）となる。このとき、第１膨張装置５は、冷媒の熱交換が行われない断熱膨張であるため、気液二相冷媒（Ｐ２１）のエンタルピーの値は、膨張前の状態（Ｐ１１）と同様である。
　ここで、第２熱交換部１２と、第１膨張装置５とにそれぞれ分配される冷媒循環量の比率は、第２熱交換部１２の伝熱管２０内の流動抵抗の大きさと、第１膨張装置５の膨張絞りによる流動抵抗の大きさとの差により、一様に決まる。
　伝熱管２０の圧力損失ΔＰは、上記の式（１）により求められる。式（１）のうち摩擦損失係数λ、流路長さＬ、流路の等価直径ｄは、伝熱管２０の形状、及び第２熱交換部１２が有する伝熱管２０の本数により決定するものである。一方、式（１）のうち、質量速度Ｇは、第２熱交換部１２に流れ込む冷媒の量で決まり、作動流体密度ρは、冷媒が単相であるか気液二相であるかにより変動するものである。一方、第１膨張装置５は、式２により圧力損失ΔＰが決まる。開度が小さい場合（Ｃｖが小さい場合）は、流量が小さくなり、圧力損失ΔＰが大きい。また、開度が大きい場合（Ｃｖが大きい場合）は、流量が大きくなり、圧力損失ΔＰが小さい。
　よって、冷媒回路１において、第２熱交換部１２と第１膨張装置５とが並列に接続されている区間での冷媒の減圧、即ちＰ１１からＰ３１までの区間における冷媒の減圧は、第１膨張装置５の開度により制御することができる。
　第２熱交換部１２を通過した低圧の気液二相状態の冷媒（Ｐ２２）及び第１膨張装置５を通過した低圧の気液二相状態の冷媒（Ｐ２１）は、合流し、冷媒循環量の比率とそれぞれのエンタルピーに応じた低圧の二相状態の冷媒（Ｐ３１）となり、第１熱交換部１１に流入して、加熱（蒸発）される。第１熱交換部１１にて蒸発した低圧のガス冷媒（Ｐ４１）は、四方弁７を通過し、圧縮機２に吸入される。
　（実施の形態１の効果）
　実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００は、第２熱交換部１２の伝熱管２０の管内流動抵抗が大きい場合であっても、第１膨張装置５が設置されている冷媒流路に対し並列にバイパス回路９５を構成している。そのため、第２熱交換部１２又は第１膨張装置５をそれぞれ単独で直列に設置する場合と比較して、冷媒回路１が並列になっている部分の冷媒流路の流動抵抗は低減する。よって、第１膨張装置５の開度を大きくする必要がなくなり、第１膨張装置５の開度が不足することがない。かつ、第１熱交換器１０の最下段を含む第２熱交換部１２に、高圧でかつ室内空気の温度よりも高い液冷媒を流入させることができる。そのため、第１熱交換器１０の下部に滞留したドレン水が氷結するのを抑制することができる。
　実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００は、圧縮機２と、第１熱交換器１０と、第１膨張装置５とが冷媒配管により接続される冷媒回路１を備える。第１熱交換器１０は、第１熱交換部１１と、冷媒回路１において第１熱交換部１１に直列に接続される第２熱交換部１２と、を備える。第１膨張装置５は、冷媒回路１において第２熱交換部１２と並列に接続され、第２熱交換部１２は、第１熱交換部１１の下方に位置するものである。
　第１熱交換器１０が蒸発器として機能する場合において、第２熱交換器３から流出した冷媒は、まず第１膨張装置５と第２熱交換部１２とに分配される。そのため、第２熱交換部１２は、従来の冷媒回路１０１の第１膨張装置５の上流側と下流側との圧力差に準ずる飽和温度の範囲で冷媒が流動する。すなわち、実施の形態１に係る第２熱交換部１２は、比較例の冷媒回路１０１の蒸発器として用いられる第１熱交換器１１０の入口よりも冷媒の温度が高いため、蒸発器として用いられる第１熱交換器１０の最下部の滞留水が氷結するのを抑制できる。
　また、第２熱交換部１２は、第１膨張装置５に対しバイパス回路９５となっている。第２熱交換部１２を第１膨張装置５に対し並列に追加することにより、比較例のような第１膨張装置５と第２熱交換部１２とを直列に接続する冷媒回路１０１に比べ、第１膨張装置５の最大開度を小さくすることができる。よって、第２熱交換部１２を通過する冷媒の圧力損失ΔＰが大きい場合に、第１膨張装置５は、開度不足になりにくく、蒸発器における冷媒の圧力を制御できる範囲が広がる。
　特に、第１熱交換器１０の伝熱管２０に扁平管を採用した場合、冷媒流路が細く、冷媒を流通させた場合に圧力損失が大きくなってしまうことがある。伝熱管２０は、第１熱交換器１０及び冷媒回路１の冷媒量を削減するために、冷媒流路を細く形成することが望ましく、例えば扁平管の短軸方向厚さが１ｍｍ以下、更には０．８ｍｍ以下の扁平管を採用することが望ましい。このとき、蒸発器として機能する第１熱交換器１０の冷媒圧力を高くしたい場合、即ち蒸発器の熱交換能力が低い状態で運転したい場合に、比較例の冷媒回路１０１においては、第１熱交換器１０の下部にある第２熱交換部１１２での圧力損失ΔＰが高い。そのため、第１膨張装置５の開度を大きくしないと第１熱交換部１１１での圧力が適正な蒸発器圧力Ｐ０よりも低くなってしまうという課題があった。一方、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の冷媒回路１においては、圧力損失の大きい第２熱交換部１２と第１膨張装置５とが並列に配置されているため、第１膨張装置５の開度範囲を広げることなく、適正に蒸発器での圧力を制御できる。
　また、第１熱交換器１０の第１熱交換部１１と第２熱交換部１２は、一体で構成されるため、第１熱交換器１０の製造の際に組立性が向上するという利点もある。
　実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００において、第１熱交換部１１の冷媒流路数は、第２熱交換部１２の冷媒流路数よりも多い。第１熱交換器１０は、第１熱交換部１１及び第２熱交換部１２の２要素で構成し、第１熱交換部１１と第２熱交換部１２とを直列に接続しているため、第１熱交換器１０の圧力損失ΔＰを大きくすることができる。特に蒸発器として使用される場合、第１熱交換部１１に対し冷媒流れ上流側の第２熱交換部１２の冷媒パス分岐数を、第１熱交換部１１の冷媒パス分岐数よりも小さくすることで、第２熱交換部１２での圧力損失ΔＰを大きくできる。そのため、第１熱交換器１０の最下部での滞留水の氷結を抑えつつ、第２熱交換部１２の下流側に追加の膨張装置を設けることなく第１熱交換部１１に流入する冷媒の圧力を低下させることができる。
　実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００において、第１熱交換部１１が備える伝熱管２０は、第２熱交換部１２が備える伝熱管２０と平行に配置されている。これにより第１熱交換器１０は、上方に配置された伝熱管２０から流下する水滴が滞留し易い下方に配置された伝熱管２０に温度が高い冷媒が流通する。よって、伝熱管２０の上面に溜まる滞留水が氷結するのを抑えることができる。
　実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００において、伝熱管２０は、扁平管である。第１熱交換器１０の下部に位置する第２熱交換部１２が有する伝熱管２０が扁平管であることにより、第２熱交換部１２を通過する冷媒の圧力が低下しやすい。従って、第１膨張装置５を通過しないバイパス回路９５に配置された第２熱交換部１２により冷媒の圧力を低下させつつ、第１熱交換器１０の下部に温度の高い冷媒が流通するため、第１熱交換器１０の下部の氷結を抑えることができる。また、伝熱管２０が扁平管であることにより、熱交換能力を維持又は向上させつつ第１熱交換器１０の冷媒容量を小さくすることができ、冷媒回路１を流れる冷媒の量を削減できる。
　実施の形態２．
　実施の形態２に係る冷凍サイクル装置１００は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の冷媒回路１に対し、膨張装置を更に追加したものである。実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００においては、実施の形態１に対する変更点を中心に説明する。実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００の各部については、各図面において同一の機能を有するものは実施の形態１の説明で使用した図面と同一の符号を付して表示するものとする。
　図１１は、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００の冷媒回路２０１の回路図である。図１２は、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００の第１熱交換器２１０の斜視図である。実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００の冷媒回路２０１は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の第１熱交換器１０の第２熱交換部１２と第１熱交換部１１との間に第２膨張装置５１を追加したものである。第２膨張装置５１は、分岐部９０で分岐した第１膨張装置５が配置されている流路と第２熱交換部１２が配置されている流路とが合流する合流部９１よりも第２熱交換部１２側に配置されている。換言すると、第２熱交換部１２と第２膨張装置５１とが直列に接続されたバイパス回路２９５は、第１膨張装置５と並列に接続されている。
　図１３は、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００の暖房運転時の特性を示す図である。図１３は、冷凍サイクル装置２００の低温かつ低圧領域の周辺の圧力とエンタルピーとの推移を示すＰ－ｈ線図である。実施の形態１の冷凍サイクル装置１００は、第２熱交換部１２の仕様によっては、第２熱交換部１２での圧力損失ΔＰが小さく、第２熱交換部１２を出た直後の冷媒の圧力が高い場合がある。つまり、図１３における点Ｐ２３のように、第２熱交換部１２を出た冷媒は、室外空気よりも温度が高い場合がある。よって、第２熱交換部１２を出た冷媒を更に第２膨張装置５１で減圧し、冷媒を室外空気温度相当の圧力よりも下げる。このように構成することにより、冷凍サイクル装置２００は、蒸発器として用いられる第１熱交換器２１０の圧力を適正に設定、又は制御することができる。また、このとき、第２熱交換部１２を流出した冷媒の温度は室外空気温度よりも高いため、室外空気温度が水の凝固点近傍であるような低外気温環境であっても、第２熱交換部１２には温度の高い冷媒が流れるため、着霜及び凍結を抑制することができる。
　図１４は、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００の暖房運転時の特性を示す図である。図１４は、冷凍サイクル装置２００の低温かつ低圧領域の周辺の圧力とエンタルピーとの推移を示すＰ－ｈ線図である。図１４は、図１３の場合と比較して第２熱交換部１２での圧力損失ΔＰが大きい場合の図である。このとき、第２熱交換部１２を流出した冷媒は、室外空気よりも温度が低い。そのため、第２熱交換部１２を流出する直前の部分は、室外空気よりも温度が低いため、第２熱交換部１２の伝熱管２０の出口周辺に着霜が生じたり、滞留水が氷結してしまう場合が考えられる。しかし、実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００は、第２膨張装置５１を備えているため、室外空気温度に応じて、点Ｐ２３での温度を水の凝固点よりも下回らないように第２膨張装置５１の開度を設定、又は制御することができる。これにより、第２熱交換部１２の出口周辺の一部のみが着霜及び氷結するのを抑制することができる。
　なお、第１膨張装置５及び第２膨張装置５１は、開度を変更できるものだけに限定されず、開度が固定されているものであっても良い。また、第１膨張装置５及び第２膨張装置５１のうち少なくとも一方を開度を変更できるものにしても良い。
　実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００によれば、第２膨張装置５１は、冷媒回路２０１において第１膨張装置５と並列に接続され、第２熱交換部１２と直列に接続される。
　第２熱交換部１２を通過した冷媒は、第２膨張装置５１で減圧されるため、第２膨張装置５１の上流側、すなわち第２熱交換部１２の出口側においても冷媒圧力及び冷媒温度が上昇する。よって、第２熱交換部１２の全域において冷媒温度が高く維持できる。そのため、第１熱交換器２１０は、実施の形態１に係る第１熱交換器１０よりも第１熱交換器２１０の下部の滞留水の氷結を抑制し易い。
　また、例えば、冷凍サイクル装置２００が低負荷能力運転をする場合等の冷媒循環量を小さくする必要がある運転状態においては、第１膨張装置５の開度を閉めて運転する必要がある。しかし、第２熱交換部１２の流路抵抗が小さい場合には、第２熱交換部１２へ流れる冷媒量が増加する。又は、第１膨張装置５の開度設定の分解能が不足し、第１熱交換部１１に流入する冷媒の圧力が適正に設定出来ずに、冷凍サイクル装置２００が目標の低負荷能力に設定、又は制御できなくなる場合が考えられる。なお、第２熱交換部１２の流路抵抗が小さい場合とは、例えば第２熱交換部１２の伝熱管２０での圧力損失ΔＰが小さい場合である。
　実施の形態２に係る冷凍サイクル装置２００においては、第２熱交換部１２と第２膨張装置５１とが直列に接続されたバイパス回路２９５を備えることにより、第２熱交換部１２側のバイパス回路２９５にも流路抵抗を付加することが可能となっている。つまり、第１膨張装置５だけでなく、バイパス回路２９５に設置された第２膨張装置５１を用いて第１熱交換部１１に流入する冷媒の圧力を制御することができる。そのため、冷凍サイクル装置２００は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００よりも、低負荷能力状態で運転する際に蒸発器として機能する第１熱交換器１０の圧力の制御性能を向上させることができる。
　実施の形態３．
　実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の冷媒回路１に対し、膨張装置を更に追加したものである。実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００においては、実施の形態１に対する変更点を中心に説明する。実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００の各部については、各図面において同一の機能を有するものは実施の形態１の説明で使用した図面と同一の符号を付して表示するものとする。
　図１５は、実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００の冷媒回路３０１の回路図である。図１６は、実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００の第１熱交換器３１０の斜視図である。実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００の冷媒回路３０１は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の第１熱交換器１０の第２熱交換部１２と第１熱交換部１１との間に第２膨張装置５２を追加したものである。第２膨張装置５２は、分岐部９０で分岐した第１膨張装置５が配置されている流路と第２熱交換部１２が配置されている流路とが合流する合流部９１よりも第１熱交換部１１側に配置されている。換言すると、第２膨張装置５２は、第１膨張装置５と第２熱交換部１２とに直列に接続されている。
　図１７は、実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００の暖房運転時の特性を示す図である。図１７は、冷凍サイクル装置３００の低温かつ低圧領域の周辺の圧力とエンタルピーとの推移を示すＰ－ｈ線図である。実施の形態１の冷凍サイクル装置１００は、第２熱交換部１２の仕様によっては、第２熱交換部１２での圧力損失ΔＰが小さく、第２熱交換部１２を出た直後の冷媒の圧力が高い場合がある。つまり、図１７における点Ｐ２２のように、第２熱交換部１２を出た冷媒は、室外空気よりも温度が高い場合がある。
　また、第１膨張装置５の容量、又は開度の分解能により、第１膨張装置５を流出した冷媒の圧力、つまり点Ｐ２１での冷媒の圧力を十分に下げることが出来ない場合も考えられる。よって、第２熱交換部１２及び第１膨張装置５を出て合流した冷媒を更に第２膨張装置５２で減圧し、冷媒を室外空気温度相当の圧力よりも下げる。このように構成することにより、実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００は、蒸発器として用いられる第１熱交換器３１０の圧力を適正に設定、又は制御することができる。
　図１７に示される冷凍サイクル装置３００の暖房運転時の特性においては、第２熱交換部１２の出口側の冷媒圧力及び冷媒温度を高く保つことができるため、第２熱交換部１２全域において高い冷媒温度を維持できる。そのため、実施の形態２に係る第１熱交換器２１０と同様に第１熱交換器１０の最下部の滞留水の氷結を抑制しやすいという利点がある。
　図１８は、実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００の暖房運転時の特性を示す図である。図１８は、冷凍サイクル装置２００の低温かつ低圧領域の周辺の圧力とエンタルピーとの推移を示すＰ－ｈ線図である。図１８は、図１７の場合と比較して第２熱交換部１２での圧力損失ΔＰが大きい場合の図である。このとき、第２熱交換部１２を流出した冷媒は、室外空気よりも温度が低い。そのため、第２熱交換部１２を流出する直前の部分は、室外空気よりも温度が低いため、第２熱交換部１２の伝熱管２０の出口周辺に着霜が生じたり、滞留水が氷結してしまう場合が考えられる。しかし、実施の形態３に係る冷凍サイクル装置３００は、第２膨張装置５２を備えているため、室外空気温度に応じて、点Ｐ３２での温度を水の凝固点よりも下回らないように第２膨張装置５２の開度を設定、又は制御することができる。これにより、第２熱交換部１２の出口周辺の一部のみが着霜及び氷結するのを抑制することができる。
　なお、実施の形態３においても、第１膨張装置５及び第２膨張装置５２は、開度を変更できるものだけに限定されず、開度が固定されているものであっても良い。また、第１膨張装置５及び第２膨張装置５２のうち少なくとも一方を開度を変更できるものにしても良い。
　実施の形態４．
　実施の形態４に係る冷凍サイクル装置４００は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の第１熱交換器１０の構造を変更したものである。実施の形態４に係る冷凍サイクル装置４００においては、実施の形態１に対する変更点を中心に説明する。実施の形態４に係る冷凍サイクル装置４００の各部については、各図面において同一の機能を有するものは実施の形態１の説明で使用した図面と同一の符号を付して表示するものとする。
　図１９は、実施の形態４に係る冷凍サイクル装置４００の冷媒回路４０１の回路図である。図２０は、実施の形態４に係る冷凍サイクル装置４００の第１熱交換器４１０の斜視図である。実施の形態４に係る冷凍サイクル装置４００の冷媒回路４０１は、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１００の第１熱交換器１０の第１熱交換部１１を分割したものである。実施の形態１に係る第１熱交換部１１は、複数の伝熱管２０が全て並列しており、冷媒が全ての複数の伝熱管２０に同時に流入している。一方、実施の形態４に係る第１熱交換部１１は、第１熱交換部１１の下部１６に位置する複数の伝熱管２０と第１熱交換部１１の上部１５に位置する複数の伝熱管２０とを直列に接続するものである。
　図２１は、実施の形態４に係る冷凍サイクル装置４００の暖房運転時の特性を示す図である。図２１は、冷凍サイクル装置４００の低温かつ低圧領域の周辺の圧力とエンタルピーとの推移を示すＰ－ｈ線図である。実施の形態１の冷凍サイクル装置１００は、第２熱交換部１２の仕様によっては、第２熱交換部１２での圧力損失ΔＰが小さく、第２熱交換部１２を出た直後の冷媒の圧力が高い場合がある。つまり、図２１における点Ｐ２２のように、第２熱交換部１２を出た冷媒は、室外空気よりも温度が高い場合がある。
　また、第１膨張装置５の容量、又は開度の分解能により、点Ｐ２１での冷媒の圧力が十分に下げることが出来ない場合も考えられる。よって、第２熱交換部１２及び第１膨張装置５を出て合流した冷媒を更に第１熱交換部１１の下部１６で減圧し、冷媒を室外空気温度相当の圧力よりも下げる必要がある。このように構成することにより、冷凍サイクル装置４００は、蒸発器として用いられる第１熱交換器４１０の圧力を適正に設定、又は制御することができる。
　このように構成することにより、蒸発器として用いられる第１熱交換器４１０の周囲の外気温が水の凝固点の近傍、又は凝固点以下であるような場合に、第２熱交換部１２だけでなく第１熱交換部１１の下部１６にも温度の高い冷媒を供給することができる。
　以上に本発明を実施の形態に基づいて説明したが、本発明は上述した実施の形態の構成のみに限定されるものではない。例えば、実施の形態１～３に係る第１熱交換器１０、２１０、３１０は、第１熱交換部１１と第２熱交換部１２との２つの部分に分ける構造で説明したが、それぞれの熱交換部は適宜分割しても良い。例えば、第１熱交換部１１と第２熱交換部１２とをそれぞれ同数に分割し、その分割したそれぞれを直列に接続しても良い。さらに、本発明は各実施の形態を組み合わせて構成されていても良い。要するに、いわゆる当業者が必要に応じてなす種々なる変更、応用、利用の範囲をも本発明の要旨（技術的範囲）に含むことを念のため申し添える。
　１　冷媒回路、２　圧縮機、３　第２熱交換器、４　送風機、５　第１膨張装置、６　送風機、７　四方弁、１０　第１熱交換器、１１　第１熱交換部、１１ａ　第１風上側熱交換部、１１ｂ　第１風下側熱交換部、１２　第２熱交換部、１２ａ　第２風上側熱交換部、１２ｂ　第２風下側熱交換部、１３ａ　（風上側）集合管、１３ｂ　（風下側）集合管、１４　ヘッダ、１４ａ　上部ヘッダ、１４ｂ　下部ヘッダ、１５　上部、１６　下部、２０　伝熱管、２１　内部流路、３０　フィン、３１　切り欠き部、５１　第２膨張装置、５２　第２膨張装置、８０　冷媒配管、９０　分岐部、９１　合流部、９５　バイパス回路、１００　冷凍サイクル装置、１０１　冷媒回路、１１０　第１熱交換器、１１１　第１熱交換部、１１２　第２熱交換部、２００　冷凍サイクル装置、２０１　冷媒回路、２１０　第１熱交換器、２９５　バイパス回路、３００　冷凍サイクル装置、３０１　冷媒回路、３１０　第１熱交換器、４００　冷凍サイクル装置、４０１　冷媒回路、４１０　第１熱交換器、１１００　冷凍サイクル装置、Ｇ　質量速度、Ｐ０　蒸発器圧力、Ｒｅ　レイノルズ数、Ｙ１　矢印、ｄ　等価直径、ΔＰ　圧力損失、λ　摩擦損失係数、ρ　作動流体密度。

Claims (7)

  1. 　圧縮機と、第１膨張装置と、暖房運転時に蒸発器として機能する第１熱交換器と、が冷媒配管により接続された冷媒回路を備え、
    　前記第１熱交換器は、
    　第１熱交換部と、
    　前記冷媒回路において前記第１熱交換部に直列に接続される第２熱交換部と、を備え、
    　前記第１膨張装置は、
    　前記冷媒回路において前記第２熱交換部と並列に接続され、
    　前記第２熱交換部は、
    　前記第１熱交換部の下方に位置する、冷凍サイクル装置。
  2. 　前記第１熱交換部と前記第２熱交換部との間に第２膨張装置を備える、請求項１に記載の冷凍サイクル装置。
  3. 　前記第２膨張装置は、
    　前記冷媒回路において前記第１膨張装置と並列に接続され、前記第２熱交換部と直列に接続される、請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  4. 　前記第２膨張装置は、
    　前記冷媒回路において前記第１膨張装置及び前記第２熱交換部に直列に接続される、請求項２に記載の冷凍サイクル装置。
  5. 　前記第１熱交換部の冷媒流路数は、
    　前記第２熱交換部の冷媒流路数よりも多い、請求項１～４の何れか１項に記載の冷凍サイクル装置。
  6. 　前記第１熱交換器は、
    　それぞれ上下方向に並列に並べられた複数の伝熱管を備え、
    　前記複数の伝熱管のそれぞれは、
    　扁平管である、請求項１～５の何れか１項に記載の冷凍サイクル装置。
  7. 　前記冷媒回路は、
    　暖房運転時に少なくとも一部が凝縮器として機能する第２熱交換器を備え、
    　前記第２熱交換器と前記第１膨張装置との間で前記冷媒配管が分岐する分岐部を備える、請求項１～６の何れか１項に記載の冷凍サイクル装置。
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