JP6704361B2 - 空気調和機 - Google Patents

Description

本発明は、熱交換器を備える空気調和機に関する。

従来から空気調和機を構成する熱交換器の熱交換効率を高めるために、様々なことが提案されている。
たとえば、特許文献１には、水平方向に沿った複数の伝熱管を垂直方向に所定の間隔を空けて配置し、これら伝熱管の両端に上下方向に沿ったヘッダパイプを設置する形態の熱交換器に関することが提案されている。ヘッダパイプは、その内部が、仕切板によって複数の区画に分割されている。このため、熱交換器内を循環する冷媒は、伝熱管を通じて、ヘッダチューブ間の往復を繰返しつつ、ヘッダチューブ内を下降していく。また、伝熱管間には、波板形状のコルゲートフィンが配置されており、冷媒は、伝熱管内を通過する間に、コルゲートフィンを通過する空気流との間で、熱の授受（熱交換）を行う。

特開２０１３−５３８１２号公報

ところで、前述のような熱交換器を凝縮器として使用する場合、ガス状の冷媒（ガス冷媒）が、空気流に放熱し（冷却され）、液状の冷媒（液冷媒）に凝縮する。
液冷媒は、冷却しても、それ以上は体積が小さくはならないため、伝熱管内に液状冷媒の液溜まりが生じることで、相対的にガス冷媒が放熱し、凝縮する領域が狭くなり、熱交換効率が低下してしまう。そこで、液冷媒の液溜まりを抑制することが望まれる。

また、封入される冷媒の量について、量が足りなければ、所望する熱交換性能を得ることができないが、量が多すぎれば、製造コストの高騰を招いてしまう。
さらに、使用される冷媒の温暖化係数ＧＷＰ(Global Warming Potential)を考慮すると、冷媒の封入量を不必要に増やすことは避けることが望ましい。

本発明は上記に鑑みてなされたものであり、熱交換器内部での液溜まりを抑制して、熱交換効率を改善しつつ、適正量の冷媒を封入することができる空気調和機を提供することを目的とする。

前記の目的を達成するために、本発明に係る空気調和機は、水平方向に沿って配置されつつ、上下方向に所定の間隔を空けて配置され、内部を熱媒体が流通する複数の伝熱管と、該熱媒体が外部から流入する該伝熱管で構成される流入パスの出口側と、該熱媒体が外部へ流出する該伝熱管で構成される流出パスの入口側とを連通し、管内の水力直径が４ｍｍ以上に設定された接続配管と、を有した熱交換器を備え、前記熱交換器が凝縮器として機能する場合、前記流入パス、前記接続配管、及び前記流出パスを順次に介して、熱媒体が通流し、該熱媒体は、該熱媒体の循環量Ｇｒ［ｋｇ／ｓ］と、パス数Ｎ［本］との間に、０．００３≦Ｇｒ／Ｎ≦０．０３５の関係を設定するに足る量が封入されつつ、０．００３≦Ｇｒ／Ｎ≦０．０３５の範囲内で循環量が調整され、前記流入パスの少なくとも１つが、自身よりも下方に位置する前記流出パスに前記接続配管を通じて連通され、該流入パスの残りの少なくとも１つが、自身よりも上方に位置する該流出パスに該接続配管を通じて連通されていることを特徴とする。

本発明によれば、熱交換器内部での液溜まりを抑制して、熱交換効率を改善しつつ、適正量の冷媒を封入することができる空気調和機を提供することができる。

本実施形態の空気調和機における冷凍サイクル系統図である。 本実施形態の空気調和機を構成する熱交換器を示す斜視図である。 熱交換器が熱交換部とヘッダに分かれた状態を示す分解斜視図である。 熱交換器を構成する伝熱管を示す斜視図である。 本実施形態の熱交換器の構成を示す概略図である。 本実施形態の熱交換器の折返しヘッダと熱交換部との接続部分を示す断面図である。 パス１本あたりの冷媒循環量と圧力損失の関係を示す図である。 パス１本あたりの冷媒循環量とフルード数の関係を示す図である。 接続配管内部の水力直径と圧力損失の関係を示す図である。 接続配管内部の水力直径とパス１本あたりの冷媒保有量との関係を示す図である。 本実施形態の熱交換器の折返しヘッダと熱交換部との接続部分の別態様を示す断面図である。

本発明の実施形態について、図面を参照して詳細に説明する。説明において、同一の要素には同一の符号を付し、重複する説明は省略する。

＜空気調和機の構成＞
本願発明の熱交換器１０１が採用される空気調和機１の冷凍サイクルを図１に示す。
空気調和機１は、室外機１０と室内機３０とを備えている。
室外機１０は、圧縮機１１、四方弁１２、室外熱交換器１３、室外送風機１４、室外膨張弁１５、アキュムレータ２０を備えている。
室内機３０は、室内熱交換器３１、室内送風機３２、および室内膨張弁３３を備えている。
室外機１０の各機器と、室内機３０の各機器とは、冷媒配管２によって接続され、冷凍サイクルが形成されている。冷媒配管２には、熱媒体としての冷媒が封入されており、冷媒が、冷媒配管２を通じて、室外機１０と室内機３０との間で循環する。

次に、室外機１０を構成する各機器について説明する。
圧縮機１１は、吸入した気体の冷媒（ガス冷媒）を圧縮して、吐出する。
四方弁１２は、圧縮機１１への冷媒の流れの向きは変えずに、室外機１０と室内機３０との間の冷媒の流れの向きを変える。そして、四方弁１２は、冷媒の流れの向きを変えることで、冷房運転と暖房運転の切換えを行う。
室外熱交換器１３は、本願発明の熱交換器１０１で構成され、冷媒と屋外の外気との間で熱交換を行う。
室外送風機１４は、室外熱交換器１３に対して、外気を供給する。
室外膨張弁１５は、液体の冷媒（液冷媒）を断熱膨張させ、気化させる絞り弁である。
アキュムレータ２０は、過渡時の液戻りを貯留するために設けられており、圧縮機１１に供給されるガス冷媒に混在する液冷媒を分離して、冷媒を適度な乾き度に調整する。

次に、室内機３０を構成する各機器について説明する。
室内熱交換器３１は、本願発明の熱交換器１０１で構成され、冷媒と室内の空気との間で熱交換を行う。
室内送風機３２は、室内熱交換器３１に対して、室内空気を供給する。
室内膨張弁３３は、液体の冷媒（液冷媒）を断熱膨張させ、気化させる絞り弁である。また、室内膨張弁３３は、その絞り量を変化させることにより室内熱交換器３１を流れる冷媒の流量を変化させることが可能である。

＜空気調和機の働き＞
次に、室内に冷風が供給される冷房運転を行う際の空気調和機１の働きについて説明する。
図１における実線の矢印が、冷房運転時における冷媒の流れを示し、四方弁１２は、実線で示すように切り替わる。
圧縮機１１で圧縮され、高温高圧となったガス冷媒は、四方弁１２を経由して、室外熱交換器１３に流入する。
室外熱交換器１３に流入したガス冷媒は、室外熱交換器１３内を通過する間に、室外送風機１４によって供給される外気に放熱して凝縮し、低温高圧の液冷媒となる。
つまり、室外熱交換器１３は、冷房運転時に、凝縮器として機能する。

ガス冷媒から凝縮した液冷媒は、室外膨張弁１５を経由して、室内機３０へ送られる。なお、このとき、室外膨張弁１５は、膨張弁としては機能しないため、冷媒は断熱膨張せずに、液冷媒のまま通過する。
室内機３０に流入した液冷媒は、室内膨張弁３３で断熱膨張しつつ、室内熱交換器３１に流入する。
液冷媒は、室内送風機３２によって供給される室内空気から蒸発潜熱を奪って気化し、低温低圧のガス冷媒となる。
つまり、室内熱交換器３１は、冷房運転時に、蒸発器として機能する。
そして、蒸発潜熱を奪われた室内空気は、相対的に冷却されたことになり、冷風が室内に送風される。

液冷媒から気化したガス冷媒は、室外機１０に送られる。
室外機１０に戻ったガス冷媒は、四方弁１２を通過して、アキュムレータ２０に流入する。
アキュムレータ２０に流入したガス冷媒は、混在する液冷媒がアキュムレータ２０で分離され、所定のかわき度に調整されて、圧縮機１１へ供給され、再度圧縮される。
以上のように、冷凍サイクルを実線の矢印の方向へ冷媒が循環することで、室内に冷風を供給する冷房運転が実現する。
つまり、冷房運転時には、室外熱交換器１３が、凝縮器として機能し、室内熱交換器３１が、蒸発器として機能する。

次に、室内に温風が供給される暖房運転を行う際の空気調和機１の働きについて説明する。
図１における破線の矢印が、暖房運転時における冷媒の流れを示し、四方弁１２は、破線で示すように切り替わる。
圧縮機１１で圧縮された高温高圧のガス冷媒は、四方弁１２を経由して、室内機３０に流入する。
室内熱交換器３１に流入したガス冷媒は、室内熱交換器３１内を通過する間に、室内送風機３２によって供給される室内空気に放熱して凝縮し、低温高圧の液冷媒となる。
つまり、室内熱交換器３１は、暖房運転時に、凝縮器として機能する。
そして、受熱した室内空気は、相対的に加熱されたことになり、温風が室内に送風される。

ガス冷媒から凝縮した液冷媒は、室内膨張弁３３を通過して、室外機１０へ送られる。なお、このとき、室内膨張弁３３は、膨張弁としては機能しないため、冷媒は断熱膨張せずに、液冷媒のまま通過する。
室外機１０に流入した液冷媒は、室外膨張弁１５で断熱膨張しつつ、室外熱交換器１３に流入する。
液冷媒は、室外送風機１４によって供給される外気から蒸発潜熱を奪って気化し、低温低圧のガス冷媒となる。
つまり、室外熱交換器１３は、暖房運転時に、蒸発器として機能する。

室外熱交換器１３から流出した冷媒は、四方弁１２を通過して、アキュムレータ２０に流入する。
アキュムレータ２０に流入した冷媒は、混在する液冷媒がアキュムレータ２０で分離され、所定のかわき度に調整されて、圧縮機１１へ供給され、再度圧縮される。
以上のように、冷凍サイクルを破線の矢印の方向へ冷媒が循環することで、室内に温風を供給する暖房運転が実現する。
つまり、暖房運転時には、室内熱交換器３１が、凝縮器として機能し、室外熱交換器１３が、蒸発器として機能する。

次に、前述の室外熱交換器１３、および室内熱交換器３１を構成する本実施形態の熱交換器１０１について説明する。
なお、前述の空気調和機１では、本願発明の熱交換器１０１が室外熱交換器１３と室内熱交換器３１の両方を構成しているが、どちらか一方のみを構成する場合であっても、構成された熱交換器は本願発明の効果を発揮する。
図２、図３に示すように、本実施形態の熱交換器１０１は、フィンチューブ型の熱交換器からなり、熱交換部１１０とヘッダ１３０とを備えている。

熱交換部１１０は、空気と冷媒との間で熱の授受を行う部位で、複数の伝熱フィン１１１と、複数の伝熱管１１２とで構成されている（図３参照）。
伝熱フィン１１１は、長方形形状の板状部材で構成されている。また、伝熱フィン１１１は、板状部材の長手方向が上下方向に沿いつつ、板面が対向した状態で、水平方向に所定の間隔を空けつつ、積層配置されている。そして、積層された伝熱フィン１１１の間の隙間を、屋外の外気、または室内の空気が通過する。

伝熱管１１２は、図４に示すように、断面が略長円状の扁平管形状を備え、内部が仕切壁１１３によって、長手方向に沿った複数の流路１１４に分割された管状部材で構成されている。また、伝熱管１１２は、長円形状の平坦部が上下方向に面しつつ、水平方向に沿った状態で、上下方向に所定の間隔を空けつつ、配置されている。そして、伝熱管１１２は、積層された各伝熱フィン１１１を貫通しつつ、各伝熱フィン１１１に接合されている。
また、各伝熱管１１２の両端部には、ヘッダ１３０が連通されている。
各伝熱管１１２の中で、熱交換器１０１を凝縮器として使用する際に、外部から冷媒（ガス冷媒）が流入する伝熱管１１２は、流入パス１２１に設定され、外部へ冷媒（液冷媒）が流出する伝熱管１１２は、流出パス１２２に設定されている。

本実施形態の熱交換器１０１では、図５に示すように、流入パス１２１と流出パス１２２とは、上下方向に交互に設定される。但し流入パス１２１、および流出パス１２２の配置は、重力の影響を受けにくくする配置であれば必ずしも上下方向に交互である必要はない。
凝縮器では、熱交換部１１０の上流側ではガス冷媒の比率が高く、下流側へ行くに従って液冷媒の比率が高くなる。つまり、流出パス１２２側の冷媒の体積は、流入パス１２１側の冷媒の体積よりも小さい。また、図６では図を簡略化するため各流入パス１２１と各流出パス１２２とは、それぞれが同じ数の伝熱管１１２で構成するように示しているが、各パスを流れる冷媒の凝縮ないし蒸発の状態から必要な流速となるように、伝熱管の本数を選択されるのが望ましい。
流入パスを出た冷媒は、まだ完全に凝縮しきっていない気液２相状態の冷媒である。流入パスを出た冷媒を接続配管１５１に流入させ、下降ないし上昇させることにより、各パス間での重力の影響を低減し、下部のパスでの液溜まりを抑制することができる。

ヘッダ１３０は、図５、図６に示すように、各伝熱管１１２をその両端部で束ねるとともに、伝熱管１１２に対して、冷媒を分配、集約する分集ヘッダ１３１と、折返しヘッダ１３２とを備えている。
そして、熱交換器１０１を凝縮器として使用する際に、外部から流入する冷媒を各流入パス１２１に分配する分集ヘッダ１３１の部位を分配部１３３と称する。また、熱交換器１０１を凝縮器として使用する際に、各流出パス１２２からの冷媒を集約し、外部へ排出する分集ヘッダ１３１の部位を集約部１３４と称する。

図６に示すように、折返しヘッダ１３２は、それぞれの内部が、仕切板１３５によって、各流入パス１２１毎、および各流出パス１２２毎の区画に分割されている。また、折返しヘッダ１３２には、接続配管１５１が配置されている。なお、分配部１３３、および集約部１３４も折返しヘッダ１３２と同様に、それぞれの内部が、仕切板１３５によって、各流入パス１２１毎、および各流出パス１２２毎の区画に分割されている。
接続配管１５１は、図５、図６に示すように、下降管１５２と上昇管１５３とで構成され、下降管１５２と上昇管１５３とは、同一の断面形状を備えている。なお、図２、図３では、作図の都合上、接続配管１５１が省略されている。
下降管１５２は、折返しヘッダ１３２内の区画における流入パス１２１出口側（流入パス１２１の出口側区画ＡＲ１）と、この流入パス１２１よりも下方に位置する流出パス１２２の入口側（流出パス１２２の入口側区画ＡＲ２）とを連通する。
上昇管１５３は、流入パス１２１の出口側区画ＡＲ１と、この流入パス１２１よりも上方に位置する流出パス１２２の入口側区画ＡＲ２とを連通する。

そして、本実施形態では、最も上方に位置する流入パス１２１は、下降管１５２を通じて、最も下方に位置する流出パス１２２に連通されている。また、最も下方に位置する流入パス１２１は、上昇管１５３を通じて、最も上方に位置する流出パス１２２に連通されている。
上から２番目に位置する流入パス１２１は、下降管１５２を通じて、下から２番目に位置する流出パス１２２に連通されている。また、下から２番目に位置する流入パス１２１は、上昇管１５３を通じて、上から２番目に位置する流出パス１２２に連通されている。

そして、熱交換器１０１を凝縮器として使用する場合、分集ヘッダ１３０の分配部１３３に導入された高温高圧のガス冷媒は、流入パス１２１を通過する際に、空気との熱交換によって凝縮し、ガス冷媒と液冷媒が混在する気液２相冷媒となる。また、気液２相冷媒は、折返しヘッダ１３２内の流入パス１２１の出口側区画ＡＲ１から、下降管１５２、および上昇管１５３を通じて、折返しヘッダ１３２内の流出パス１２２の入口側区画ＡＲ２へ導入される。さらに、流出パス１２２の入口側区画ＡＲ２内の気液２相冷媒は、流出パス１２２を通過する際に、空気との熱交換によって再度凝縮し、液冷媒が主体の気液２相冷媒となる。
なお、冷媒が、流入パス１２１の出口側区画ＡＲ１から、流出パス１２２の入口側区画ＡＲ２へ移動する過程で、下降管１５２を下降する冷媒の圧力上昇によって、上昇管１５３を上昇する冷媒の圧力低下の少なくとも一部が打ち消され、重力の影響による圧力差Δｐが小さくなる。
これによって、熱交換部１１０における上下方向の圧力差Δｐが低減され、下方の伝熱管１１２での冷媒の液溜まりを抑制して、熱交換を高効率で行うことが可能となる。

次に、空気調和機１内を循環する冷媒の冷媒循環量について説明する。
冷媒の時間当たりの循環量を冷媒循環量Ｇｒ［ｋｇ／ｓ］、分集ヘッダ１３１が分配する流入パス１２１の数、すなわち分配部１３３の分岐する数をパス数Ｎとする。なお、パス数Ｎは、流出パス１２２の数、および接続配管１５１の数でもある。
図７は、パス１本（１流路）当たりの冷媒循環量Ｇｒ／Ｎ［ｋｇ／ｓ］と接続配管１５１での圧力損失ΔＰ［ｋＰａ］との関係を示している。
そして、図７から、パス１本当たりの冷媒循環量Ｇｒ／Ｎ［ｋｇ／ｓ］を増加すると、これに伴い、圧力損失ΔＰ［ｋＰａ］が増大することが読み取れる。
また、熱交換器１０１の圧力損失ΔＰ［ｋＰａ］は、伝熱管１１２での圧力損失と、接続配管１５１での圧力損失から導出される。

接続配管１５１での圧力損失は、空気調和機１の消費電力の増加につながらない程度に収めることが求められる。これは、接続配管１５１が、冷媒と空気とが積極的に熱交換を行う部位ではないためである。
パス１本当たりの冷媒循環量であり、パス１本当たりの冷媒循環量Ｇｒ／Ｎ［ｋｇ／ｓ］は、０．０３５以下であることが望ましいことが、計算から導き出されている。
つまり、空気調和機の冷媒循環量Ｇｒに対し、パス数Ｎが、式１の範囲に収まるように設定することで、接続配管１５１による圧力損失の影響を抑制することができる。

式１ Ｎ≦Ｇｒ／０．０３５

接続配管１５１は、前述のように、上昇管１５３と下降管１５２とで構成されている。また、接続配管１５１を流通する冷媒は、凝縮途中のため、ガス冷媒と液冷媒が混在する気液２相冷媒となっている。混在する液冷媒を含め、気液２相冷媒が上昇管１５３内を上昇して、上方の流出パス１２２に入口側区画ＡＲ２へ移動するには、ある程度の流量が必要である。そこで、次に冷媒の流量を規定する。
液体の上昇限界を評価する指標としてフルード数Ｆｒがある。フルード数Ｆｒは、液冷媒密度ρＬ、ガス冷媒密度ρＧ、ガス冷媒流速ｕＧ、重力加速度ｇ、配管内部直径をｄとした場合、以下の式２により算出される。

式２ Ｆｒ＝（ρＧ・ｕＧ２＋ρＬ・ｕＧ２）／（ρＬ・ｇ・ｄ）

つまり、フルード数Ｆｒが所定値（＝１）以上となるように、気液２相冷媒の流速を設定することで、気液２相冷媒が、混在する液冷媒を含め、上昇管１５３内を上昇することができる。
また、フルード数Ｆｒが所定値（＝１）よりも小さい場合には、混在する液冷媒が上昇管１５３の管壁に付着して、それ以上の上昇ができず、結果として、下側の流入パス１２１の出口側区画ＡＲ１に液溜まりが生じる。
このようなフルード数Ｆｒが所定値（＝１）以上となるには、パス１本当たりの冷媒循環量Ｇｒ／Ｎ［ｋｇ／ｓ］が、０．００３［ｋｇ／ｓ］以上であることが必要となる（図８参照）。
したがって、前述の条件と合わせて、パス１本当たりの冷媒循環量Ｇｒ／Ｎ［ｋｇ／ｓ］が、式３の範囲に収まるように、冷媒循環量Ｇｒに対してパス数Ｎを調整することが求められる。
これによって、接続配管１５１を配置することによる圧力損失ΔＰ［ｋＰａ］を抑制しつつ、接続配管１５１内での液溜まりを抑制することができる。

式３ ０．００３≦Ｇｒ／Ｎ≦０．０３５ ［ｋｇ／ｓ］

次に、接続配管１５１の構成について説明する。
接続配管１５１は、その断面形状に規定はないが、その水力直径Ｄ［ｍｍ］が、式４の範囲に収まるように設定されている。

式４ ４≦Ｄ≦１１ ［ｍｍ］

式４に規定される水力直径Ｄの範囲は、図９、および図１０から導出される。
図９には、接続配管１５１内の水力直径Ｄ［ｍｍ］と、接続配管１５１での圧力損失ΔＰ［ｋＰａ］の関係について、式３の範囲内の３条件について示されている。
図９から、水力直径Ｄが、或る値よりも小さい領域では、冷媒循環量Ｇｒの増加に伴い、圧力損失ΔＰ［ｋＰａ］が増大することが明らかである。このことから、どのような冷媒循環量Ｇｒ及びパス数Ｎであっても圧力損失ΔＰ［ｋＰａ］の影響を小さくするには、接続配管１５１内の水力直径Ｄを４ｍｍ以上とすることが望ましい。

ところで、接続配管１５１の水力直径Ｄが拡大することで、接続配管１５１を曲げ加工する際の曲げ半径の増大を招き、結果として熱交換器１０１を設置するために、より広いスペースが必要となる。ところが、熱交換器１０１を設置するための空間は限られているため、できる限り省スペースであることが望まれる。

また、図１０から、接続配管１５１内の水力直径Ｄが拡大するほど、接続配管１本あたりの冷媒保有量が増大することが明らかである。そして、冷媒保有量が増大することで、空気調和機１全体の製造コストが増大してしまう。そこで、必要以上の冷媒を保有することは避けることが望まれる。
そこで、室外機１０の機械室（図示せず）等への熱交換器１０１の設置を考慮した場合、接続配管１５１の水力直径Ｄは１１ｍｍ以下である接続配管１５１を選択することが望ましい。
以上のことから、接続配管１５１は、その水力直径Ｄが、式４の範囲に収まるように設定されている。

次に、本実施形態に係る熱交換器１０１の作用効果について説明する。
本実施形態の熱交換器１０１では、流入パス１２１の少なくとも１つを、自身よりも下方に位置する流出パス１２２に連通するとともに、流入パス１２１の残りの少なくとも１つを、自身よりも上方に位置する流出パス１２２に連通するように、接続配管１５１で接続している。
このような構成とすることで、下降管１５２を下降する冷媒の圧力上昇によって、上昇管１５３を上昇する冷媒の圧力低下の少なくとも一部が打ち消され、重力の影響による圧力差Δｐを小さくできる。
これによって、熱交換部１１０における上下方向の圧力差Δｐが低減され、下方の伝熱管１１２での冷媒の液溜まりを抑制して、熱交換を高効率で行うことができる。

また、本実施形態の熱交換器１０１では、パス１本当たりの冷媒循環量Ｇｒ／Ｎ［ｋｇ／ｓ］が、式３の範囲内に収まるように調整されている。
これによって、伝熱管１１２内での液溜まりを抑制しつつ、高効率で熱交換（熱媒体の凝縮）を行うことができる。

また、本実施形態の熱交換器１０１では、接続配管１５１の管内の水力直径Ｄが、式４の範囲内に収まるように設定されている。
水力直径Ｄを４ｍｍ以上に設定することで、接続配管１５１内を流通する際の圧力損失の影響を小さくしている。
また、水力直径Ｄを１１ｍｍ以下に設定することで、装置全体の省スペース化が図れる。さらに、接続配管１５１の管内の水力直径Ｄを１１ｍｍ以下に設定することで、接続配管１５１内での熱媒体の保有量を抑制することができるため、装置全体のコスト削減が図れる。

また、本実施形態の熱交換器１０１では、伝熱管１１２に断面略長円状の外形形状を備えた扁平管を採用している。
これによって、同一表面積の円管よりも断面積を小さくすることができるため、表面積（熱交換面積）が円管と同じままで、熱媒体の保有量を円管の場合よりも削減することができる。
また、伝熱管１１２の内部を、仕切壁１１３で複数の流路１１４に分割し、熱媒体と伝熱管１１２との接触面積を増やしている。
これによって、熱媒体の保有量を増やすことなく、交換熱量を増大させることができる。

また、本実施形態の熱交換器１０１では、熱媒体として冷媒Ｒ４１０Ａ、Ｒ４０４Ａ、Ｒ３２、Ｒ１２３４ｙｆ、Ｒ１２３４ｚｅ（Ｅ）、およびＨＦＯ１１２３のうち少なくとも１種類を採用することが望ましい。
これら冷媒は、オゾン破壊係数が０（ゼロ）である。必要な冷凍能力と使用温度に応じてこれら冷媒から選択することでどのような蒸発圧力であっても冷却能力を確保し、実施形態により従来よりも冷媒の保有量を削減することができる。

なお、本実施形態では、本願発明の構成が、フィンチューブ型の熱交換器に適用されているが、これに限定されるものではない。コルゲートフィン型熱交換器等、水平方向に沿った複数の伝熱管が上下方向に所定の間隔を空けて配置され、ヘッダを介して伝熱管が複数のパスに設定される（割り当てられる）形態の熱交換器であれば、適用が可能であり、同様の作用効果が得られる。

また、本実施形態では、接続配管１５１が、折返しヘッダ１３２の外部に露出するようにレイアウトされているが、このような形態に限定されるものではない。
たとえば、図１１に示すように、接続配管１５１Ａを折返しヘッダ１３２の内部に配置するようにレイアウトすることも可能である。
このような構成では、折返しヘッダ１３２の外側に凹凸がないため、熱交換器１０１を室外機１０、および室内機３０の筐体内に設置する際のレイアウトを容易に行える。

また、本実施形態では、各流入パス１２１を構成する伝熱管１１２と、流出パス１２２を構成する伝熱管１１２とを、同一の本数に設定しているが、同一本数に限定されるものではなく、異なる本数とすることも可能である。
たとえば、前述のように、凝縮器では、熱交換部１１０の上流側ではガス冷媒の比率が高く、下流側へ行くに従って液冷媒の比率が高くなるため、流出パス１２２側の冷媒の体積は、流入パス１２１側の冷媒の体積よりも小さい。

そこで、流入パス１２１を構成する伝熱管１１２の本数を、流出パス１２２の伝熱管１１２の本数よりも多くする構成とすることも可能である。
このような構成とすることで、熱交換器１０１を凝縮器として使用する場合、ガス冷媒が放熱する面積が拡がり、熱交換効率を改善することができる。
つまり、流入パス群及び流出パス群内で各流出パスの伝熱管使用段数や、折り返し回数などは熱風速分布や想定される冷媒の熱交換状態に応じて調整することが望ましく、必ずしも同数である必要はない。

次に、熱交換器１０１内を循環する冷媒流量の評価方法における別態様について説明する。
熱交換器１０１の構成は、前述の実施形態と同一である。つまり、接続配管１５１の管内の水力直径Ｄ［ｍｍ］が、前述の式４の範囲内に収まるように設定されている。
前述の実施形態と異なる点は、混在する液冷媒を含めて、気液２相冷媒が接続配管１５１を上昇する条件を、フルード数Ｆｒによる冷媒循環量Ｇｒではなく、定格冷房能力Ｑで評価している点である。
なお、定格冷房能力Ｑとは、室外温度が３５℃、相対湿度が約４５％で、室内温度を２７℃に冷房するときの空気調和機１の出力である。

フルード数Ｆｒを算出するために用いられる各物性は、使用する冷媒毎に異なるため、確保できるエンタルピ差、密度が変化する。このため、冷媒の種類によっては、フルード数Ｆｒから導出される冷媒循環量Ｇｒが、式３の範囲内にあっても、気液２相冷媒の状態で接続配管１５１を上がれないおそれがある。

そこで、本評価方法では、冷媒循環量Ｇｒ［ｋｇ／ｓ］に代わる指標として、定格冷房能力Ｑ［ｋＷ］を用いている。
式３に相当する範囲は、式５で表すことができる。

式５ ０．７５≦Ｑ／Ｎ≦３．５ ［ｋＷ］

つまり、パス１本当たりの定格冷房能力Ｑ／Ｎが、式５の範囲となるように設定することにより、物性の異なる冷媒であっても、式３が意図するのと同等の効果が得られる。
つまり、気液２相冷媒の状態で、冷媒が接続配管１５１を上ることができ、接続配管１５１での液溜まりを抑制することができる。
したがって、熱交換器１０１内部での液溜まりを抑制して、熱交換効率を改善しつつ、適正量の冷媒を封入することができる。

１ 空気調和機
１０１ 熱交換器
１１２ 伝熱管
１１４ 流路
１２１ 流入パス
１２２ 流出パス
１５１ 接続配管

Claims (5)

1. 水平方向に沿って配置されつつ、上下方向に所定の間隔を空けて配置され、内部を熱媒体が流通する複数の伝熱管と、
   該熱媒体が外部から流入する該伝熱管で構成される流入パスの出口側と、該熱媒体が外部へ流出する該伝熱管で構成される流出パスの入口側とを連通し、管内の水力直径が４ｍｍ以上に設定された接続配管と、
   を有した熱交換器を備え、
   前記熱交換器が凝縮器として機能する場合、前記流入パス、前記接続配管、及び前記流出パスを順次に介して、熱媒体が通流し、
   該熱媒体は、
   該熱媒体の循環量Ｇｒ［ｋｇ／ｓ］と、パス数Ｎ［本］との間に、
   ０．００３≦Ｇｒ／Ｎ≦０．０３５
   の関係を設定するに足る量が封入されつつ、
   ０．００３≦Ｇｒ／Ｎ≦０．０３５
   の範囲内で循環量が調整され、
   前記流入パスの少なくとも１つが、自身よりも下方に位置する前記流出パスに前記接続配管を通じて連通され、
   該流入パスの残りの少なくとも１つが、自身よりも上方に位置する該流出パスに該接続配管を通じて連通されている
   ことを特徴とする空気調和機。
2. 水平方向に沿って配置されつつ、上下方向に所定の間隔を空けて配置され、内部を熱媒体が流通する複数の伝熱管と、
   該熱媒体が外部から流入する該伝熱管で構成される流入パスの出口側と、該熱媒体が外部へ流出する該伝熱管で構成される流出パスの入口側とを連通し、管内の水力直径が４ｍｍ以上に設定された接続配管と、
   を有した熱交換器を備え、
   前記熱交換器が凝縮器として機能する場合、前記流入パス、前記接続配管、及び前記流出パスを順次に介して、熱媒体が通流し、
   該熱媒体は、
   定格冷房能力Ｑ［ｋＷ］と、パス数Ｎ［本］との間に、
   ０．７５≦Ｑ／Ｎ≦３．５
   の関係を設定するに足る量が封入されつつ、
   ０．７５≦Ｑ／Ｎ≦３．５
   の範囲内で循環量が調整され、
   前記流入パスの少なくとも１つが、自身よりも下方に位置する前記流出パスに前記接続配管を通じて連通され、
   該流入パスの残りの少なくとも１つが、自身よりも上方に位置する該流出パスに該接続配管を通じて連通されている
   ことを特徴とする空気調和機。
3. 前記接続配管は、
   管内の水力直径が１１ｍｍ以下に設定されている
   ことを特徴とする請求項１又は請求項２に記載の空気調和機。
4. 前記伝熱管は、
   断面略長円状の外形形状を備え、
   内部が長手方向に沿った複数の流路に分割された管状部材からなる
   ことを特徴とする請求項１〜請求項３のいずれか１項に記載の空気調和機。
5. 前記熱媒体は、
   Ｒ４１０Ａ、Ｒ４０４Ａ、Ｒ３２、Ｒ１２３４ｙｆ、Ｒ１２３４ｚｅ（Ｅ）、およびＨＦＯ１１２３のうち少なくとも１種類を使用している
   ことを特徴とする請求項１〜請求項４のいずれか１項に記載の空気調和機。

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