热交换装置及具备该热交换装置的空调机的制作方法

本发明涉及热交换装置及空调机。

背景技术：

作为本技术领域的背景技术，以在作为蒸发器起作用的热交换器的入口侧均匀地分配气液二相流，最大限度发挥热交换器的能力为目的，在专利文献1中，记载了通过与分配器的上游配管正交，连结比上游配管的直径大的腔室部，改进制冷剂分配的偏差。

另外，专利文献2所公开的热交换器是为了即使在使用了散热中的制冷剂温度较大地变化的制冷剂的情况下，也抑制热交换器的热交换器能力的下降，由四分支以上构成导热管的一部分的翅片和管型热交换器，各分支为与层方向大致平行的制冷剂流，另外构成为作为散热器使用的情况下的各分支的制冷剂入口为大致相邻的位置的结构。由此，能不增加空气侧回路的通风阻力、且不使制造成本上升地减少热交换能力的下降(参照摘要)。

另外，公开了专利文献3。专利文献3所公开的空调机为了提供能消除未溶化的霜，并且便宜地实现高性能制热能力的空调机，在具备利用制冷剂回路至少连结压缩机、室内热交换器、膨胀阀、室外热交换器的冷冻循环的空调机中，由多系统的制冷剂流道构成室外热交换器，通过将作为蒸发器使用室外热交换器时的多个系统的制冷剂流道的任一个的入口位于室外热交换器的最上层或距最上层第二层的制冷剂流通管，能实现该空调机(参照摘要)。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本国特开2003-121029号公报

专利文献2：日本国特开2014-20678号公报

专利文献3：日本国特开2011-145011号公报

技术实现要素：

发明所要解决的课题

在空调机的热交换器中，能够通过使分支为多个的制冷剂分支中的气液二相流的分配适当化，使在蒸发器的出口部的各分支的比焓一致，最大限度使用热交换器，能高性能化。

在专利文献1所示的分配器及具备该分配器的空调机中，构成作为使分配器的气液二相流的分配均匀化的机构进行连结的腔室结构。

但是，在专利文献1中，腔室部为特殊结构，难以制造，因此会导致成本增加。另外，因为在横向需要尺寸，因此，设置的自由度小，尤其在应用于横吹型的室外机等的情况下，在横向需要空间，因此，存在限制热交换器的尺寸，无助于提高性能的课题。

另外，通过在空调机的热交换器中，使导热管内的制冷剂流速适当化，能良好地保持制冷剂侧的压力损失和热传导率的平衡，能提高热交换效率。作为其一结构，已知在从气体侧到达液体侧的制冷剂流道的途中使多个流道合流或分支。例如，在专利文献2所示的热交换器中，在途中使作为冷凝器使用时的制冷剂流道合流，实现在液体侧的热传导率的提高，并且在作为蒸发器使用时减少气体侧的压力损失，实现热交换器的高性能化。

在热交换器作为冷凝器起作用时，通过构成空气的流入方向和制冷剂流道方向大致对置地流动的、所谓的对流的制冷剂流道，空气的入口温度和制冷剂出口温度接近，进行效率好的热交换。例如，在专利文献2所示的空调机的室外热交换器中，构成对流地使用冷凝器的流道。

但是，在并用使专利文献2所示的制冷剂流道在途中合流的配置和专利文献3所示的对流的配置的情况下，制冷剂流道的选择自由度变小，不得不选择某一方或在各制冷剂流道的流道长上产生差。作为其结果，存在若使热交换器作为冷凝器起作用的情况和作为蒸发器起作用的情况的任一方的制冷剂分配最适化(换言之，若使空调机的制冷运转和制热运转的某一方的制冷剂分配最适化)，则另一方的制冷剂分配恶化，无法实现高效率的热交换。

另外，专利文献3所示的空调机的室外热交换器具备在使制冷剂流道的液体侧合流后，在热交换器的下部相对于空气流配置于前面侧的辅助冷却器。通过具备辅助冷却器，能提高室外热交换器作为冷凝器起作用时的热交换性能，但在室外热交换器作为蒸发器起作用时，霜、冰容易残留在热交换器的下部，在制热的排水性方面存在课题。

因此，本发明的目的在于抑制在制冷剂分配上产生偏差且提高了热交换器的热交换性能的热交换装置以及空调机。

用于解决课题的方法

为了解决这种课题，本发明的热交换装置或使用该热交换装置的空调机具备供制冷剂流动的导热管、连接多个上述导热管且使空气和制冷剂进行热交换的热交换器、将制冷剂分配至上述多个导热管的分配器、使制冷剂流入上述分配器的流入管以及与上述流入管的途中连接并使在内部流动的制冷剂合流的合流管，上述流入管和上述合流管的合流部位于上述分配器的附近。

发明效果

根据本发明，能提供抑制在制冷剂分配产生偏差且提高了热交换器的热交换性能的热交换装置以及空调机。

附图说明

图1是第一实施方式的空调机的结构示意图。

图2(a)是表示第一实施方式的空调机的室外机中的室外热交换器的配置的立体图，(b)是a-a线剖视图。

图3是第一实施方式的空调机的室外热交换器的制冷剂流道的配置图。

图4是表示由液侧分配管的流道阻力引起的性能影响的说明图。

图5是制冷剂流道的配置图的变形例。

图6是表示第一实施方式的分配器流入配管和现有的分配器的比较的示意图。

图7是第一实施方式的分配器流入配管的详细结构。

图8是关于第一实施方式的分配器中的与合流部的距离的说明图。

图9是第一实施方式的向空调机的背面侧的连接配管配置图。

图10是第一实施方式的空调机的分配器周围的放大图。

图11是第一实施方式的空调机的连接配管背面配置局部放大图。

图12是第二实施方式的空调机的室外热交换器的制冷剂流道的配置图。

图13是第三实施方式的空调机的室外热交换器中的制冷剂流道的配置图。

图14是参考例空调机的结构示意图。

图15(a)是表示参考例的空调机的室外机中的室外热交换器的配置的立体图，(b)是a-a剖视图。

图16是参考例的空调机的室外热交换器的制冷剂流道的配置图。

图17是将参考例的空调机的运转状态表示在莫里尔线图上，(a)表示制冷运转时，(b)表示制热运转时。

具体实施方式

下面，适当参照附图详细地说明用于实施本发明的方式(以下称为“实施方式”)。另外，在各图中，对共通的部分标注相同的符号并省略重复的说明。

《参考例》

首先，在对本实施方式的空调机300(参照后述的图1等)进行说明前，使用图14至图17说明参考例的空调机300c。

图14是参考例的空调机300c的结构示意图。

如图14所示，参考例的空调机300c具备室外机100c和室内机200，室外机100c和室内机200由液体配管30及气体配管40连接。另外，室内机200配置于进行空气调和的室内(空调空间内)，室外机100c配置在室外。

室外机100c具备压缩机10、四方阀11、室外热交换器12c、室外膨胀阀13、接收机14、液体阻止阀15、气体阻止阀16、储能器17、室外风扇50。室内机200具备室内膨胀阀21、室内热交换器22以及室内风扇60。

四方阀11具有四个口11a～11d，口11a与压缩机10的排出侧连接，口11b与室外热交换器12c(后述的气体头111)连接，口11c通过气体阻止阀16及气体配管40与室内机200的室内热交换器22(后述的气体头211)连接，口11d通过储能器17与压缩机10的吸入侧连接。另外，四方阀11能切换四个口11a～11d的连通。具体地说，在空调机300c的制冷运转时，如图14所示，使口11a与口11b连通，并且，使口11c与口11d连通。另外，省略图示，但在空调机300c的制热运转时，使口11a与口11c连通，并且使口11b与口11d连通。

室外热交换器12c具有热交换器部110c、设于热交换器部110c的下侧的辅助冷却器130。

热交换器部110c在制冷运转时作为冷凝器使用，在制热运转时作为蒸发器使用，相对于制冷剂的流动方向，一侧(制冷运转时的上游侧、制热运转时的上游侧)与气体头111连接，另一侧(制冷运转时的下游侧、制热运转时的上游侧)通过液体侧分配管112、分配器113与室外膨胀阀13连接。

辅助冷却器130形成于室外热交换器12c的下部，相对于制冷剂的流动方向，一侧(制冷运转时的上游侧、制热运转时的下游侧)与室外膨胀阀13连接，另一侧(制冷运转时的下游侧、制热运转时的上游侧)通过接收机14、液体阻止阀15、液体配管30、室内膨胀阀21与室内机200的室内热交换器22(后述的分配器213)连接。

室内热交换器22具有热交换器部210。热交换器部210在制冷运转时作为蒸发器使用，在制热运转时作为冷凝器使用。相对于制冷剂的流动方向，一侧(制冷运转时的上游侧、制热运转时的下游侧)通过液体侧分配管212与分配器213连接，另一侧(制冷运转时的下游侧、制热运转时的上游侧)与气体头211连接。

接着，对参考例的空调机300c的制冷运转时的动作进行说明。另外，在制冷运转时，以口11a和口11b连通，并且，口11c和口11d连通的方式切换四方阀11。

从压缩机10排出的高温的气体制冷剂经由四方阀11(口11a、11b)从气体头111输送到室外热交换器12c的热交换器部110c。向热交换器部110c流入的高温的气体制冷剂与由室外风扇50送来的室外空气进行热交换，冷凝并成为液体制冷剂。之后，液体制冷剂在通过液体侧分配管112、分配器113、室外膨胀阀13后，通过辅助冷却器130、接收机14、液体阻止阀15、液体配管30向室内机200输送。向室内机200输送的液体制冷剂由室内膨胀阀21减压，通过分配器213、液体侧分配管212输送到室内热交换器22的热交换器部210。向热交换器部210流入的液体制冷剂与由室内风扇60送来的室内空气进行热交换，蒸发并成为气体制冷剂。此时，通过由热交换器部210热交换而冷却的室内空气由室内风扇60从室内机200向室内吹出，进行室内的制冷。之后，气体制冷剂通过气体头211、气体配管40向室外机100c输送。向室外机100c输送的气体制冷剂经由气体阻止阀16、四方阀11(口11c、11d)，通过储能器17再次向压缩机10流入并被压缩。

接着，对参考例的空调机300c的制热运转时的动作进行说明。另外，在制热运转时，以口11a和口11c连通，并且口11b和口11d连通的方式切换四方阀11。

从压缩机10排出的高温的气体制冷剂经由四方阀11(口11a、11d)，通过气体阻止阀16、气体配管40向室内机200输送。向室内机200输送的高温的气体制冷剂从气体头211向室内热交换器22的热交换器部210输送。向热交换器部210流入的高温的气体制冷剂与由室内风扇60输送的室内空气进行热交换，冷凝并成为液体制冷剂。此时，通过由热交换器部210进行热交换而加热的室内空气由室内风扇60从室内机200向室内吹出，进行室内的制热。

之后，液体制冷剂在通过液体侧分配管212、分配器213、室内膨胀阀21后，通过液体配管30向室外机100c输送。向室外机100c输送的液体制冷剂经由液体阻止阀15、接收机14、辅助冷却器130由室外膨胀阀13减压，通过分配器113、液体侧分配管112，向室外热交换器12c的热交换器部110c输送。向热交换器部110c流入的液体制冷剂与由室外风扇50输送来的室外空气进行热交换，蒸发并成为气体制冷剂。之后，气体制冷剂经由气体头111、四方阀11(口11b、11d)并通过储能器17，再次流入压缩机10并被压缩。

在此，被封入冷冻循环内，在制冷运转时以及制热运转时起到搬运热能的作用的制冷剂作为一例使用r410a、r32、包括r32和r1234yf的混合制冷剂、包括r32和r1234ze(e)的混合制冷剂等。另外，在以下的说明中，以作为制冷剂使用r32的情况为例进行说明，但即使关于使用其他制冷剂的情况，以下说明的压力损失、热传导率以及比焓差等由制冷剂物理性质带来的作用、效果也能同样地得到，因此，省略使用了其他制冷剂的情况的详细的说明。

接着，对参考例的空调机300c的制冷运转时的运转状态进行说明。图17(a)将参考例的空调机300c的制冷运转时的运转状态表示在莫里尔线图上。

图17(a)是将纵轴作为压力p、将横轴作为比焓h的莫里尔线图(p-h线图)，以符号sl表示的曲线是饱和线，从点a到点f表示制冷剂的状态变化。具体地说，从a点到b点表示利用压缩机10的压缩动作，从b点到c点表示利用作为冷凝器起作用的室外热交换器12c的热交换器部110c的冷凝动作，从c点到d点表示在室外膨胀阀13的通过时压力损失，从d点到e点表示利用辅助冷却器130的散热动作，从e点到f点表示利用室内膨胀阀21的减压动作，从f点到a点表示利用作为蒸发器起作用的室内热交换器22的热交换器部210的蒸发动作，从而构成一连串的冷冻循环。另外，△hcomp表示由在压缩机10的压缩动力产生的比焓差，△hc表示由利用冷凝器的冷凝动作产生的比焓差，△hsc表示由利用辅助冷却器130的散热动作产生的比焓差，△he表示由利用蒸发器的蒸发动作产生的比焓差。

在此，制冷能力qe[kw]能够使用在蒸发器中的比焓差△he(kj/kg)、制冷剂循环量gr(kg/s)，由式(1)表示。另外，制冷运转时的效率系数cope[-]能够使用在蒸发器中的比焓差△he[kj/kg]、由利用压缩机10的压缩动力产生的比焓差△hcomp[kj/kg]，由式(2)表示。

qe＝△he·gr…(1)

cope＝△he/△hcomp…(2)

接着，对参考例的空调机300c的制热运转时的运转状态进行说明。图17(b)是将参考例的空调机300c的制热运转时的运转状态表示在莫里尔线图上的图。

如上所述，在制热运转时，与制冷运转时的冷冻循环状态相比，室外热交换器12c的热交换器部110c和室内热交换器22的热交换器部210以冷凝器和蒸发器交替地进行动作，但其以外的动作大致相同。

即，从a点到b点表示利用压缩机10的压缩动作，从b点到c点表示利用作为冷凝器起作用的室内热交换器22的热交换器部210的冷凝动作，从c点到d点表示在室内膨胀阀21的通过时压力损失，从d点到e点表示利用辅助冷却器130的散热动作，从e点到f点表示利用室外膨胀阀13的减压动作，从f点到a点表示利用作为蒸发器起作用的室外热交换器12的热交换器部110c的蒸发动作，从而构成一连串的冷冻循环。

另外，制热能力qc能够以式(3)表示，制热运转时的效率系数copc[-]能够以式(4)表示。

qc＝△hc·gr…(3)

copc＝△hc/△hcomp＝1+cope-△hsc/△hcomp…(4)

另外，在制热运转时，在利用辅助冷却器130的制冷剂的温度比外部气体温度高的情况下，散热损失相对于外部气体变大。因此，为了较高地保持制热运转时的效率系数copc，需要尽量减小利用辅助冷却器130的散热量(即减小△hsc)。另一方面，如图14所示，辅助冷却器130设置于室外热交换器12c的热交换器部110c的下部，具有防止制热运转时的排水盘冻结、防止霜堆积的效果。

另外，如对比图17(a)及17(b)所示，室外热交换器12c的热交换器部110c与作为蒸发器使用时(图17(b)的f-a间)相比，作为冷凝器使用时(图17(a)的b-c间)的制冷剂压力高，制冷剂流速低，因此，压力损失相对地变小，并且表面热传导率变小。因此，在切换制冷运转和制热运转而使用的空调机300c中，以使热交换器部110c的每一个流道的制冷剂循环量在制热与制冷双方为平衡好的流量的方式设定热交换器部110c的流道分支数。

<室外热交换器12c>

如上所述，为了实现热交换器的高效率化，具有在热交换器的途中进行制冷剂流道的合流、分支的方法。关于参考例的空调机300c的室外热交换器12c的结构，使用图15以及图16进一步进行说明。图15(a)是表示参考例的空调机300c的室外机100c中的室外热交换器12c的配置的立体图，图15(b)是a-a剖视图。

如图15(a)所示，室外机100c的内部由分隔板150分隔，在一房间(在图15(a)中为右侧)配置室外热交换器12c、室外风扇50、室外风扇电机51(参照图15(b))，在另一房间(在图15(a)中为左侧)配置压缩机10、储能器17等。

室外热交换器12c载置在排水盘151上，以沿着机箱的两边的形状弯曲为l字型地设置。另外，如图15(b)所示，以箭头af表示室外空气流。被室外风扇50吸入室外机100c的内部的室外空气af通过室外热交换器12c从通气口52向室外机100c的外部排出。

图16是参考例的空调机300c的室外热交换器12c的制冷剂流道的配置图。另外，图16是观察室外热交换器12c的一端侧s1(参照图15(a))的图。

室外热交换器12c构成为具备翅片1、具有折回部2u并沿水平方向往复的导热管2、u弯管接头3、作为制冷剂流道的合流部的三通口4。另外，在图16中，表示室外热交换器12c相对于室外空气af的流动方向排列两列(第一列f1、第二列f2)导热管2而构成的情况。另外，导热管2在第一列f1和第二列f2以锯齿状配置。另外，如图16所示，相对于从右侧向左侧流动的室外空气af的流动，在将室外热交换器12c的热交换器部110c用作冷凝器(即，空调机300c的制冷运转)时，制冷剂的流动从左侧(气体头111侧)向右侧(分配器113侧)流动，构成为疑似对流。

在将室外热交换器12c的热交换器部110c用作冷凝器(即，空调机300c的制冷运转时)，从第二列f2的气体侧流入口g1、g2流入的气体制冷剂一边沿弯曲为l字型的室外热交换器12c的一端部s1(参照图15(a))和另一端部s2(参照图15(a))在水平方向上往复一边在导热管2内流通。

此时，在一端部s1(参照图15(a))通过利用钎焊连接导热管2的端部、相同列(第二列f2)的邻接的导热管2端部和弯曲为u字型的u弯管接头3，构成制冷剂流道。另外，在另一端部s2(参照图15(a))，通过具有将导热管2弯曲为发夹形状的结构的折回部2u(在图16中以虚线表示)，从而不具有钎焊部地构成制冷剂流道。

这样，从气体侧流入口g1、g2流入的气体制冷剂一边在导热管2内沿水平方向往复，一边向互相沿铅垂方向靠近的方向(来自气体侧流入口g1的制冷剂向下方向，来自气体侧流入口g2的制冷剂向上方向)流，到达上下相邻的位置后，在三通口4合流，流入位于室外空气af的上游侧的第一列f1的导热管2。另外，三通口4利用钎焊连接第二列f2的两个导热管2的端部和第一列f1的一个导热管2的端部，构成制冷剂流道的合流部。

从三通口4流入第一列f1的导热管2的制冷剂一边在导热管2内沿水平方向往复，一边向上方向流，在液体侧流出口l1向液体侧分配管112流出。另外，在以下的说明中，将从两个气体侧流入口g1、g2流入，在三通口4合流，直到从一个液体侧流出口l1流出的制冷剂流道称为一个“分支”。并且，向液体侧配管112流出的液体制冷剂在分配器113与来自另一分支的液体制冷剂合流，到达室外膨胀阀13、辅助冷却器130，向接收机14流通。

在此，如图16所示，从气体侧流入口g3、g4到达液体侧出口l2的制冷剂流道与从气体侧流入口g1、g2到达液体侧出口l1的制冷剂流道相比，在液体侧的第一列f1，制冷剂流道长。另外，从气体侧流入口g5、g6到达液体侧出口l3的制冷剂流道与从气体侧流入口g1、g2到达液体侧出口l1的制冷剂流道相比，在气体侧的第二列f2，制冷剂流道变短。

这样，在参考例的空调机300c的室外热交换器12c(热交换器部110c)中，在兼具对流配置和途中合流的情况下，存在难以使各分支的制冷剂流道的长度均等的课题。因此，无法在制冷运转和制热运转双方设定最适的制冷剂分配，在以使一方的运转(例如制热运转)的出口比焓一致的方式设定液体侧分配管112的流道阻力的情况下，在另一方的运转(例如制冷运转)的比焓(制冷剂的温度或干度)方面，在各分支的制冷剂流道上产生差异，作为结果，室外热交换器12c(热交换器部110c)的效率下降。

另外，如上所述，为了较高地保持制热运转时的效率系数copc，期望尽量减小利用辅助冷却器130的散热量。因此，将辅助冷却器130配置于相对于室外空气af的流动方向为上游侧的第一列f1，在与配置辅助冷却器130的位置对应的下游侧的第二列f2配置液体侧出口l7，通过从液体侧出口l7向气体侧流入口g13、g14流的分支，有效地回收由辅助冷却器130散热的热能。

但是，在图16所示的参考例的空调机300c的室外热交换器12c(热交换器部110c)中，在制热运转时，最下部的分支(从气体侧流入口g13、g14向液体侧出口l7流的分支)不为对流的配置，存在提高制冷性能的课题。

另外，辅助冷却器130在制热运转时，如上所述，回收在其风下侧的热交换器部散热的热能，但由于无法全部回收，因此不得不为最小限的区域。

因此，在制冷运转时使导热管内的流速增加，使制冷剂热传导率增加而得到的冷凝性能提高效果被限制。换言之，辅助冷却器130的面积比例为制热性能和制冷性能的折衷关系，存在无法最大限地发挥各自的性能的课题。

另外，在制热运转时由室外膨胀阀13减压并成为气液二相的制冷剂以液态制冷剂在制冷剂通道内偏离的状态流入分配器113。尤其在图16所示的结构的情况下，由于在从室外膨胀阀13到达分配器113的配管路径中存在曲管部，因此，由于在曲管部产生的离心力而偏离的液体制冷剂流入分配器113。

因此，在制冷剂流入分配器113后，在分配至多个制冷剂通道时，在各通道的干度上产生偏差，在作为蒸发器起作用的热交换器的出口比焓上存在不均，存在无法有效地使用热交换器的课题。

《第一实施方式》

接着，使用图1至图4说明第一实施方式的空调机300。图1是第一实施方式的空调机300的结构示意图。图2(a)是表示第一实施方式的空调机300的室外机100的室外热交换器12的配置的立体图，图2(b)是a-a线剖视图。

第一实施方式的空调机300(参照图1及图2)与参考例的空调机300c(参照图14及图15)相比，室外机100的结构不同。具体地说，参考例的室外机100c具备具有热交换器部110c和辅助冷却器的室外热交换器12c，相对于此，第一实施方式的室外机100具备具有热交换器部110、辅助冷却器120以及辅助冷却器130的室外热交换器12的方面不同。其他结构相同，省略重复的说明。

室外热交换器12具有热交换器部110、设于热交换器部110的下侧的辅助冷却器120以及设于辅助冷却器120的下侧的辅助冷却器130。

热交换器部110在制冷运转时作为冷凝器使用，在制热运转时作为蒸发器使用，相对于制冷剂的流动方向，一侧(制冷运转时的上游侧、制热运转时的下游侧)与气体头111连接，另一侧(制冷运转时的下游侧、制热运转时的上游侧)通过液体侧分配管112与分配器113连接。

辅助冷却器120在室外热交换器12的下部位于比辅助冷却器130靠上侧，相对于制冷剂的流动方向，一侧(制冷运转时的上游侧、制热运转时的下游侧)与分配器113连接，另一侧(制冷运转时的下游侧、制热运转时的上游侧)与室外膨胀阀13连接。

辅助冷却器130在室外热交换器12的下部位于比辅助冷却器120靠下侧，相对于制冷剂的流动方向，一侧(制冷运转时的上游侧、制热运转时的下游侧)与室外膨胀阀13连接，另一侧(制冷运转时的下游侧、制热运转时的上游侧)经由接收机14、液体阻止阀15、液体配管30以及室内膨胀阀21与室内机200的室内热交换器22(后述的分配器213)连接。

由于为这种结构，因此在空调机300的制冷运转时，从气体头111向热交换器部110流入的高温的气体制冷剂与由室外风扇50送来的室外空气进行热交换，冷凝并成为液体制冷剂。之后，液体制冷剂通过液体侧分配管112、分配器113、辅助冷却器120以及室外膨胀阀13后，经由辅助冷却器130、接收机14、液体阻止阀15以及液体配管30向室内机200输送。

另外，在空调机300的制热运转时，从室内机200经由液体配管30向室外机100输送的液体制冷剂经由液体阻止阀15、接收机14以及辅助冷却器130由室外膨胀阀13减压，并经由辅助冷却器120、分配器113以及液体侧分配管112向室外热交换器12c的热交换器部110输送。向热交换器部110流入的液体制冷剂与由室外风扇50送来的室外空气进行热交换，蒸发并成为气体制冷剂，并向气体头111输送。

<室外热交换器12>

使用图3进一步说明第一实施方式的空调机300的室外热交换器12的结构。图3是第一实施方式的空调机300的室外热交换器12中的制冷剂流道的配置图。另外，图3是观察室外热交换器12的一端侧s1(参照图2(a))的图。

室外热交换器12构成为具备翅片1、具有折回部2u且在水平方向上往复的导热管2、u弯管接头3、作为制冷剂流道的合流部的三通口4以及连接管5。另外，室外热交换器12与参考例的室外热交换器12c(参照图16)相同，排列两列导热管2(第一列f1、第二列f2)而构成，导热管2在第一列f1和第二列f2以锯齿状配置，在将室外热交换器12的热交换器部110作为冷凝器使用(即，空调机300的制冷运转时)时，制冷剂的流与室外空气af的流为疑似对流。

关于室外热交换器12(热交换器部110)的第一分支(从气体侧流入口g1、g2向液体侧出口l1流的分支)的制冷剂的流动进行说明。从气体侧流入口g1、g2流入的气体制冷剂一边在导热管2内沿水平方向往复一边向相互沿垂直方向接近的方向(来自气体侧流入口g1的制冷剂向下方向，来自气体侧流入口g2的制冷剂向上游侧)流，到达上下邻接的位置后，在三通口4处合流，流入位于室外空气af的上游侧的第一列f1的导热管2。

从三通口4向第一列f1的导热管2流入的制冷剂一边在导热管2内沿水平方向往复一边向上方向流，在与气体侧流入口g1同一层(另外，由于第一列f1和第二列f2锯齿状配置导热管2，因此比气体侧流入口g1下降半间距的位置)利用连接管5，流入与三通口4连接的第一列f1的导热管2的下一个的导热管2。另外，连接管5利用钎焊连接与气体侧流入口g1为同一层的第一列f1的导热管2的端部和与三通口4连接的第一列f1的导热管2的下一个的导热管2的端部，构成制冷剂流道。

从连接管5流入导热管2的制冷剂一边在导热管2内沿水平方向往复一边向下方向流，在与气体侧流入口g2同一层(另外，由于第一列f1和第二列f2锯齿状配置导热管2，因此，比气体侧流入口g2下降半间距的位置)，在液体侧流出口l1向液体侧分配管112流出。

即，从气体侧流入口g1到三通口4的导热管2的水平方向的往复次数、从气体侧流入口g2到三通口4的导热管2的水平方向的往复次数、从三通口4到连接管5的导热管2的水平方向的往复次数、从连接管5到液体侧流出口l1的导热管2的水平方向的往复次数相等。

之后，向液体侧分配管112流出的液体制冷剂利用分配器113与来自其他分支的液体制冷剂合流，到达辅助冷却器120、室外膨胀阀13以及辅助冷却器130，并向接收机14流通。

并且，室外热交换器12的第二分支(从气体侧流入口g3、g4向液体侧出口l2流的分支)成为与第一分支(从气体侧流入口g1、g2向液体侧出口l1流的分支)相同的制冷剂流道。关于以下的分支也相同，室外热交换器12(热交换器部110)具备多个与第一分支相同的制冷剂流道(在图3的例子中为七个)。

通过为这种结构，第一实施方式的空调机300的室外热交换器12(热交换器部110)能兼具对流配置、途中合流，能使各分支中的制冷剂流道的长度相等。由此，能以在制冷运转和制热运转双方成为适当的制冷剂分配的方式设定液体侧分配管112的流道阻力。

即，在制热运转中，在以使出口比焓一致的方式设定液体侧分配管112的流道阻力时，由于各分支的制冷剂流道相同，因此，不需要在各分支中的液体侧分配管112的流道阻力上赋予差异。因此，在制冷运转中，能防止产生由液体侧分配管112的流道阻力的差异而引起的各分支中的制冷剂流道的比焓(制冷剂的温度或干度)的差异，能防止热交换率下降。由此，能在制冷运转和制热运转双方中提高空调机300的性能。

另外，作为制热运转时的分支的制冷剂流道的分支部，使用三通口4。在将室外热交换器12的热交换器部111用作蒸发器的制热运转时，从液体侧出口l2流入的液体制冷剂在室外热交换器12的第一列f1与室外空气进行热交换，并成为气液混合制冷剂。在三通口4的三通部分，从与第一列f1的导热管2的端部连接的一侧观察，向与两个第二列f2的导热管2的端部连接的一侧的分支部的制冷剂流道形状为对称的形状(左右均等形状)(未图示)。由此，通过制冷剂与三通口4的三通部分碰撞并分支，向气体侧流入口g1流的制冷剂和向气体侧流入口g2流的制冷剂的、液体制冷剂和气体制冷剂的比例均等，能使在蒸发器出口部分的干度或比焓大致均等。由此，制热运转时的热交换性能变高，能实现高效的空调机300。

另外，例如在专利文件2的热交换器中，将具备从比热交换器的中间稍下侧连接至上层的配管和在该配管的前端分支的三通部的三通配管连接至导热管(参照专利文献2的图1)。为了为这种结构，首先，需要利用熔融温度高的钎焊材料连接三通部和配管并制造三通配管，之后，利用熔融温度低的钎焊材料连接导热管和三通配管。因此，产生工序增加、由三通部和配管的钎焊部的再熔融引起的气体泄漏不良等，容易产生产品可靠性下降。相对于此，在第一实施方式的室外热交换器12中，通过利用导热管2对u弯管接头3、三通口4以及连接管5进行钎焊，能制造室外热交换器12，提高热交换性能，并且能实现制造工序的削减、可靠性的提高。

另外，如图1及图3所示，第一实施方式的空调机300的室外热交换器12具备辅助冷却器120，相对于制冷剂的流动方向，在分配器113与室外膨胀阀13之间配置辅助冷却器120。如果使用其他表现，则在辅助冷却器120与辅助冷却器130之间配置室外膨胀阀13。

通过这种结构，在空调机300的制冷运转时，来自热交换器部110的各分支的液体制冷剂在分配器113中合流，流入辅助冷却器120。由此，通过制冷剂的流速增加，制冷剂侧热传导率提高，提高了室外热交换器12的热交换性能，提高了空调机300的性能。

另外，在空调机300的制热运转时，由室外膨胀阀13减压且制冷剂温度下降了的液体制冷剂流入辅助冷却器120。由此，能减少辅助冷却器120的散热量，提高制热运转时的效率系数copc。另外，通过流入辅助冷却器120的制冷剂温度比制热运转时的室外空气af的外部气体温度低，能适当地减少辅助冷却器120的散热量。

另外，如图3所示，辅助冷却器120以及辅助冷却器130设于室外热交换器12的第一列f1，在最下层设置辅助冷却器130，在其上设置辅助冷却器120。

在此，室外热交换器12(热交换器部110)的第八分支(从气体侧流入口g15、g16向液体侧出口8流的分支)由从气体侧流入口g15、g16到在三通口4合流的第二列f2的第一热交换区域、在与第一热交换区域相同层(但是，由于锯齿状配置，因此偏离半间距)且在途中对连接管5进行连接的第一列f1的第二热交换区域以及与辅助冷却器120、130相同层(但是，由于锯齿状配置，因此偏离半间距)的第二列f2的第三热交换区域构成。

通过为这种结构，在空调机300的制冷运转时，第一热交换区域和第二热交换区域的制冷剂的流和室外空气af的流为疑似对流。并且，第三热交换区域位于第二列f2，但在相同层的第一列f1设置辅助冷却器120、130，由热交换器部110热交换后的液体制冷剂流入辅助冷却器120、130，因此，即使在第三热交换区域，制冷剂的流和室外空气af的流也为疑似对流。另外，相对于室外空气af的流动方向，通过将第八分支的液体侧出口l8设于辅助冷却器130的下游侧，在空调机300的制热运转时，能在第八分支的第三热交换区域有效地回收由辅助冷却器130散热了的热能。由此，能在制冷运转和制热运转双方提高空调机300的性能。

另外，室外热交换器12的第一列f1在垂直方向观察，按照热交换器部110、辅助冷却器120以及辅助冷却器130的顺序排列。通过为这种配置，在制热运转时，由于能在作为蒸发器起作用的热交换器部110与将排水盘的冻结防止作为目的而成为高温的辅助冷却器130之间配置以其中间温度进行动作的辅助冷却器120，因此，能减少通过了翅片1的热传导损失。同样地，在制冷运转时，在作为冷却器起作用的热交换器部110与在热交换器部110中进行了热交换且由室外膨胀阀13减压后的液体制冷剂流入并成为低温的辅助冷却器130之间配置以其中间温度进行动作的辅助冷却器120，因此，能减少通过了翅片1的热传导损失。

<液体侧分配管>

接着，对连接热交换器部110的各分支的液体侧出口(l1、l2，…)、分配器113的液体侧配管112的流道阻力(压力损失)进行说明。

液体侧分配管112的流道阻力(压力损失)期望以在各分支的分配管上互相收敛于±20％以内的方式设定。

在此，液体侧分配管112的流道阻力△plp[pa]使用液体侧分配管112的管摩擦系数λ[-]、液体侧分配管112的长度l[m]、液体侧分配管112的内径d[m]、制冷剂密度ρ[kg/m³]、制冷剂流速u[m/s]，能够由式(5)表示。另外，管摩擦系数λ[-]使用雷诺数re[-]，能够由式(6)表示。另外，雷诺数re[-]使用制冷剂流速u[m/s]、液体侧分配管112的内径d[m]以及动粘性系数γ[pa·s]，能够由式(7)表示。

△plp＝λ·(l/d)·ρu²/2…(5)

λ＝0.3164·re^-0.25…(6)

re＝ud/γ…(7)

即，从式(5)求出的液体侧分配管112的流道阻力△plp期望以在各分支的分配管中互相收敛于±20％以内的方式设定。并且，通过对式(5)关于液体侧分配管112的长度l[m]、液体侧分配管112的内径d[m]进行整理，期望以下式(8)所示的压力损失系数△pc以在各分支的分配管中互相收敛于±20％以内方式设定。

△pc＝l/d^5.25…(8)

如图2(b)所示，在相对于室外热交换器12沿水平方向送风的室外机100中，在上下得到大致一样的风速分布。另外，如图3所示，室外热交换器12的热交换器部110具备多个与第一分支相同的制冷剂流道。通过为这种结构，即使未较大地调整液体侧分配管112的流道阻力(换言之±20％以内的调整)，也能使制冷剂分配一样。另外，通过减小液体侧分配管112的流道阻力的差(收敛于±20％以内)，在制冷运转和制热运转双方，能难以在制冷剂分配上产生差别。

除此之外，液体侧分配管112的流道阻力(压力损失)期望设定为由热交换高度尺寸h[m]产生的液体水头差的50％以上。即，若使制冷中间能力(相对于额定能力为50％左右能力)运转时的分配管阻力为△plprc，则期望满足式(9)。另外，ρ是制冷剂密度[kg/m³]，g是重力加速度[kg/s²]。

△plprc≥0.5ρgh…(9)

由此，相对于制冷运转时的额定能力，能力小，为50％左右，即使在冷凝器的制冷剂压力损失变小的运转时，也能防止由液体水头差引起的制冷剂分配的恶化，能提高制冷中间能力运转时的cop。

另外，由于满足式(9)的情况在热交换器高度尺寸h[m]为0.5m以上的情况下，制冷中间能力运转时的效率提高效果大，因此，更有效。其理由在于，在热交换器高度尺寸h[m]为0.5m以上的情况下，在制冷剂侧产生的水头差大，容易产生由分配恶化引起的性能下降，但通过满足式(9)，能适当地防止制冷剂分配的恶化，能提高制冷中间能力运转时的cop。

图4是表示在第一实施方式的空调机300的结构中，由液体侧分配管112的流道阻力引起的性能影响的说明图。图4所示的图表的横轴表示液体侧分配管112的流道阻力，纵轴表示制冷中间能力运转时的cop、制热额定运转时的cop、apf(annualperformancefactor；期间能量效率)。用实线表示由液体侧分配管112的流道阻力引起的制冷中间能力运转时的cop的变化，用虚线表示由液体侧分配管112的流道阻力引起的制热额定运转时的cop的变化，用点线表示由液体侧分配管112的流道阻力引起的apf的变化。另外，图4中图示满足式(9)的区域。

如图4所示，在第一实施方式的空调机300的结构中，液体侧分配管112的流道阻力越增加，制冷中间能力运转时的cop越提高，但存在制热额定运转时的cop下降的倾向。这是由于，随着液体侧分配管112的流道阻力的增加，制热运转时的辅助冷却器120的温度上升，来自辅助冷却器120的散热量增加，因此cop下降。

因此，期望以尽量抑制制热额定运转时的cop的下降，且提高apf的方式，并以使制热额定运转时的分配管阻力△plpdt成为式(10)的方式进行设定。在此，△tsat是由分配管阻力引起的饱和温度差[k]。

△tsat(△plpdt)≤5…(10)

由此，能够使制热额定运转时的辅助冷却器120的温度不比外部气体温度高，能抑制散热损失且提高cop。

另外，作为用于第一实施方式的空调机300的冷冻循环的制冷剂，能够单独使用r32、r410a、r290、r1234yf、r1234ze(e)、r134a、r125a、r143a、r1123、r290、r600a、r600、r744或复合了这些中的多个的制冷剂。

尤其在作为制冷剂使用r32(单独使用r32或含有70重量％以上的r32的混合制冷剂)、r744的冷冻循环中，能够适当地使用第一实施方式的空调机300的结构。在使用r32(含有70重量％以上的r32的混合制冷剂)、r744的情况下，与使用其他制冷剂的情况相比，具有热交换器的压力损失变小的倾向，容易产生由制冷剂的液体水头差引起的分配恶化。因此，通过使用第一实施方式的空调机300的结构，能减少制冷剂分配恶化，提高空调机300的性能。

另外，在图3中，说明了室外热交换器12(热交换器部110)的第一分支(从气体侧流入口g1、g2向液体侧出口l1流的分支)在三通口4中合流后，一边在第一列f1中沿水平方向往复一边向上方向流，经由连接管5，一边从与三通口4连接的第一列f1的导热管2的下一个导热管2沿水平方向往复一边向下方向流的情况，但制冷剂流道的结构并未限定于此。

例如，也可以是下述结构：如图5(a)，在三通口4合流后，一边在第一列f1沿水平方向往复一边向下方向流，经由连接管5a，一边从与三通口4连接的第一列f1的导热管2的下一个导热管2沿水平方向往复一边向上方向流。

另外，也可以是下述结构：如图5(b)，在三通口4合流后，一边在第一列f1中沿水平方向往复一边向上方流，经由连接管5b，一边从与气体侧流入口g2为同一层(但是，由于为锯齿状配置，因此偏离半间距)的第一列f1的导热管2沿水平方向往复一边向上方向流。另外，省略图示，但也可以是下述结构：在三通口4合流后，一边在第一列f1中沿水平方向往复一边向下方向流，经由连接管5，一边从与气体侧流入口g1相同层(但是，由于为锯齿状配置，因此偏离半间距)的第一列f1的导热管2沿水平方向往复一边向下方向流。

另外，在图5(b)那样的结构的情况下，与三通口4连接的第一列f1的导热管2与液体侧流出口l1接近。因此，如图3、图5(a)所示，为与三通口4连接的第一列f1的导热管2与液体侧流出口l1离开的结构从减少通过了翅片1的热传导损失的观点来说是优选的。

<制冷剂流道的合流部>

另外，在作为蒸发器进行作用时，如果还不考虑分配器113中的干度分配，则蒸发器出口的各分支分度不均而导致性能下降。

因此，在本实施例的空调机300中，如图6(b)那样构成在制热时从辅助冷却器120连接出的多个制冷剂流道流入分配器113的路径。该路径具有直接向分配器113连接的流入管114和在流入管的途中合流的合流管115。合流管115与流入管114的合流部116连接，相对于流入管114大致垂直且连接于分配器113附近。

图6(a)表示向普通的分配器113的流入配管形状，由于在上部具有弯曲部，因此，由于流经内部的气液二相流内、惯性大的液相偏向弯曲部的外侧，产生在分配中113中的制冷剂分配偏离的问题。

相对于此，在图6(b)所示的本实施例的空调机300的分配器113的流入管114中，通过在分配器113的之前不远处(从分配器113到合流部116的距离lf)具有合流部116，搅拌具有偏离的气液二相流，使分配器113中的制冷剂分配均等化。

在流入管114以及合流管115中流动的二相制冷剂在到达合流部116之前，液体制冷剂与气体制冷剂分离且液体制冷剂沿配管的壁面以环状流流动。并且，通过在合流部116，两个环状流相交，搅拌液体制冷剂和气体制冷剂而成为气液混合状态，并以喷雾流流动。喷雾流若流过预定距离，则慢慢向从液体制冷剂与气体制冷剂混合的状态分离转移，因此，期望合流部116位于分配器113的附近。

图7表示合流管115的详细形状，相对于合流部116的配管内径d1，来自辅助冷却器120的流入管114以及合流管115分别为比合流部116小的内径d1、d2。

另外，合流部116与分配器113入口的距离lf为合流部116的配管内径d1的5倍以内。通过这样设定，能充分得到利用合流的气液二相流的搅拌而均等地分配在分配器114中的干度，蒸发器的制冷剂分配均等，能实现高效率的蒸发器。

图8表示是日本国特开2013-178044所示的在膨胀阀后游侧产生的喷雾流(在上述公知文献中表述为旋转喷嘴)向环状流(在上述公知文献中表述为气泡环状流)的转移长度与管内径的比(lf/d1)由于质量速度g[kg/m²s]而变化的特性，具有式(11)表示的关系。该关系式表示制冷剂是喷雾流的范围。

lf/d1≤1.2g^0.36…(11)

在本实施例的向分配器113的流入管114中，在分配器113的之前不远处具有合流部116，与在室外膨胀阀13后游侧产生的喷雾流相同，气液二相流成为混合状态，因此，同样能根据式(11)推断混合状态的范围。

在此，在图8中，以菱形记号◆表示的数值是作为制冷剂使用r32，额定制热能力是14[kw]相当的空调机的运转范围，由下述条件计算出的数值。

制冷剂质量流量gr＝0.008～0.083[kg/s]

合流部内径d1＝0.0107[m]

在上述条件下，表示喷雾流向环状流转移的lf/d1的范围为6.0～14.0，因此，通过以该范围以下的方式大致相对于合流部内径为6倍以内(lf/d1≤6)构成合流部116与分配器113的距离lf，在运转范围内，能实现在分配器113中的均等的制冷剂分配的情况。

另外，与运转范围中为使用频率高的gr＝0.012～0.083[kg/s]的范围对应，也可以为lf/d1≤7。另一方面，为了确保钎焊性，期望为lf/d1≥4。

在此所说的钎焊性的确保是防止在进行接近的两处的钎焊时，先对一方进行钎焊，之后对另一方进行钎焊的情况下，由于前者被后者的钎焊加热，再次熔融。即，由于连接于分配器113下部的配管的钎焊和合流部116的钎焊，先钎焊了的部分被后钎焊时的热影响，需要前者的钎焊材料不会再熔融。钎焊部的距离越大、配管的直径越小，越能减小对另一方的热影响，通过为lf/d1＞4，能防止相互靠近的钎焊部的不良。由此，能可靠地确保钎焊部的气密，能确保产品的可靠性。

接着，图9是从空调机300的室外机100的背面侧观察的机内配管的配置图。在此，表示液体配管30、气体配管40连接于室外机100的背面侧的情况的结构。

为了在背面侧设置连接配管30、40，需要液体配管30、气体配管40分别从液体阻止阀15(图9中未表示)和气体阻止阀16通过室外机100内部，并到达背面侧的流道。即，不仅是储能器17、膨胀阀13、分配器113等循环构成部件，还需要连接这些构成部件的配管，因此，需要避开液体配管30、配管40通过的空间地配置。

图10表示第一实施方式的分配器113周围的配管结构，连接室外膨胀阀13和辅助冷却器130的配管、连接分配器113和辅助冷却器120的配管(分配器流入管114、合流管115)密集地配置于热交换器部110的一端部s1。

在此，与分配器113连接的配管具有在图7所示的分配器113之前不远处具有合流部116的形状，与合流部的配管内径d1相比，与辅助冷却器120连接的流入管114以及合流管115的内径d1、d2设定得小。

流入管114以及合流部115的配管直径小能够使以防止室外膨胀阀13与辅助冷却器130的连接配管的干涉的配管形状配置变得容易，也能空出配置液体配管30、气体配管40的空间。

另外，通过在到达合流部116的流入管114、合流管115的路径设置弯曲部，即使在管内的液体制冷剂产生偏离的情况下，也能通过在合流部116中的两路径的制冷剂在垂直方向上碰撞并搅拌，流入分配器113的制冷剂变化为大致在管剖面均等的流动样式。

另外，在垂直合流的合流部116的形状中，相对于使用y字型的弯管接头设置的情况下等的其他合流方法，能使钎焊部位为最小限，即使在制造成本的减少、泄漏可靠性的确保方面也优异。

图11是利用这些配管的形状，空出供连接配管(液体配管30、气体配管40)通过的空间的状态的外观图，表示能确保充分的连接配管的设置空间。

如以上所说明，由于能通过构成分配管113的入口配管，在维持了制冷剂分配的均等化的基础上，能实现向室外机机箱内的小型的安装，因此能使热交换器的宽度尺寸最大限地大，能实现高效率的空调机。

另外，利用了这种合流部116的制冷剂的分配构造即使在没有本实施例的辅助冷却器120、130的情况下，也当然能单独使用，即使在需要使两个以上的制冷剂流道合流的构造的情况以外，也能够在途中使例如以气液二相供制冷剂流动的配管分支，通过在分配器113上游侧合流而得到适当的制冷剂分配。

《第二实施方式》

接着，使用图12说明第二实施方式的空调机300。图12是第二实施方式的空调机300的室外热交换器12a中的制冷剂流道的配置图。另外，图12是观察室外热交换器12a的一端侧s1(参照图2(a))的图。

第二实施方式的空调机300与第一实施方式的空调机300相比，室外热交换器12a的结构不同。具体地说，室外热交换器12a在排列三列导热管2(第一列f1、第二列f2、第三列f3)而构成这方面不同。其他结构相同，省略重复的说明。

如图12所示，从气体侧流入口g1、g2流入的气体制冷剂一边在第三列f3的导热管2内沿水平方向往复一边向互相沿垂直方向离开的方向(来自气体侧流入口g1的制冷剂向上方向，来自气体侧流入口g2的制冷剂向下方向)流，在离开至预定的位置后，通过从第三列f3的导热管2的端部向第二列f2的导热管2的端部连接的u口流入第二列f2的导热管2。以后，第二列f2以及第一列f1中的制冷剂的流与第一实施方式相同(参照图3)。换言之，第二实施方式的室外热交换器12a为相对于两列的室外热交换器12(参照图3)延长了气体侧的制冷剂流道的结构。

由此，即使在室外热交换器12a为三列的结构的情况下，也与两列的情况相同(参照图3)，进一步促进空调机300的高效率化。

《第三实施方式》

接着，使用图13说明第三实施方式的空调机300。图13是第三实施方式的空调机300的室外热交换器12b中的制冷剂流道的配置图。另外，图13是观察室外热交换器12b的一端侧s1(参照图2(a))的图。

第三实施方式的空调机300与第二实施方式的空调机300相同，室外热交换器12b排列三列(第一列f1、第二列f2、第三列f3)导热管2而构成。另一方面，相对于第二实施方式的室外热交换器12a在第二列f2与第一列f1之间配置了三通口4，第三实施方式的室外热交换器12b在第三列f3与第二列f2之间配置了三通口4这一点不同。其他结构相同，省略重复的说明。

如图13所示，第三实施方式的室外热交换器12b中的第三列f3及第二列f2中的制冷剂的流与第一实施方式的室外热交换器12中的第二列f2及第一列f1中的制冷剂的流相同。经由在与气体侧流入口g2相同层从第二列f2的导热管2的端部向在与气体侧流入口g2相同层第一列f1的导热管2的端部连接的u口，流入第一列f1的导热管2。并且，从u口流入第一列f1的导热管2的制冷剂一边在第一列f1的导热管2内沿水平方向往复一边向上方向流，在与气体侧流入口g1相同层且在液体侧流出口l1向液体侧分配管112流出。换言之，第三实施方式的室外热交换器12b为相对于两列的室外热交换器12(参照图3)延长了液体侧的制冷剂流道的结构。

由此，即使在室外热交换器12b为三列的结构的情况下，也与两列的情况(参照图3)相同，能进一步促进空调机300的高效率化。除此之外，在三通口4合流后的制冷剂流道(液体侧的制冷剂流道)的流道长变长，导热管2内的制冷剂流速高的区域相对地增加。

另外，期望以根据空调机300的额定能力、导热管纵长、导热管剖面积、制冷剂种类，为最适的制冷剂流速的方式，选择分支数并且选择使三通口4的位置是如第二实施方式那样配置于第二列f2与第一列f1之间(参照图12)还是如第三实施方式那样配置于第三列f3与第二列f2之间(参照图13)的哪一个。由此，能进一步提高热交换器性能。

另外，与现在为主流的制冷剂r410a相比，在将r32、r744等作为制冷剂使用的情况下，制冷剂流道中的压力损失也相对小，因此，通过如第三实施方式那样(参照图13)较长地选择液体侧的合流后的流道长，能最大限地引出室外热交换器12b及具备该室外热交换器12b的空调机300的性能。

《变形例》

另外，本实施方式(第一～三实施方式)的空调机300未限定于上述实施方式的结构，能在不脱离发明的主旨的范围内进行多种改变。

在以上的说明中，以空调机300为例进行说明，但并未限定于此，能广泛地应用于具备冷冻循环的冷冻循环装置。能广泛地应用于对物品进行冷藏或加热的冷藏加热陈列柜、能对饮料罐进行冷藏或加热的自动售卖机、在加热液体且贮存的加热泵式供开水机等中具备冷冻循环的冷冻循环装置。

另外，以室外热交换器12(12a、12b)相对于室外空气的流动方向具备两列或三列的例子进行了说明，但并未限定于此，可以为四列以上。

另外，即使关于室内热交换器22，也与室外热交换器12(12a、12b)相同，可以具备多个制冷剂流道的分支p(参照图3)的结构。另外，可以将室外热交换器12的液体侧分配管112的结构应用于室内热交换器22的液体侧分配管212。

符号说明

1—翅片，2—导热管，3—u弯管接头，4—三通口，5—连接管，10—压缩机，11—四方阀，12—室外热交换器，13—室外膨胀阀，14—接收机，15—液体阻止阀，16—气体阻止阀，17—储能器，21—室内膨胀阀，22—室内热交换器，30—液体配管，40—气体配管，50—室外风扇，60—室内风扇，100—室外机，200—室内机，300—空调机，110—热交换器部，111—气体头，112—液体侧分配管，113—分配器，114—流入管，115—合流管，116—合流部，120—辅助冷却器，130—辅助冷却器，s1—一端部，s2—另一端部，f1—第一列(多个导热管的列)，f2—第二列(多个导热管的列)，f3—第三列(多个导热管的列)，g1、g2—气体侧流入口，l1—液体侧流出口，lf—分配器与合流部的距离，d1—合流部内径，d1—流入管内径，d2—合流管内径。

权利要求书(按照条约第19条的修改)

1.(修改后)一种热交换装置，其特征在于，

具备：

供制冷剂流动的导热管；

连接多个上述导热管且使空气和制冷剂进行热交换的热交换器；

将制冷剂分配至上述多个导热管的分配器；

使制冷剂流入上述分配器的流入管；以及

与上述流入管的途中连接并使在内部流动的制冷剂合流的合流管，

上述流入管和上述合流管的合流部位于上述分配器的附近，

上述合流管相对于上述流入管大致垂直地连接。

2.(修改后)一种热交换装置，其特征在于，

具备：

供制冷剂流动的导热管；

连接多个上述导热管且使空气和制冷剂进行热交换的热交换器；

将制冷剂分配至上述多个导热管的分配器；

使制冷剂流入上述分配器的流入管；以及

与上述流入管的途中连接并使在内部流动的制冷剂合流的合流管，

上述流入管和上述合流管的合流部位于上述分配器的附近，

上述合流部的管内径比合流前的上述流入管以及上述合流管的管内径大。

3.根据权利要求1所述的热交换装置，其特征在于，

制冷剂包括70重量％以上的r32，

上述合流部与上述分配器的距离(lf)是上述合流部的管内径(d1)的6倍以内。

4.根据权利要求1所述的热交换装置，其特征在于，

上述合流部与上述分配器的距离(lf)是上述合流部的管内径(d1)的4倍以上。

5.根据权利要求1所述的热交换装置，其特征在于，

具备设于制冷剂流道且对制冷剂减压的膨胀阀和从上述膨胀阀流出的制冷剂分支的分支部，

上述热交换器具有供在上述分支部分支后的制冷剂流动的第一辅助冷却器部，

上述分支后的制冷剂在上述合流部合流。

6.根据权利要求5所述的热交换装置，其特征在于，

上述热交换器还在上述膨胀阀前具备供制冷剂流动的第二辅助冷却器部。

7.根据权利要求1所述的热交换装置，其特征在于，

上述合流部与上述分配器的距离(lf)[m]、上述合流部的管内径(d1)[m]以及制冷剂的质量速度(g)[kg/(m²s)]的关系为：

lf/d≤1.2g^0.36。

8.一种空调机，其特征在于，

具备权利要求1～7任一项所述的热交换装置。