(57)【要約】【課題】２台以上のパラレルフロータイプやサーペンタイタイプのマイクロチューブ熱交換器を蒸発器や凝縮器として利用した場合でも、最適で且つ高い熱交換性能を実現し、充分な熱交換量を得ることが可能なマイクロチューブの熱交換器を提供すること。【解決手段】下流側の列目熱交換器Ｂ１より上流側の１列目熱交換器Ａ１に、偏平管１本当りの冷媒通路穴９ａの内面積を大きくすることで、１列目熱交換器Ａ１の方が、冷媒が偏平管１に密着したフィン２を介して空気側に熱伝達する伝熱量が大きくなると共に熱交換効量が多くなり、２列以上の熱交換器を蒸発器または凝縮器として使用した場合であっても、１列目および２列目の熱交換器がバランス良く有効に利用され、性能を最大限に引き出すようにした。【選択図】図１
2005090805.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
所定の距離を置いて延在する一対のヘッダーと、該一対のヘッダー間には内部に冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された偏平管と、隣接する前記偏平管の間に配置されたフィンとを備えた熱交換器であって、前記熱交換器は通風上流側に第一熱交換器、通風下流側には第二熱交換器を平行に配置し、常に第一熱交換器の冷媒流通量を第二熱交換器よりも多くしたことを特徴とする熱交換器。
【請求項２】
互いに平行な直線部と曲線部を交互に形成して蛇行状にし、内部を冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された偏平管と前記偏平管の前記各直線部間にフィンを配置したサーペンタインタイプの熱交換器であって、前記熱交換器は通風上流側に第一熱交換器、通風下流側には第二熱交換器を平行に配置し、常に第一熱交換器の冷媒流通量を第二熱交換器よりも多くしたことを特徴とする熱交換器。
【請求項３】
前記第一熱交換器と前記第二熱交換器の前記偏平管の冷媒流通穴の数は同数とし、前記偏平管の流体直径は前記第二熱交換器より前記第一熱交換器が大きく形成されていることを特徴とする請求項１または２に記載の熱交換器。
【請求項４】
前記第一熱交換器と前記第二熱交換器の前記偏平管の冷媒流通穴の大きさを等しくし、前記第二熱交換器より前記第一熱交換器の前記偏平管の冷媒流通穴の数を多くしたことを特徴とする請求項１または２記載の熱交換器。
【請求項５】
前記偏平管のピッチは、前記第二熱交換器よりも前記第１熱交換器の方を小さくして形成されていることを特徴とする請求項１〜４いずれか１項記載の熱交換器。
【請求項６】
冷媒上流側に、前記第一熱交換器と前記第二熱交換器の各々につながる分岐管を設け、前記分岐管は前記第二熱交換器より前記第一熱交換器に流れる冷媒流通量が多くなるように構成したことを特徴とする請求項１〜５記載の熱交換器。
【請求項７】
前記分岐管の冷媒下流側面積は、前記第二熱交換器より前記第一熱交換器につながる方が大きくなっていることを特徴とする請求項６記載の熱交換器。
【請求項８】
前記分岐管の下流側は、前記第一熱交換器につながる方が水平方向より下方に傾き、前記第二熱交換器につながる方が水平方向より上方に傾いたことを特徴とする請求項６または７記載の熱交換器。
【請求項９】
前記分岐管の下流側と上流側が一直線に前記第一熱交換器につながり、前記第二熱交換器につながる方は前記一直線と交差するように配置したことを特徴とする請求項６から８記載の熱交換器。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、ヒートポンプ式空気調和機に利用される熱交換器に関し、熱交換器全体を効率良く空気との熱交換が可能となる熱交換器に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
従来の空気調和機の冷凍サイクルを構成しているフィンアンドチューブタイプの熱交換器は、熱交換能力が小さい場合には、冷媒の循環量が少なく、伝熱管内の圧力損失が小さい為、冷媒通路は単一で良いが、熱交換量が大きい場合には、冷媒の循環量が多く、伝熱管内の圧力損失が大きくなる為に複数の冷媒通路が必要となってくる。
【０００３】
ここで、図８において、熱交換効率の高いパラレルフロータイプの熱交換器１台を蒸発器に使用した場合について説明する。図８に示す従来例の場合、４は中空円筒状の下部ヘッダー４で、左側は閉じてあり、蒸発器として使用される場合、冷媒が流入する接続管５が右側に接合されている。下部ヘッダー４に流入した冷媒は各ヘッダーに連通する各偏平管１の中を通過しながら、各偏平管１に密着したフィン２を介して空気と熱交換を行い、更にガス化した冷媒は中空円筒状である上側ヘッダー３の右側の接続管６から流出する。
【０００４】
また、パラレルフロータイプの熱交換器１台を凝縮器として使用した場合は、冷凍サイクル中の四方弁の切換えにより冷媒の流れる方向が異なり、図８に示す従来例の場合、圧縮機より吐出された高温高圧の単相の過熱冷媒ガスがの接続管６より上部ヘッダー３に流入して各ヘッダーに連通する各偏平管１の中を通過しながら、各偏平管１に密着したフィン２を介して空気と熱交換を行い、凝縮液化した冷媒は中空円筒状である下部ヘッダー４より凝縮器の接続管５から流出する。１は熱伝導性の良いアルミニウムや銅合金等の金属からなる偏平な断面外形を有する熱交換器用の偏平管で、内部に１本ないし数本の冷媒通路を有し、下部ヘッダー４と上部ヘッダー３とを連通するように、それらのヘッダーを橋絡して垂直に複数本取り付けられている。このようなパラレルフロータイプの熱交換器が図９に示すように、２台以上の熱交換器が平行に配置され、蒸発器として利用した場合、空気流れに対して上流側となる１列目の熱交換器Ａ１の下部ヘッダー４ａと下流側となる２列目の熱交換器Ｂ１の下部ヘッダー４ｂに分岐して接続された分岐管５ａから流入した冷媒はフィン２ａ、２ｂを介して空気側と熱交換し、複数の偏平管１ａ、１ｂを通過して上部ヘッダー３ａ、３ｂに集結して、上部ヘッダー３ａ、３ｂに分岐して接続された分岐管５ｂより流出する。
【０００５】
また、上記パラレルフロータイプの熱交換器の他に、図１０に示すようなサーペンタイタイプの熱交換器があり、これは、一対の中空円筒状のヘッダー７、８と、このヘッダー７，８を接続する蛇行した偏平管１と、その偏平管１の間に設けられたフィン２から構成され、偏平管１は上記パラレルフロータイプの熱交換器と同様に内部が、１本ないし数本の冷媒通路穴９を有した構成となっている。
【０００６】
図１１には、図８のパラレルフロータイプおよび図１０のサーペンタイタイプの熱交換器における空気の流入方向ＡからＢ方向の一部を拡大した部分斜視図であり、前述の通り偏平管１の内部には冷媒が通過する冷媒流路穴９を有し、フィン２には空気と冷媒の熱交換を促進させる為の、ルーバ１０が切り起こされており、パラレルフロータイプとサーペンタインタイプの熱交換器のフィン２と偏平管１は基本的に同一の構成となっている。
【０００７】
サーペンタインタイプの熱交換器もパラレルフロータイプと同様に２台以上平行に並べた（図示しない）場合、各々の熱交換器の性能が最大限に発揮できる為の工夫が必要とな
る。
【０００８】
従来このような空気調和機用の２列以上の熱交換器の熱交換効率を良好にした構成例としては、フィンアンドチューブタイプの熱交換器のフィンの位置を１列目と２列目の熱交換器の間でずらした（例えば特許文献１参照）ものや、また、１列の熱交換器で着霜運転時に空気の流入上流部と下流側のフィンの形状を変化させて熱交換器全体が効率良く運転可能となるようにさせたものもがある（例えば特許文献２参照）。
【特許文献１】特開平７―１９８１６６号公報（３頁、第１図）
【特許文献２】特開平８―１７８３６６号公報（４頁、第１図）
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００９】
このようにパラレルフロータイプやサーペンタインタイプのマイクロチューブ熱交換器を２台以上利用した場合に、従来のフィンアンドチューブタイプの熱交換器よりも熱交換性能が高いものとなっている。フィンアンドチューブの空気と冷媒の熱交換する過程は、風上に配置した１列目の熱交換器と風下の２列目の熱交換器の間を冷媒が容易に交差して効率よく空気と熱交換する構成を取ることができるが、マイクロチューブ熱交換器の場合はフィンアンドチューブとは異なり、冷媒を風上の熱交換器と風下の熱交換器の間で交差して流すことができず、空気側と冷媒側の熱交換の大部分が風上の１列目で優先的に熱交換される為、風下の２列目の熱交換器での空気側と冷媒の熱交換量は小さくなる。従って、例えば蒸発器においては、１列目の熱交換器は過熱度が大きく取れ、２列目は逆に熱交換量が減って過熱度が小さくなり、冷媒の循環量によっては、１列目と２列目の熱交換量が大きく異なってバランスを崩し、熱交換器全体を有効に利用することができず、冷凍サイクルの性能まで低下させる場合がある。
【００１０】
しかしながら、１列目と２列目の熱交換器を流れている冷媒をフィンアンドチューブのように途中で交差させるような構成は、マイクロチューブ熱交換器の構成上困難であり、仮に実現しようとしても装置が巨大化するだけで無く、複雑になってしまう上、冷媒分流が崩れるなど熱交換器の性能が大きく低下してしまうという課題を有していた。
【００１１】
本発明はこのような従来の課題を解決するものであり、２台以上のパラレルフロータイプやサーペンタインタイプの熱交換器を蒸発器や凝縮器として利用した場合でも、最適で且つ高い熱交換性能を実現し、充分な熱交換量を得ることが可能なマイクロチューブの熱交換器を提供することを目的とする
【課題を解決するための手段】
【００１２】
上記従来の課題を解決する為に、本発明のうちで請求項１記載の発明は、所定の距離を置いて延在する一対のヘッダーと、該一対のヘッダー間には内部に冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された偏平管と、隣接する前記偏平管の間に配置されたフィンとを備えた熱交換器であって、前記熱交換器は通風上流側に第一熱交換器、通風下流側には第二熱交換器を平行に配置し、常に第一熱交換器の冷媒流通量を第二熱交換器よりも多くしたことを特徴とする。
【００１３】
また、請求項２に記載の発明は、互いに平行な直線部と曲線部を交互に形成して蛇行状にし、内部を冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された偏平管と前記偏平管の前記各直線部間にフィンを配置したサーペンタインタイプの熱交換器であって、前記熱交換器は通風上流側に第一熱交換器、通風下流側には第二熱交換器を平行に配置し、常に第一熱交換器の冷媒流通量を第二熱交換器よりも多くしたことを特徴とする。
【００１４】
さらに、請求項３に記載の発明は、前記第一熱交換器と前記第二熱交換器の前記偏平管
の冷媒流通穴の数は同数とし、前記偏平管の流体直径は前記第二熱交換器より前記第一熱交換器が大きく形成されていることを特徴とする。
【００１５】
また、請求項４に記載の発明は、前記第一熱交換器と前記第二熱交換器の前記偏平管の冷媒流通穴の大きさを等しくし、前記第二熱交換器より前記第一熱交換器の前記偏平管の冷媒流通穴の数を多くしたことを特徴とする。
【００１６】
さらに、請求項５に記載の発明は、前記偏平管のピッチは、前記第二熱交換器よりも前記第１熱交換器の方を小さくして形成されていることを特徴とする。
【００１７】
さらに、請求項６に記載の発明は、前記熱交換器の冷媒上流側に、前記第一熱交換器と前記第二熱交換器の各々につながる分岐管を設け、前記分岐管は前記第二熱交換器より前記第一熱交換器に流れる冷媒流通量が多くなるように構成したことを特徴とする。
【００１８】
さらに、請求項７に記載の発明は、前記分岐管の冷媒下流側面積は、前記第二熱交換器より前記第一熱交換器につながる方が大きくなっていることを特徴とする。
【００１９】
さらに、請求項８に記載の発明は、前記分岐管の下流側は、前記第一熱交換器につながる方が水平方向より下方に傾き、前記第二熱交換器につながる方が水平方向より上方に傾いたことを特徴とする。
【００２０】
さらに、請求項９に記載の発明は、前記分岐管の下流側と上流側が一直線に前記第一熱交換器につながり、前記第二熱交換器につながる方は前記一直線と交差するように配置したことを特徴とする。
【発明の効果】
【００２１】
本発明は、以上説明したように構成されているので、以下に記載されるような効果を奏する。
【００２２】
本発明にかかる２列以上の熱交換器を蒸発器または凝縮器として使用した場合、１列目および２列目の熱交換器が有効に熱交換利用されるので、熱交換性能を最大限に引き出すことができる信頼性の高い熱交換器を提供することができる。
【００２３】
また、本発明にかかる２列以上の熱交換器を蒸発器または凝縮器として使用した場合、１列目および２列目の熱交換器の構成を最適且つ無駄の無いコストを抑えた形状にすることにより、安価で高性能な熱交換器を提供することができる。
【００２４】
また、本発明にかかる熱交換器を暖房低温用の蒸発器とした場合、１列目の集中的な着霜や熱交換器の性能低下による急激な目詰まりを抑えることにより、着霜による目詰まりに到るまでの時間を長くすることが可能となり、暖房低温の運転効率を向上させると共に、信頼性の高い高効率運転を実現する熱交換器を提供することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２５】
以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。
【００２６】
（実施の形態１）
図１は本発明の実施の形態１にかかるパラレルフロー型熱交換器を図９に示すように２列に並べ、図９の矢印線ＡＢ方向を真上から見た断面図である。
【００２７】
また、２列のパラレルフロー型熱交換器のフィン２ａ、２ｂ表面には空気側の伝熱を促
進するルーバ１０ａ、１０ｂが設けられている。
【００２８】
まず、ここで、熱交換器を蒸発器として利用する場合について図７の熱交換器における空気のエンタルピー変化状態を示した図を参考にして説明する。
１列目での熱交換器における空気と冷媒の熱交換量をＱ１、１列目の熱交換器Ａ１に流入する冷媒流量をＧ１、熱交換器Ａ１入口の冷媒のエンタルピーをｈｉ１、出口の冷媒のエンタルピーをｈｏ１とすると、Ｑ１は次式１で求められる。
【００２９】
Ｑ１＝Ｇ１（ｈｏ１−ｈｉ１）……（１）
同様に、２列目の熱交換器も空気と冷媒の熱交換量をＱ２、２列目の熱交換器Ｂ１に流入する冷媒流量をＧ２、熱交換器Ｂ１入口の冷媒のエンタルピーをｈｉ１、出口の冷媒のエンタルピーをｈｏ２とすると、Ｑ２は次式２で求められる。
【００３０】
Ｑ２＝Ｇ２（ｈｏ２−ｈｉ２）……（２）
よって、熱交換器を蒸発器として利用した場合は、１列目の熱交換器Ａ１と２列目の熱交換器Ｂ１の冷媒入口と出口の乾き度Ｘ（冷媒の状態）が等しくなるときであって、最も効率的に利用したことになる。即ち、冷媒入口と出口のエンタルピーが等しく、数式１、数式２におけるｈｉ１＝ｈｉ２、ｈｏ１＝ｈｏ２となるように、各々の熱交換器Ａ１、Ｂ１の熱交換量Ｑ１、Ｑ２を調整する、言い換えれば冷媒循環量Ｇ１、Ｇ２の割合を調整することにより、片方の熱交換器の出口だけが極端に乾き度が高くなること無く、熱交換器性能を最大限に引出すことができる。
【００３１】
これを実現し得るには、熱交換器に流入する空気と冷媒がこれら２列の熱交換器を介して、完全に熱交換を行なった場合、即ち図７（熱交換器における空気のエンタルピー変化状態を示した図）において、熱交換効率ε１＝１００％であり、即ちε１＝１となる場合である。
【００３２】
例えば、１列目に流入する空気のエンタルピーｈａｉ（例えば５ｋｃａｌ／ｋｇ’）が１列目の熱交換器Ａ１を介して冷媒と熱交換後の空気エンタルピーｈａｍ（例えば２ｋｃａｌ／ｋｇ’）になり、その後、２列目の熱交換器Ｂ１に流入して熱交換した後の空気エンタルピーｈａｏと熱交換器表面の平均温度に対する空気エンタルピーｈｒがｈａｏ＝ｈｒ（例えば０ｋｃａｌ／ｋｇ’）で熱交換器と同じ温度になるときである。
【００３３】
しかしながら、実際には、熱交換器の効率は、一般的には約５０〜８０％程度であり、ここで、仮に６０％と仮定すると、ε１＝０．６のときである。
【００３４】
従って、一列目に流入する空気のエンタルピーをｈａｉ（例えば５ｋｃａｌ／ｋｇ’）、１列と２列の熱交換器表面の平均温度に対する空気エンタルピーをｈｒ（例えば０ｋｃａｌ／ｋｇ’）とすると、流入する空気のエンタルピーｈａｉが１列目の熱交換器Ａ１を介して冷媒と熱交換後の空気エンタルピーｈａｍは次式３となり、
ｈａｍ＝ｈａｉ−ε１×（ｈａｉ−ｈｒ）……（３）
であるので、空気エンタルピｈａｍは５−０．６×（５−０）＝２（ｋｃａｌ／ｋｇ’）となる。
【００３５】
また、このとき熱交換器に流入する空気の重量流量をＧａ（例えば１２００ｋｇ’／ｈ）とし、１列目の熱交換器の熱交換量Ｑ１を次式４から求めると、
Ｑ１＝Ｇａ×（ｈａｉ−ｈａｍ）……（４）
より、Ｑ１＝１２００×（５−２）＝３６００（ｋｃａｌ／ｈ）となる。
２列目の熱交換器を介して冷媒と空気が熱交換した後の空気のエンタルピーｈａｏは次式５となり、
ｈａｏ＝ｈａｍ−ε１（１−ε１）（ｈａｉ−ｈｒ）……（５）
であるので、空気エンタルピｈａｏは
２−０．６（１−０．６）（５−０）＝０．８（ｋｃａｌ／ｋｇ’）
になる。また、このとき熱交換器に流入する空気の重量流量も、１列目の熱交換器と同等として、２列目の熱交換器の熱交換量Ｑ２を次式６から求めると、
Ｑ２＝Ｇａ×（ｈａｍ−ｈａｏ）……（６）
より、Ｑ２＝１２００×（２−０．８）＝１４４０（ｋｃａｌ／ｈ）となる。従って、１列目と２列目の熱交換器の効率が同じε１（例えば０．６）であっても、１列目と２列目の熱交換器の熱交換量の比もＱ２／Ｑ１＝１４４０／３６００＝０．４で２列目の熱交換器は１列目よりも少ない４０％の熱交換量となる。即ち、１列目と２列目の熱交換量Ｑ１とＱ２の比は、熱交換効率の比であって、ε１（例えば０．６）とε１（１−ε１）（例えば０．２４）となり、次式７が成立つ。
【００３６】
数式１、２より
Ｑ１：Ｑ２＝ε１：ε１（１−ε１）＝Ｇ１（ｈｏ１−ｈｉ１）：Ｇ２（ｈｏ２−ｈｉ２）……（７）
となる。
【００３７】
よって、数式７より、１列目と２列目の熱交換器を流れる冷媒循環量Ｇ１、Ｇ２が同じであれば、熱交換量はＱ１＞Ｑ２となり１列目の熱交換器方が熱交換量が大きい為に、１列目の熱交換器出口のエンタルピーｈｏ１が大きくなり１列目の方が、２列目より熱交換器出口の乾き度Ｘが大きくなり、熱伝達率の低い過熱度が増加して熱交換器の性能が低下してしまうので、熱交換効率の比に合わせて、冷媒循環量Ｇ１、Ｇ２を調整することにより１列目と２列目の熱交換器出口の乾き度を等しくすることができる。
【００３８】
即ち、熱交換器の効率をε１（例えば０．６）とし、１列目と２列目の熱交換器を流れる全冷媒循環量Ｇ１＋Ｇ２（例えば５０ｋｇ／ｈ）とすると、１列目と２列目の熱交換器の効率比は、１列目がε１（例えば０．６）で、２列目がε１（１−ε１）（例えば０．６×（１−０．６）＝０．２４）となるので、１列目に流す冷媒循環量はＧ１１（例えば５０×０．６／（０．６＋０．２４）＝３５．７ｋｇ／ｈとなり、２列目には冷媒循環量Ｇ１２（例えば５０×０．２４／（０．６＋０．２４）＝１４．３ｋｇ／ｈ）となって、冷媒循環量比はＧ１１／Ｇ１２（例えば３５．７／１４．３≒２．５）となり、１列目の冷媒循環量をＧ１１／Ｇ１２（例えば２．５）比になるように多く流すことにより、１列目と２列目の熱交換器出口の乾き度Ｘを等しくすることができる。その為には、図１における、上流側Ａに近い１列目の熱交換器Ａ１の偏平管１を流れる冷媒通路穴９ａの断面積を、下流側Ｂに近い２列目の熱交換器Ｂ１の冷媒通路穴９ｂの断面積のＧ１１／Ｇ１２（例えば２．５）比にすれば良い。よって図１に示すように下流側Ｂに近い２列目の熱交換器Ｂ１の冷媒通路穴９ｂ（例えば断面積１ｍｍ２）に設けられている３個の穴の断面積に対して、１列目の熱交換器Ａ１の偏平管１には冷媒通路穴９ａ（例えば断面積２．５ｍｍ２）を３個設けることにより偏平管１ａの冷媒通路穴の全断面積は熱交換器Ａ１がＢ１より大きい９ａ／９ｂ（例えば２．５／１＝２．５倍）比となり大きくなるので、冷媒循環量も９ａ／９ｂ比と大きくなる。
【００３９】
従って、通常であれば風上Ａから流入した空気と１列目の熱交換器Ａ１が先に熱交換した後に、２列目の熱交換器Ｂ１と熱交換するので、２列目の熱交換器Ｂ１では空気側と冷媒の温度差が小さい状態で熱交換が行なわれる為に熱交換量も熱交換器Ａ１の方が大きくなり、熱交換器Ａ１の方が熱交換器出口での乾き度が大きくなり、１列目と２列目の熱交換器性能を充分に引出すことができないが、本実施の形態１の構成であれば２列目よりも１列目の冷媒循環量が大きく、２列の構成であっても効率良く１列目と２列目共にバランス良く熱交換器全体が空気側と熱交換することが可能となる。
【００４０】
（実施の形態２）
図２は、本発明の実施の形態２にかかるパラレルフロー型熱交換器を図９に示すように２列に並べ、図９の矢印線ＡＢ方向を真上から見た断面図である。
【００４１】
上記実施の形態と重複する内容は省き、同一機能を示すものであれば同一番号にて以下に説明する。
【００４２】
図２において、１列目の熱交換器の熱交換効率がε１（例えば０．６）であれば、１列目の冷媒循環量をＧ１１／Ｇ１２（例えば２．５）比になるように多く流すことにより、１列目と２列目の熱交換器出口の乾き度を等しくすることができる。その為には、図２における、上流側Ａに近い１列目の熱交換器Ａ１の偏平管１を流れる冷媒通路の全断面積を、下流側Ｂに近い２列目の熱交換器Ｂ１の冷媒通路の全断面積をＧ１１／Ｇ１２（例えば２．５）比にすれば良い。よって図２に示すように下流側Ｂに近い２列目の熱交換器Ｂ１の冷媒通路穴９ｂ（例えば断面積１ｍｍ２）の穴の全断面積に対して、１列目の熱交換器Ａ１の偏平管１には冷媒通路穴９ａ（例えば断面積１．０ｍｍ２）と９ａ１（例えば断面積０．５ｍｍ２）に設けられている冷媒通路穴９ａを７個と９ａ１を１個設けることにより偏平管１ａの１本当りの冷媒通路穴の全断面積は熱交換器Ａ１がＢ１より大きい（９ａ×７個＋９ａ１×１個）／（９ｂ×３個）（例えば７．５／３＝２．５倍）比であり、熱交換器Ａ１の方が熱交換器Ｂ１よりも偏平管１本当りの冷媒通路穴９ｂの断面積９ａ／９ｂ（例えば２．５倍）となり大きくなるので、冷媒循環量も９ａ／９ｂ（例えば２．５倍）比となり大きくなる。
【００４３】
従って、２列の構成であっても効率良く１列目と２列目共に熱交換器全体が空気側と熱交換することが可能となる。
【００４４】
（実施の形態３）
図３（ａ）は、本発明の実施の形態２にかかるパラレルフロー型熱交換器を図９に示すように２列に並べ、図９の矢印線ＡＢ方向を真上から見た断面図である。
【００４５】
上記実施の形態と重複する内容は省き、同一機能を示すものであれば同一番号にて以下に説明する。
【００４６】
また、図３（ｂ）は、図９のパラレルフロー型熱交換器を風の流入方向である矢印線ＡＢ方向に見た部分拡大斜視図である。
【００４７】
図３（ａ）、（ｂ）において、１列目の熱交換器の熱交換効率がε１（例えば０．６）であれば、１列目の冷媒循環量をＧ１１／Ｇ１２（例えば２．５）比になるように多く流すことにより、１列目と２列目の熱交換器出口の乾き度を等しくすることができる。その為には、図１における、上流側Ａに近い１列目の熱交換器Ａ１の偏平管１ａを流れる冷媒通路の全断面積を、下流側Ｂに近い２列目の熱交換器Ｂ１の冷媒通路の全断面積をＧ１１／Ｇ１２（例えば２．５）比にすれば良い。
【００４８】
よって図３に示すように下流側Ｂに近い２列目の熱交換器Ｂ１の冷媒通路穴９ｂ（例えば断面積１ｍｍ２）の穴が３個となった全断面積（例えば断面積３．０ｍｍ２）に対して、１列目の熱交換器Ａ１の偏平管１ａには冷媒通路穴９ａ（例えば断面積１．０ｍｍ２）が３個で全断面積（例えば断面積３．０ｍｍ２）が２列目の１ｂと同等となる冷媒通路穴９ａが設けられている偏平管１ａのピッチをＰ１（例えば１０ｍｍ）にして、風下の熱交換器Ｂ１の偏平管１のピッチをＰ２（例えば２５ｍｍ）にすることにより、一つの熱交換器（例えば全長＝５００ｍｍ）として見た場合は、風下の熱交換器Ｂ１の全冷媒通路穴の
全体断面積Ａｂ（例えば５００／２５＝偏平管２０本×３ｍｍ2＝６０ｍｍ２）より風上の熱交換器Ａ１の全冷媒通路穴の全体断面積Ａａ（例えば５００／１０＝偏平管５０本×３ｍｍ２＝１５０ｍｍ２）の方が大きいＡ１／Ｂ１（例えば１５０／６０＝２．５倍）比と大きくなる。
【００４９】
従って、２列の構成であっても効率良く１列目と２列目共に熱交換器全体が空気側と熱交換することが可能となる。
【００５０】
また、上記実施の形態１〜３において、風下側の２列目より、風上側の１列目に冷媒循環量が多くなるような熱交換器Ａ１を配置したことにより、着霜が発生する低外気温の暖房運転時においても、熱交換器の性能低下に伴う蒸発器温度の低下によって、集中的に霜が付着して目詰まりを起こす事無く、冷媒循環量の最適化により、１列目と２列目の熱交換器全体に霜が均一に付着し易くなるので、長時間に渡って暖房運転を持続させることが可能となる。
【００５１】
（実施の形態４）
図４（ａ）は、本発明の実施の形態４にかかるパラレルフロー型熱交換器を図９に示すように２列に並べ、図９の２列に並んだ熱交換器の下方に設置されている蒸発器に利用されたときに、冷媒上流側から流入した冷媒循環量の割合を１列目と２列目の熱交換器Ａ１、Ｂ１各々に調整する分岐管５ａの拡大概略図であり、図４（ｂ）は、分岐管５ａを風の流れ方向と垂直方向に流入する冷媒流れ方向に正面から見た分岐管５ａの正面拡大概略図である。
【００５２】
また、上記実施の形態と重複する内容は省き、同一機能を示すものであれば同一番号にて以下に説明する。
【００５３】
図４（ａ）、（ｂ）において、１列目の熱交換器の熱交換効率がε１（例えば０．６）であれば、１列目の冷媒循環量をＧ１１／Ｇ１２（例えば２．５）比になるように多く流すことにより、１列目と２列目の熱交換器出口の乾き度Ｘを等しくすることができる。その為には、図１における、上流側Ａに近い１列目の熱交換器Ａ１に流入する冷媒循環量Ｇ１１を下流側Ｂの熱交換器Ｂ１に流入する冷媒循環量Ｇ１２に対して、Ｇ１１／Ｇ１２（例えば２．５）比になるように多くすれば良い。
【００５４】
よって図４に示すように下流側Ｂに近い２列目の熱交換器Ｂ１側につながる分岐管５ａの管の断面積（例えば断面積２０ｍｍ２）に対して、１列目の熱交換器Ａ１側につながる分岐管５ａの管の断面積（例えば断面積５０ｍｍ２）をＧ１１／Ｇ１２（例えば２．５）比にすることにより、冷媒循環量も１列目の熱交換器Ａ１が２列目の熱交換器Ｂ１よりも大きくなる。
【００５５】
従って、２列の構成であっても効率良く１列目と２列目共に熱交換器全体が空気側と熱交換することが可能となる。
【００５６】
但し、上記構成における分流器の管の断面積は、２列の場合、各々の熱交換器の状態が最も効率良くなるように、冷媒量の比率を上記分岐管の断面積比以上に変えても同じ意味をなすものである。
【００５７】
（実施の形態５）
図５（ａ）は、本発明の実施の形態５にかかるパラレルフロー型熱交換器を図９に示すように２列に並べ、図９の矢印線ＡＢ方向を真上から見た断面図である。
【００５８】
図５（ａ）は、本発明の実施の形態５にかかるパラレルフロー型熱交換器を図９に示すように２列に並べ、図９の２列に並んだ熱交換器の下方に設置されている蒸発器に利用されたときに、冷媒上流側から流入した冷媒循環量の割合を１列目と２列目の熱交換器Ａ１、Ｂ１各々に調整する分岐管５ａを傾斜させた場合の拡大概略図であり、図５（ｂ）は、分岐管５ａを風の流れ方向と垂直方向に流入する冷媒流れ方向に正面から見た分岐管５ａの正面拡大概略図である。
【００５９】
また、上記実施の形態と重複する内容は省き、同一機能を示すものであれば同一番号にて以下に説明する。
【００６０】
図５（ａ）、（ｂ）において、１列目の熱交換器の熱交換効率がε１（例えば０．６）であれば、１列目の冷媒循環量をＧ１１／Ｇ１２（例えば２．５）比になるように多く流すことにより、１列目と２列目の熱交換器出口の乾き度Ｘを等しくすることができる。その為には、図１における、上流側Ａに近い１列目の熱交換器Ａ１の偏平管１に流入する冷媒循環量Ｇ１１を下流側Ｂの熱交換器Ｂ１に流入する冷媒循環量Ｇ１２に対して、Ｇ１１／Ｇ１２（例えば２．５）比にすれば良い。
【００６１】
よって図５に示すように下流側Ｂに近い２列目の熱交換器Ｂ１側につながる分岐管５ａの管を水平方向に対して上側に角度θ（例えば４５度）傾け、逆に１列目の熱交換器Ａ１側につながる分岐管５ａの管は水平方向に対して下側に角度θ（例えば４５度）傾けることにより、気液二相流で上流側から流入してくる冷媒は、密度の高い液冷媒が重力の影響を受けて下側に偏流し、密度の低いガス冷媒が上側に偏流するので、多く冷媒を流したいＡ１側は重力の影響により、下側に密度の高い液冷媒が多く流れるので、Ｇ１１／Ｇ１２（例えば２．５）比になり、冷媒循環量も１列目の熱交換器Ａ１が２列目の熱交換器Ｂ１よりも大きくなる。
【００６２】
従って、２列の構成であっても効率良く１列目と２列目共に熱交換器全体が空気側と熱交換することが可能となる。
【００６３】
但し、上記構成における分流器の管の傾斜角度θは、２列以上の場合、各々の熱交換器の状態が最も効率良くなるように、管の傾斜角度θを任意に変えても同じ意味をなすものである。
【００６４】
（実施の形態６）
図６（ａ）は、本発明の実施の形態６にかかるパラレルフロー型熱交換器を図９に示すように２列に並べ、図９の２列に並んだ熱交換器の下方に設置されている蒸発器に利用されたときに、冷媒上流側から流入した冷媒循環量の割合を１列目と２列目の熱交換器Ａ１、Ｂ１各々に調整する分岐管５ａを変形させた場合の拡大概略図であり、図６（ｂ）は、分岐管５ａを風の流れ方向と垂直方向に流入する冷媒流れ方向に正面から見た分岐管５ａの正面拡大概略図である。
【００６５】
また、上記実施の形態と重複する内容は省き、同一機能を示すものであれば同一番号にて以下に説明する。
【００６６】
図６（ａ）、（ｂ）において、１列目の熱交換器の熱交換効率がε１（例えば０．６）であれば、１列目の冷媒循環量をＧ１１／Ｇ１２（例えば２．５）比になるように多く流すことにより、１列目と２列目の熱交換器出口の乾き度を等しくすることができる。その為には、図６における、上流側Ａに近い１列目の熱交換器Ａ１の偏平管１に流入する冷媒循環量Ｇ１１を、下流側Ｂの熱交換器Ｂ１に流入する冷媒循環量Ｇ１２に対して、Ｇ１１／Ｇ１２（例えば２．５）比になるようにすれば良い。
【００６７】
よって図６に示すように１列目の熱交換器Ａ１側につながる分岐管５ａの管は、冷媒上流側から一直線  に熱交換器Ａ１に並行に流入するように配置し、２列目の熱交換器Ｂ１側につながる分岐管５ａの管を枝分かれするように配置することにより、熱交換器Ａ１側につながる分岐管５ａの方が抵抗少なく、流れやすいので主流となり、冷媒循環量が熱交換器Ｂ１側より多くなる。
【００６８】
従って、２列の構成であっても効率良く１列目と２列目共に熱交換器全体が空気側と熱交換することが可能となる。
【００６９】
但し、上記構成における分流器の形状は、２列以上の場合、各々の熱交換器の状態が最も効率良くなるように、冷媒量の比率を、分岐管における通路の形状を変えて行なっても同じ意味をなすものである。
【００７０】
また、上記実施の形態４〜６において、風下側の２列目より、風上側の１列目に冷媒循環量が多くなるような分岐管５ａを配置したことにより、着霜が発生する低外気温の暖房運転時においても、熱交換器の性能低下に伴う蒸発器温度の低下によって、集中的に霜が付着して目詰まりを起こす事無く、冷媒循環量の最適化により、１列目と２列目の熱交換器全体に霜が均一に付着し易くなるので、長時間に渡って暖房運転を持続させることが可能となる。なお、上記構成において、サーペンタイタイプの熱交換器においても同様の効果が得られるものであり、熱交換器の偏平管やヘッダーの向きが上下、水平方向を問わず構成できる。
【００７１】
上記実施の形態１〜６に記載の熱交換器は２列で説明したが、３列以上でも同様な工夫をすることにより、同様な効果を有するものである。
【図面の簡単な説明】
【００７２】
【図１】本発明の実施の形態１にかかる熱交換器の一部分を示し、図９における矢印ＡＢ方向に見た部分拡大横断面図
【図２】本発明の実施の形態２にかかる熱交換器の一部分を示し、図９における矢印ＡＢ方向に見た部分拡大横断面図
【図３】本発明の実施の形態３にかかる熱交換器の一部分を示し、図９における矢印ＡＢ方向に見た場合（ａ）は部分拡大横断面図、（ｂ）部分拡大斜視図
【図４】本発明の実施の形態４にかかる分岐管を示し、図９における冷媒流入方向に見た場合の（ａ）は拡大斜視図、（ｂ）は拡大正面概略図
【図５】本発明の実施の形態５にかかる分岐管を示し、図９における冷媒流入方向に見た場合の（ａ）は拡大斜視図、（ｂ）は拡大正面概略図
【図６】本発明の実施の形態６にかかる分岐管を示し、図９における冷媒流入方向に見た場合の（ａ）は拡大斜視図、（ｂ）は拡大正面概略図
【図７】本発明の実施の形態１〜６にかかる熱交換器における、空気のエンタルピー変化状態を示した概略図
【図８】パラレルフロータイプ熱交換器の全体斜視図
【図９】パラレルフロータイプ熱交換器が２台並列に設置された全体斜視図
【図１０】サーペンタイタイプ熱交換器の全体斜視図
【図１１】パラレルフロータイプ熱交換器およびサーペンタイタイプ熱交換器の部分拡大斜視図
【符号の説明】
【００７３】
１、１ａ、１ｂ  偏平管
２、２ａ、２ｂ  フィン
３、３ａ、３ｂ  上部ヘッダー
４、４ａ、４ｂ  下部ヘッダー
５、５ａ、６、６ａ  接続管
７、８  ヘッダー
９、９ａ、９ａ１、９ｂ  冷媒通路穴
１０、１０ａ、１０ｂ  ルーバ
【図１】
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【図２】
2005090805.tif 000004
【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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