"四方弁、圧縮機、室外熱交換器、流量制御弁、および室内熱交換器が配置され、これらを冷媒が循環する循環流路で結合した空気調和機であって、前記室外熱交換器および、または前記室内熱交換器は、凝縮器として作用する際に冷媒入口側となるガス単相部および、冷媒出口となる液単相部を有し、前記ガス単相部と前記液単相部の間に気液二相部を有し、前記ガス単相部および前記液単相部にはマイクロチャネル熱交換器を用い、前記気液二相部にはフィンアンドチューブ熱交換器を用いたことを特徴とする空気調和機。前記ガス単相部には、ガスクーラマイクロチャネル熱交換器を用い、前記液単相部には、気液マイクロチャネル熱交換器を用いたことを特徴とする請求項1に記載の空気調和機。前記気液二相部に対して通気を行う第1の送風手段と、前記ガス単相部に対して通気を行う第2の送風手段と、前記液単相部に対して通気を行う第3の送風手段と、前記第1~第3の送風手段の風量を前記気液二相部、前記ガス単相部、および前記液単相部がそれぞれ必要とする熱交換量に応じて制御する制御手段と、をさらに備えたことを特徴とする請求項1または2に記載の空気調和機。前記気液二相部に対して通気を行う第1の送風手段と、前記液単相部と前記ガス単相部とに対して同時に通気を行う第4の送風手段とを備え、前記第4の送風手段が生じさせる通気方向に対して、風上側には前記液単相部を配置し、風下側には前記ガス単相部を配置したことを特徴とする請求項1または2に記載の空気調和機。前記気液二相部、前記ガス単相部、前記液単相部のうち、少なくとも前記ガス単相部および前記液単相部の冷媒の出口側に冷媒の温度を検出する温度検出手段を配置し、前記制御手段は、前記温度検出手段で検出された冷媒温度に応じて前記第1~第4の送風手段の風量を制御することを特徴とする請求項3または4に記載の空気調和機。従来の空気調和機では、室内機や室外機に配置された熱交換器が冷暖房運転の切り替えによって、冷凍サイクルにおける蒸発器あるいは凝縮器としての役割を果たしている。これらの熱交換器は、溝付き銅管とスリットフィンまたはコルゲートフィンなどで組み立てて一体化されたフィンアンドチューブ型熱交換器により構成されており、1つの熱交換器に対して1つの空冷用のファンをファンモータで回転させ、送風によって熱交換を行っている。このため、凝縮器としての熱交換器内では、冷媒がガス単相冷媒状態ガス単相部から気液二相冷媒状態気液二相部を経て液単相冷媒状態液単相部へと変化し、蒸発器としての熱交換器内では、冷媒が液単相冷媒状態液単相部から気液二相冷媒状態気液二相部を経てガス単相冷媒状態ガス単相部へと変化する際、ガス単相部および液単相部における熱交換量が不十分になると、過熱度あるいは、過冷却度が確保できなくなるという問題があった。また、熱交換器におけるガス単相部、気液二相部、液単相部で必要とされる熱交換量は、それぞれ異なる上、冷房運転時と暖房運転時によっても異なっている。従来のフィンアンドチューブ型熱交換器を用いた熱交換器では、1つの空冷用ファンを用いて送風する場合、ガス単相部、気液二相部、および液単相部のうち最も熱交換量を必要とする部位に合わせてファンモータの回転数を設定するため、余分に電力消費するという問題があった。そこで、ガス単相部、気液二相部、液単相部の各部で必要とされる熱交換量に応じて熱交換器の熱交換面積を変えることも考えられるが、その分熱交換器が大型化し充填冷媒量が増えるという問題があった。また、上記の特許文献1および2では、フィンアンドチューブ型熱交換器のガス単相部および液単相部の管内断面積を、気液二相部よりも大きくすることで冷媒流速を上げ、熱交換量を増加させている。しかしながら、このような空気調和機にあっては、ガス単相部および液単相部の管内断面積を大きくすることで得られる熱交換量の増加が不十分なため、熱交換性能を維持しつつ充填冷媒量を十分に減少させることができなかった。本発明は、上記に鑑みてなされたものであって、熱交換器の熱交換性能を維持しつつ小型化することで、冷媒封入量を削減して環境負荷を低減すると共に、省資材で省スペース化することができ、空冷用ファンの電力消費量を低減することができる空気調和機を得ることを目的とする。上述した課題を解決し、目的を達成するために、本発明は、四方弁、圧縮機、室外熱交換器、流量制御弁、および室内熱交換器が配置され、これらを冷媒が循環する循環流路で結合した空気調和機であって、前記室外熱交換器および、または前記室内熱交換器は、凝縮器として作用する際に冷媒入口側となるガス単相部および、冷媒出口となる液単相部を有し、前記ガス単相部と前記液単相部の間に気液二相部を有し、前記ガス単相部および前記液単相部にはマイクロチャネル熱交換器を用い、前記気液二相部にはフィンアンドチューブ熱交換器を用いたことを特徴とする。また、本発明の好ましい態様によれば、前記ガス単相部には、ガスクーラマイクロチャネル熱交換器を用い、前記液単相部には、気液マイクロチャネル熱交換器を用いたことが望ましい。また、本発明の好ましい態様によれば、前記気液二相部に対して通気を行う第1の送風手段と、前記ガス単相部に対して通気を行う第2の送風手段と、前記液単相部に対して通気を行う第3の送風手段と、前記第1~第3の送風手段の風量を前記気液二相部、前記ガス単相部、および前記液単相部がそれぞれ必要とする熱交換量に応じて制御する制御手段と、をさらに備えたことが望ましい。また、本発明の好ましい態様によれば、前記気液二相部に対して通気を行う第1の送風手段と、前記液単相部と前記ガス単相部とに対して同時に通気を行う第4の送風手段とを備え、前記第4の送風手段が生じさせる通気方向に対して、風上側には前記液単相部を配置し、風下側には前記ガス単相部を配置したことが望ましい。また、本発明の好ましい態様によれば、前記気液二相部、前記ガス単相部、前記液単相部のうち、少なくとも前記ガス単相部および前記液単相部の冷媒の出口側に冷媒の温度を検出する温度検出手段を配置し、前記制御手段は、前記温度検出手段で検出された冷媒温度に応じて前記第1~第4の送風手段の風量を制御することが望ましい。本発明によれば、室外熱交換器および室内熱交換器において、気液二相部にはフィンアンドチューブ熱交換器が用いられ、ガス単相部および液単相部にはマイクロチャネル熱交換器が用いられている。このため、十分な熱交換量を確保する必要のあるガス単相部および液単相部に熱交換効率の高いマイクロチャネル熱交換器を用いることにより、熱交換性能を維持しつつ熱交換器を小型化することが可能となり、冷媒封入量を削減して環境負荷を低減することができる。また、熱交換器の小型化により、省資材で省スペース化することが可能な空気調和機が得られるという効果を奏する。以下に、本発明にかかる空気調和機の実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。なお、この実施の形態によりこの発明が限定されるものではない。まず、本実施例にかかる空気調和機の構成について説明する。図1-1は、本実施例にかかる空気調和機の冷房運転時における構成を示す図であり、図1-2は、本実施例にかかる空気調和機の暖房運転時における構成を示す図であり、図2-1は、本実施例にかかる空気調和機の冷房運転時における室外熱交換器と室内熱交換器の構成を示す図であり、図2-2は、本実施例にかかる空気調和機の暖房運転時における室外熱交換器と室内熱交換器の構成を示す図であり、図3は、本実施例にかかる空気調和機の室外熱交換器と室内熱交換器における各冷媒状態に対応した機能部を説明する図であり、図4-1は、本実施例にかかる空気調和機の冷房運転時における室外機と室内機の冷媒温度の遷移図であり、図4-2は、本実施例にかかる空気調和機の暖房運転時における室内機と室外機の冷媒温度の遷移図である。空気調和機10は、図1-1および図1-2に示すように、室内機1に室内熱交換器11が配置され、冷房運転時には蒸発器となり、暖房運転時には凝縮器として動作する。また、室外機2には、室外熱交換器21が配置され、冷房運転時には凝縮器となり、暖房運転時には蒸発器となる。この室外機2には、さらに暖房運転時と冷房運転時とで冷媒の流れる方向を変える四方弁24、冷媒を圧縮する圧縮機としてのコンプレッサ23、冷媒の流量を調節する流量制御弁としての膨張弁25とが配置されている。また、室内熱交換器11と室外熱交換器21には、それぞれの熱交換器に見合った空気を送風して熱交換を行う送風手段としてのファン11,21を備えている。そして、実施例1の空気調和機10は、室内機1と室外機2との間を2系統の配管3と配管4とで接続され、冷媒を循環させる冷凍サイクルの循環流路を構成している。空気調和機10の冷房運転時における動作は、図1-1に示すように、室外機2において気体冷媒が圧縮機23で圧縮されると高温になり、この高温の気体冷媒から凝縮器として動作する室外熱交換器21で熱を放出させ、液冷媒に変化させる。液体になった冷媒は、さらにファン21からの送風により熱交換されて冷却される。室外熱交換器21から出た液冷媒は、冷媒の流量を調節する流量制御弁としての膨張弁25を通って低圧液となり、配管4を通って室内機1側へ送られる。低圧液となった冷媒は、蒸発器として動作する室内熱交換器11に送られると蒸発して気化し、周囲の空気から気化熱を奪って冷却する。室内熱交換器11に対しては、ファン11の送風により熱交換が行われ、冷却された空気が室内へ放出される。室内熱交換器11で熱交換することで蒸発した気体冷媒は、配管3を通って室外機2の四方弁24を通り、再び上記圧縮機23に戻って圧縮されるという工程が繰り返される。また、空気調和機10の暖房運転時における動作は、図1-2に示すように、室外機2において気体冷媒が圧縮機23で圧縮されると高温になり、四方弁24と配管3を通って室内機1側へ送られる。温度が高くなった気体冷媒は、室内機1で凝縮器として動作する室内熱交換器11でファン12の送風によって空気との熱交換が行われる。熱交換が行われ加熱された空気は、ファン12により室内へ放出される。熱交換によって熱が放出された気体冷媒は、液冷媒に変化する。室内熱交換器11から出た液冷媒は、配管4を通って室外機2側へ送られ、膨張弁25を通って低圧液となる。低圧液となった冷媒は、蒸発器として動作する室外熱交換器21で蒸発して気化し、周囲の空気から気化熱を奪う。室外熱交換器21では、ファン22の送風により外気との間で熱交換が行われる。室外熱交換器21で熱交換することで蒸発した気体冷媒は、四方弁24を通り、再び上記圧縮機23に戻って圧縮されるという工程が繰り返される。実施例1の空気調和機10の特徴は、冷房運転時の室外熱交換器21における冷媒状態を見ると、図2-1および図3に示すように、圧縮機23で圧縮された高温の気体冷媒が室外熱交換器21で気体冷媒の熱を放出する高温ガス放熱部C1気体冷媒だけの状態:ガス単相部と、熱を放出しながら気体冷媒から徐々に液体冷媒へと変化する凝縮放熱部A1気体冷媒と液体冷媒とが混在する二相状態:気液二相部と、液体になった冷媒がファン22からの送風により熱交換されて冷却される液放熱部B1液体冷媒だけの状態:液単相部とに分けることができる。また、冷房運転時の室内熱交換器11における冷媒状態は、図2-1および図3に示すように、低圧液となった冷媒をファン12からの送風により冷却される低乾き度吸熱部B2液単相部と、液冷媒が蒸発しながら気化することにより周囲の空気から気化熱を奪って冷却を行う環状流吸熱部A2気液二相部と、蒸発した気体冷媒がさらに熱を吸収する高乾き度吸熱部C2ガス単相部とに分けることができる。続いて、暖房運転時の室内熱交換器11における冷媒状態を見ると、図2-2および図3に示すように、圧縮機23で圧縮された高温の気体冷媒が四方弁24と配管3を通り、室内機1の室内熱交換器11で高温気体冷媒の熱を放出する高温ガス放熱部C1ガス単相部と、熱を放出しながら気体冷媒から徐々に液体冷媒へと変化する凝縮放熱部A1気液二相部と、液体になった冷媒がファン12からの送風で熱交換されて冷却される液放熱部B1液単相部とに分けることができる。また、暖房運転時の室外熱交換器21における冷媒状態は、図2-2および図3に示すように、低圧液となった冷媒をファン22からの送風により冷却される低乾き度吸熱部B2液単相部と、液冷媒が蒸発しながら気化することにより周囲から気化熱を奪って冷却を行う環状流吸熱部A2気液二相部と、蒸発した気体冷媒がさらに熱を吸収する高乾き度吸熱部C2ガス単相部とに分けることができる。このように、実施例1の空気調和機10の室外熱交換器21と室内熱交換器11は、図2-1、図2-2および図3に示すように、各熱交換器内を3つの冷媒状態に分けることができる。具体的には、C1C2で表されるガス単相部の特徴は、ガス流動が主となる領域で、ガス温度グライドが大であり、湿ったガスとの熱交換が行われる。A1A2で表される気液二相部の特徴は、環状流が主となる領域で、相が変化し、圧力損失が大となる。B1B2で表される液単相部の特徴は、液流動が主となる領域で、液温度制御が必要であり、冷媒が液化しているため容積をとらない。そして、これらの冷媒状態の各熱交換器内における配置の特徴は、図2-1および図2-2に示すように、冷房運転時と暖房運転時とで冷媒の流れが逆になっても、冷媒状態の配置が変わらない点にある。本発明では、この冷媒状態の配置位置に着目し、冷媒の相が変化しない顕熱熱交換領域図3参照のガス単相部と液単相部に、熱交換効率の高いマイクロチャネル熱交換器を用い、冷媒の相が変化する潜熱熱交換領域図3参照の気液二相部に、一般的なフィンアンドチューブ熱交換器を用いることで、熱交換器を小型化しつつ、熱交換性能を維持することができる。冷房運転時における冷媒温度の変化は、図4-1に示すように、縦軸は冷媒の温度を示し、横軸は左側から圧縮機出口、室外機、室内機、圧縮機入口のそれぞれの位置を表している。室外機と室内機の中は、さらに図2-1および図3に示した、3種類の冷媒状態を示すC1,A1,B1と、B2,A2,C2の各部に対応した温度変化を示している。また、暖房運転時における冷媒温度の変化は、図4-2に示すように、縦軸は冷媒の温度を示し、横軸は左側から圧縮機出口、室内機、室外機、圧縮機入口のそれぞれの位置を表している。室内機と室外機の中は、さらに図2-2および図3に示した、3種類の冷媒状態を示すC2,A2,B2と、B1,A1,C1の各部に対応した温度変化を示している。図4-1および図4-2では、室内機の横方向の点線が空気調和機運転前の室温を示し、室内機の横方向の実線は、空気調和機運転後の室温を示している。また、室外機の横方向の実線は、室外環境温度を示している。また、使用冷媒はR32を想定している。図4-1および図4-2に示すA1A2領域では、フィンアンドチューブ熱交換器を使用し、気液二相状態凝縮蒸発状態の冷媒と空気との間で熱交換を行う。また、B1B2領域では、気液マイクロチャンネル熱交換器を使用し、液単相状態液状態の冷媒と空気との間で熱交換が行われる。さらに、C1C2領域では、ガスク-ラマイクロチャンネル熱交器を使用し、ガス単相状態ガス状態の冷媒と空気との間で熱交換が行われる。このように、単相の冷媒ガスおよび液である顕熱流体をマイクロチャンネル熱交換器に取り入れることにより、熱交換器の単位体積あたりの熱交換能力を大幅に向上させることで小型化が可能となり、空気調和機全体を省資材化すると共に、省冷媒効果を得ることができる。冷房運転時は、図4-1に示すように、圧縮機23で圧縮されたガス冷媒が室外機2の高温ガス放熱部C1のガスクーラマイクロチャンネル熱交器に入り、強制対流空気によって二相冷媒となり、飽和ガス温度を持つ冷媒の流れとなる。気液二相となった冷媒が凝縮放熱部A1のフィンアンドチューブ熱交換器を通り空気と熱交換を行ない、液化した冷媒の流れが液放熱部B1の気液マイクロチャンネル熱交換器によりさらに冷却され、制御目標であるサブクール度を取った後、膨張弁25に入る。膨張弁25から出た低乾き度冷媒流れは、室内機1の低乾き度吸熱部B2の気液マイクロチャンネル熱交換器に入る。ここで、液放熱部B1で充分過冷却度が得られていれば、膨張弁25の下流側は通常二相状態になるため、室内機1の低乾き度吸熱部B2の入口温度と出口温度とは略同じになる。液放熱部B1で過冷却度が充分でない場合は、図4-1に示すように、低乾き度吸熱部B2の入口温度が出口温度よりも高くなる。しかしながら、液放熱部B1と低乾き度吸熱部B2には、いずれも熱交換効率の高い気液マイクロチャンネル熱交換器を用いているため、図4-1に示すように、熱交換が確実に行われ、低乾き度吸熱部B2の出口温度を所定の温度まで下げることができる。低乾き度吸熱部B2の気液マイクロチャンネル熱交換器では、低温スラグ流により空気から熱を吸収し、環状流となった冷媒の流れが環状流吸熱部A2のフィンアンドチューブ熱交換器にて更に十分に蒸発吸熱され、飽和ガス温度となって、高乾き度吸熱部C2のガスクーラマイクロチャンネル熱交器に入り、そこで強制対流空気から熱を取り込んで、制御目標であるスーパーヒートを取った後、圧縮機23に戻る。暖房運転時は、図4-2に示すように、圧縮機23から吐出された冷媒が、まず室内機1の高温ガス放熱部C1のガスクーラマイクロチャンネル熱交器に入り、強制対流空気によって二相冷媒となり、飽和ガス温度を持つ冷媒の流れとなる。気液二相となった冷媒がフィンアンドチューブ熱交換器A1を通って空気と熱交換を行ない、液となった冷媒の流れが凝縮放熱部B1の気液マイクロチャンネル熱交換器により制御目標であるサブクール度を取った後、室外機2にある膨張弁25に入る。膨張弁25から出た低乾き度冷媒の流れは、室外機2の低乾き度吸熱部B2の気液マイクロチャンネル熱交換器に入る。ここでも、液放熱部B1で充分過冷却度が得られていれば、膨張弁25の下流側は通常二相状態になるため、室内機1の低乾き度吸熱部B2の入口温度と出口温度とは略同じになる。液放熱部B1で過冷却度が充分でない場合は、図4-2に示すように、低乾き度吸熱部B2の入口温度が出口温度よりも高くなる。しかしながら、液放熱部B1と低乾き度吸熱部B2には、いずれも熱交換効率の高い気液マイクロチャンネル熱交換器を用いているため、図4-2に示すように、熱交換が確実に行われ、低乾き度吸熱部B2の出口温度を所定の温度まで下げることができる。低乾き度吸熱部B2の気液マイクロチャンネル熱交換器では、低温スラグ流により空気から熱を吸収し、環状流となった冷媒流れが環状流吸熱部A2のフィンアンドチューブ熱交換器にて更に十分に蒸発吸熱し、飽和ガス温度となって高乾き度吸熱部C2のガスクーラマイクロチャンネル熱交器に入り、そこで強制対流空気から熱を取り込んで、制御目標であるスーパーヒートを取った後、圧縮機23に戻る。図5は、本実施例にかかる空気調和機の室外熱交換器と室内熱交換器に共通する構成例を示す図である。本実施例にかかる空気調和機の室内熱交換器11と室外熱交換器21は、何れも図5のような共通の構成部により構成されている。つまり、図2-1および図2-2に示す室外機2を見ると、冷房運転時と暖房運転時とでは、冷媒の流れは逆方向になっているが、一番左側は高温ガス放熱部C1と高乾き度吸熱部C2のように冷媒がガス単相状態にあるため、図5に示すガスクーラマイクロチャンネル熱交換器30を配置している。室外機2の中央部は、凝縮放熱部A1と環状流吸熱部A2のように冷媒が気液二相状態にあるため、図5に示すフィンアンドチューブ熱交換器60が配置されている。室外機2の一番右側は、液放熱部B1と低乾き度吸熱部B2のように冷媒が液単相状態にあるため、図5に示す気液マイクロチャネル熱交換器40が配置されている。そして、少なくともガスクーラマイクロチャンネル熱交換器30と気液マイクロチャネル熱交換器40の冷媒出口冷媒の流れが冷房時と暖房時で逆になるため4箇所には、冷媒の温度を検出する温度検出手段としての温度センサ30a,30b,40a,40bが設けられている。室内機1の場合は、図2-1および図2-2に示すように、一番左側は液放熱部B1と低乾き度吸熱部B2のように冷媒が液単相状態にあるため、図5に示す気液マイクロチャネル熱交換器40が配置されている。室内機1の中央部は、凝縮放熱部A1と環状流吸熱部A2のように冷媒が気液二相状態にあるため、図5に示すフィンアンドチューブ熱交換器60が配置されている。室内機1の一番右側は、高温ガス放熱部C1と高乾き度吸熱部C2のように冷媒がガス単相状態にあるため、図5に示すガスクーラマイクロチャンネル熱交換器30が配置されている。つまり、図5の熱交換器を左右逆にするだけで、そのまま用いることができる。本実施例にかかる空気調和機は、ガス単相部と液単相部にマイクロチャンネル熱交換器を用いている点に特徴があり、ガス単相部にはガスクーラマイクロチャンネル熱交換器30を用い、液単相部には気液マイクロチャンネル熱交換器40を用いているため、以下それらの構成について説明する。図6は、熱交換器の管発熱体の表面を流れる流体の対流熱伝達を説明する模式図であり、図7は、本実施例にかかる空気調和機の熱交換器に用いられるガスクーラマイクロチャネル熱交換器の一例を示す斜視図である。ここでいうマイクロチャンネルとは、公益法人日本冷凍空調学会のHPの用語集の中のマイクロチャンネル熱交換器httpwwwjsraeorjpannaiyougo141htmlの項に記載されているように、微細加工技術などを使って加工した狭隘な流路のことであり、表面張力が現れる数ミリ径以下のものである。そして、熱交換器の管内熱伝達率は、管の流路断面寸法の逆数に比例するため、熱交換器をマイクロチャンネル化すると、高い熱伝達率を得ることができる。また、図6に示すように、狭隘なチャンネル内の流体を高速流とすると、温度境界層が薄くなるため、管内の温度勾配がさらに大きくなることから、管壁を通じた熱交換率の上昇を見込むことができる。そこで、最近では、単純な構造で単位体積あたりの電熱面積を大きくするために、フィンを持たない細い裸管を多数配列したマイクロベアチューブ熱交換器と呼ばれる熱交換器が提案されている特開2004-218969号公報参照。本実施例では、このマイクロベアチューブ熱交換器をガスクーラマイクロチャネル熱交換器として用いている。続いて、図8は、本実施例にかかる空気調和機の熱交換器に用いられる気液マイクロチャネル熱交換器の一例を示す斜視図であり、図9-1は、図8の気液マイクロチャネル熱交換器に用いられるハニカムパイプのX-X線断面図であり、図9-2は、ハニカムパイプの断面構成例を示す図であり、図9-3は、ハニカムパイプの断面構成例を示す図であり、図9-4は、ハニカムパイプの断面構成例を示す図であり、図9-5は、ハニカムパイプの断面構成例を示す図であり、図9-6は、ハニカムパイプの断面構成例を示す図である。図8に示す気液マイクロチャネル熱交換器は、ハニカムパイプ41を配管42と43との間に繋いである。図8に示すハニカムパイプ41のX-X線断面の形状は、図9-1に示すように、太径の外管47内に細径の内管44が、外管47の内周面に直接に接触しないように内挿され、外管47と内管44との間の間隙には、複数の中管46を少なくとも内管44の外周面に密接するように内挿配置した構造を有している。そして、内管44の中には、液冷媒を冷却する冷却流体としての空気を流通させると共に、中管46と共に、外管47と内管44との間の間隙全体に熱交換される冷媒を流通させるように構成されている。そして、内管44が空気の強制対流を発生させるブロア45と繋がっており、開口径の異なるブロア45と内管44との間にデフュザー付きの空気通路を介在させている。気液マイクロチャネル熱交換器に用いられるハニカムパイプの他の構成例としては、図9-2~図9-6のようなものを用いることができる。図9-2~図9-4のハニカムパイプは、外管の内径が7mmの場合であり、図9-5のハニカムパイプは、外管の内径が5mmの場合であり、図9-6のハニカムパイプは、外管の内径が9mmの場合である。図9-2のハニカムパイプ41の構造は、外管47と内管44との間の間隙が大きいため、中管46となるマイクロチューブを内管44の外周部に対して2重に配置している。冷媒は、中管46と共に、外管47と内管44との間の間隙全体に流通するようにしている。図9-3のハニカムパイプ構造は、外管47と内管44との間の間隙が図9-2と同じであり、マイクロチューブとなる中管46bが部分的に使用され、それ以外の中管46aは内管44の外周と外管47の内周にそれぞれ接する程度の太い径を持っていて、互いに密接して配置されている。冷媒は、中管46a,46b内と共に、外管47と内管44との間の間隙全体に流通するようにしている。図9-4のハニカムパイプ構造は、外管47と内管44との間の間隙が図9-2と同じであり、中管46は内管44の外周と外管47の内周にそれぞれ接する程度の太い径を持っている。冷媒は、中管46と共に、外管47と内管44との間の間隙全体に流通するようにしている。図9-5のハニカムパイプ構造は、外管47と内管48との間の間隙が狭く、中管49は内管48の外周と外管47の内周にそれぞれ接する程度の内径1mm径以下のマイクロチューブが密接して配置されている。図9-6に示すハニカムパイプ構造は、太径の外管47内に中径の第1内管50が外管47の内周面に直接に接触することなく内挿され、第1内管50内に細径の第2内管44が第1内管50内の内周面に直接に接触することなく内挿され、第1内管50の外周と外管47の内周にそれぞれ接する程度の内径1mm径以下のマイクロチューブからなる中管49が密接して配置されている。そして、第2内管44、および中管49内と共に、外管47と第1内管50との間の間隙全体に冷却流体が流通せしめられ、第1内管50と第2内管44との間の間隙に熱交換される冷媒を流通せしめるように構成されている。このハニカムパイプ構造は、冷媒が内側の冷却媒体と、外側の冷却媒体との両側から冷却されるため、熱交換効率を高くできる。上記したように、図9-1~図9-6に示すようなハニカムパイプ構造を採用することにより、冷媒の流量を多くしたとしても圧力損失が高くなることなく、冷媒と熱交換媒体との伝熱面積を大きくできるため、熱交換効率を高くすることができる。このように、上記実施例1にかかる空気調和機によれば、室外機と室内機のそれぞれの熱交換器におけるガス単相部と液単相部にマイクロチャンネル熱交換器を採用しているため、熱交換効率を大幅に向上させることが可能である。特に、ガス単相部側には、ガスクーラマイクロチャンネル熱交換器30を用いているので、伝熱性能向上と圧力損失の減少を同時に実現することが可能である。また、液単相部側には、気液マイクロチャンネル熱交換器40を用いているので、伝熱性能向上と容積の減少効果が顕著になった。その結果、熱交換器を小型化することにより、冷媒封入量の削減に寄与し、環境負荷の低減が可能になると共に、省資源化や省スペース効果を期待することができる。本実施例2にかかる空気調和機の特徴は、上記実施例1において分割した熱交換器の単位で空冷ファンを設置し、各空冷ファンの回転数を制御できるように構成した点にある。図10は、本実施例にかかる空気調和機の室外熱交換器の各部と空冷ファンとの配置例を示す図であり、図11は、本実施例にかかる空気調和機の室内熱交換器の各部と空冷ファンとの配置例を示す図であり、図12は、本実施例と比較例における空気調和機の室外熱交換機と室内熱交換機の構成と特徴の違いを示す図である。まず、実施例2にかかる空気調和機の室外熱交換器21は、図10に示すように、ガス単相部の熱交換を行うガスクーラマイクロチャンネル熱交換器30と、液単相部の熱交換を行う気液マイクロチャンネル熱交換器40と、気液二相部の熱交換を行うファインチューブ熱交換器60とを備えている。そして、ガスクーラマイクロチャンネル熱交換器30と気液マイクロチャンネル熱交換器40とは、通気方向が同じになるように配置し、第4の送風手段としてのファン223を回転させて送風することにより、気液マイクロチャンネル熱交換器40とガスクーラマイクロチャンネル熱交換器30とを同時に空冷できるように構成されている。ファン223に対して、風上側に気液マイクロチャンネル熱交換器40を配し、風下側にガスクーラマイクロチャンネル熱交換器30が配している。これは、図4-1に示すように、冷房運転時における室外機21では、高温ガス放熱部C1ガスクーラマイクロチャンネル熱交換器30の温度よりも液放熱部B1気液マイクロチャンネル熱交換器40の温度の方が低いため、高温ガス放熱部C1と液放熱部B1とを1台のファン223で冷却する場合に、高温ガス放熱部C1→液放熱部B1と通風するよりも、液放熱部B1→高温ガス放熱部C1へ通風する方が、より低温の空気を通風させることができるからである。また、ファインチューブ熱交換器60は、第1の送風手段としてのファン226を回転させて送風することにより、ファインチューブ熱交換器60のみを空冷できるように構成されている。ファン223とファン226とは、それぞれ不図示のファンモータによって回転され、それらのファンモータの回転数を制御部70によって制御できるようになっている。制御部70は、ガスクーラマイクロチャンネル熱交換器30と気液マイクロチャンネル熱交換器40の出口冷媒温度を検出する温度センサ30a,30b,40a、40bの検出温度が飽和ガス温度になるように、ファン223とファン226の回転数制御を行っている。また、実施例2にかかる他の空気調和機の室内熱交換器11は、図11に示すように、ガス単相部の熱交換を行うガスクーラマイクロチャンネル熱交換器30、気液二相部の熱交換を行うファインチューブ熱交換器60、液単相部の熱交換を行う気液マイクロチャンネル熱交換器40に対して、それぞれ個別の空冷用の第2の送風手段としてのファン123、第1の送風手段としてのファン126、第3の送風手段としてのファン124が配置されている。制御部70は、ガスクーラマイクロチャンネル熱交換器30と気液マイクロチャンネル熱交換器40の出口冷媒温度を検出する温度センサ30a,30b,40a、40bの検出温度をサブクール度の目標値やスーパーヒートの目標値と比較することにより、ファン123、126、124の回転数制御を行っている。なお、図10に示した室外熱交換器21の構成と、図11に示した室内熱交換器11の構成は、一例であってこの例に限定されない。例えば、室外熱交換器21と室内熱交換器11の構成を、図10あるいは図11の何れか一方の構成に統一したり、図10を室内熱交換機11の構成とし、図11を室外熱交換機21の構成としたりするようにしても良い。このような本実施例2にかかる空気調和機の構成は、図12に示す比較例の構成と対比すると、その違いが一層明白になる。つまり、比較例の場合は、室内機や室外機の熱交換器は全てフィンアンドチューブ熱交換器で構成されており、熱交換器内での冷媒状態ガス単相部、気液二相部、液単相部が異なっていても、全てフィンアンドチューブ熱交換器を用いて熱交換が行われている。これに対して、本実施例2の場合は、ガス単相と液単相の熱交換器として、熱交換効率の高いマイクロチャネル熱交換器を用い、気液二相の熱交換器として、フィンアンドチューブ熱交換器を用いることにより、要求される熱交換量の違いに応じて熱交換器の種類を変え、熱交換効率を向上させている。さらに、同じマイクロチャネル熱交換器の中でも、ガス単相部には、ガスクーラマイクロチャネル熱交換器を用い、液単相部には、気液マイクロチャンネル熱交換器を用いるというように、単相部でも冷媒状態に応じた最適のマイクロチャンネル熱交換器を用いているため、熱交換効率をより一層向上させることができる。一方、比較例の場合は、室外機の熱交換器に対して1つのプロペラファンからの送風により冷却を行い、室内機の熱交換器に対して1つのクロスフローファンからの送風により冷却を行っている。これに対して、本実施例2の場合は、図11に示すように、基本的にはガスクーラマイクロチャネル熱交換器と、フィンアンドチューブ熱交換器と、気液マイクロチャンネル熱交換器とに別々のファン123、126、124を配置し、個別にファンの回転を制御することで、各熱交換器の出口における冷媒の目標温度値に近づけることが可能となる。また、図10に示すように、冷媒の温度が低い熱交換器を風上側に、冷媒の温度が高い熱交換器を風下側に配置して同時に通気することにより、2つの熱交換器を1台のファンで冷却するように構成できるため、ファンの数を減らして低コスト化することができる。このように、上記実施例2にかかる空気調和機によれば、ガスクーラマイクロチャンネル熱交換器30と、ファインチューブ熱交換器60と、気液マイクロチャンネル熱交換器40とに対して、制御部70がファンの回転数を個別に制御することができるため、各熱交換器に対して必要かつ十分な冷却能力が得られ、冷凍サイクルの安定的な運転が保証され、信頼性が向上する。特に、サブクール度のコントロールが行えることから、膨張弁の液入力条件が満たし易くなって、冷媒音を低減することができる。また、実施例2にかかる空気調和機によれば、各熱交換器に対してファンを必要以上に回転させる必要がなくなるため、ファンモータの消費電力を必要最小限度に抑えることができ、ファンの送風音を低減することができる。さらに、ファンの数を減らすことで、低コスト化できる。なお、上記実施例1では、冷媒として例えばR32を用いて実施した場合で説明したが、必ずしもこれに限定されるものではなく、例えばR410A、R407Cの他、二酸化炭素、アンモニア等の自然冷媒などであっても同様に実施することが可能である。但し、使用する冷媒毎に飽和液温度が異なるため、個々の冷媒の飽和液温より所定の温度差が得られるか否かを判断して制御を行う必要がある。"