JP4196974B2 - 空気調和機 - Google Patents

Description

この発明は、冷媒と空気等の流体間での熱交換を行うフィンチューブ型熱交換器を用いた空気調和機に関するものである。

従来の空気調和機は、一部の熱交換器におけるフィンの風上側縁部及び風下側縁部のそれぞれが、互いにその延長線の交差部分の角度が同じ鈍角をなす２本の直線部と、２本の直線部の間を結ぶ１本の曲線部とからなる略くの字状に形成していた（例えば、特許文献１参照）。また、熱交換器を３つの部分に分割し、それぞれ折り曲げて配置したものもあった（例えば、特許文献２参照）。また、前側熱交換器を送風ファンの周面一部を囲むように円弧状に形成し、熱交換パイプを熱交換空気の流通方向と直交する方向に複数列設け、かつ熱交換空気の風上側列と風下側列とで互いに二等辺三角形が描かれるように配置したものもあった（例えば、特許文献３参照）。また、少なくとも１つの平坦部の、熱交換パイプの近傍に位置する突起を設けて、熱交換パイプの周りの平坦部に沿って流れる風速を遅くするものもあった（例えば、特許文献４参照）。また、整流用抵抗体をパイプの下流位置でパイプに対応してそれぞれ設け、パイプにより発生する大きな後流を縮流しようとするものもあった（例えば、特許文献５参照）。

特開２００４−１９９９９号公報（第９頁、図１） 特開平９−２２９４０３号公報（第２頁、図２） 特許第３０９１８３０号公報（第５頁〜第７頁、図１、図２） 特開平６−３４１５４号公報（第２頁、第３頁、図１） 実公平６−８４０９号公報（第２頁〜第３頁、第５図、第７図）

従来の一部の熱交換器の風上側縁部と風下側縁部の形状をそれぞれ２本の直線部とし、その２本の直線部の接続を曲線とした空気調和機は、風下側縁部の下側の直線部で送風機と近接する構成であリ、熱交換器風下側縁部が送風機に極端に近接する部分が生じる。熱交換器縁部が送風機に近づくため、この部分の伝熱管も送風機の近くに位置し、伝熱管の後流部に生じる死水域と呼ばれる渦領域が送風機に流入して騒音を発生する可能性があった。また、この付近の伝熱管と送風機の距離が一定でない場合、最も近接する部分の風速が早くなって不均一な風速分布が生じるため、空気流に温度むらを生じ、熱交換器性能が低下するという問題点があった。また、不均一な風速分布のために、送風機内の翼間の流れが不安定となり送風量が不安定となる問題点もあった。

また、熱交換器を分割して折り曲げて配置した構成では、フィンの伝熱面積の欠損が生じたり、熱交換器同士の結合部の空隙において空気流速が増大し、熱交換器から流出した下流側で風速分布が不均一となり、送風機における異常音源となるという問題点があった。

また、前側熱交換器を送風ファンの周面一部を囲むように円弧状に形成した構成では、蒸発器として用いた場合、熱交換器上部では重力方向に対する角度が大きくなりフィン表面上の凝縮水が滴下しやすいという問題点があった。さらに、熱交換器の伝熱管配置をニ等辺三角形となるように形成しているため、送風機近傍において熱交換器を出た流れが送風機内に流入する時の翼入射角が大きくなりすぎてしまう。翼入射角が大きいと送風機翼内において負圧面側に剥離を起こし、送風機入力及び吹出空気の逆流や送風機の失速を指すサージングと呼ばれる現象が生じるという問題点もあった。また、後側熱交換器の傾斜角度、即ち重力方向と後側熱交換器の成す角度が前側熱交換器よりも大きいため、熱交換器を蒸発器として用いた場合に後側熱交換器から凝縮水が送風機に滴下しやすいという問題点があった。この凝縮水が送風機に低下すると、吹出口から室内に飛び散ってしまう。

また、パイプの下流に突起を設けた構成や整流用抵抗体を設けた構成では、送風機に死水域が流入して生じる異常音をある程度低減することができるが、伝熱促進効果は小さく、通風抵抗が大きくなるという問題点があった。

この発明は、上記のような問題点を解決するためになされたものであり、熱交換器の伝熱管及びフィンの構成及び配置を改善することにより、送風機回転音を低減でき、熱交換器の熱交換性能が良好な熱交換器を用いた空気調和機を提供することを目的とする。
さらに、送風機入力を低減できる空気調和機を提供することを目的とする。

この発明は、吸込口から流入する気体を吹出口に導く送風機と、前記送風機の前記吸込口側に設けられ前記吸込口から流入する気体と冷媒とで熱交換する前面熱交換器と、
前記前面熱交換器に設けられ、前記送風機の回転軸方向に所定の間隔で並設される複数のフィンに略直角に挿入され前記フィンの長手方向に列をなし気流方向に複数列設けた伝熱管と、を備え、前記前面熱交換器は、上部前面熱交換器と下部前面熱交換器とから構成され、前記上部および下部前面熱交換器の空気流の上流縁部及び下流縁部は直線で構成されるとともに、前記前面熱交換器の上下端部を除きフィン幅が一定であり、前記前面熱交換器のフィンは、前記上部前面熱交換器と前記下部前面熱交換器で連続して一体に構成された「く」の字状であり、前記前面熱交換器の最風下側の伝熱管列のうち、前記上部前面熱交換器では前記伝熱管中心を結ぶ線はフィン外形に沿うように直線とし、前記下部前面熱交換器では、送風機近傍に位置するフィン最風下列を送風機の羽根車の外周から一定距離を保つように円弧状に湾曲させて配置すると共に、前記湾曲させた部分における前記伝熱管とその気流方向後方の風下側フィン端部の距離が前記直線状に配設した前記伝熱管とその気流方向後方の風下側フィン端部の距離よりも大きくなるように構成したことを特徴とするものである。

この発明による空気調和機は、送風機の位置や風路の構成を考慮して熱交換器の伝熱管とフィンの構成及び配置を改善し、送風機の回転音を低減できると共に熱交換器伝熱性能を向上できる空気調和機が得られる。

実施の形態１．
この発明の実施の形態１による空気調和機の構成について以下に説明する。図１はこの発明の実施の形態１に係る熱交換器の内部構成を示す説明図で、図１（ａ）は正面図、図１（ｂ）は図１（ａ）のＢ−Ｂ線断面図である。複数の板状のフィン１が所定の間隔（フィンピッチ）ＦＰでほぼ平行に並べられ、このフィン１に対して垂直に伝熱管２が挿入されてフィン１に固定されている。通常、伝熱管２は複数列設けられており、ここでは２列の伝熱管２ａ、２ｂを有するものを図示している。図１（ａ）の紙面に垂直な方向に空気が流れる際、伝熱管１内を流れる冷媒と熱交換し、冷媒の温熱または冷熱によって空気の温度は上昇または下降する。フィン１は伝熱管２と密着しており、伝熱面積を増加するためのものである。また、１つの列で隣り合う伝熱管２の方向を段と称し、図１に示すように段間隔（段ピッチ）Ｄｐ、フィン１の間隔（フィンピッチ）Ｆｐ、フィン厚みＦｔで構成される。

図２はこの実施の形態に係る空気調和機の冷媒回路の一例を示す冷媒回路図であり、冷房及び暖房機能を有する空気調和機を示す。図に示す冷媒回路は、圧縮機３１、室内熱交換器３２、絞り装置３３、室外熱交換器３４、流路切換弁３７を接続配管で接続し、配管内には例えば二酸化炭素のような冷媒を循環させる。室内熱交換器３２及び室外熱交換器３４では、送風機用モータ３６で回転駆動される送風機３５によって送風される空気と冷媒との熱交換が行われる。室内熱交換器３２及び室外熱交換器３４は図１に示した基本構成を有する熱交換器である。

図２の矢印は暖房時の冷媒の流れ方向を示している。この冷凍サイクルでは、圧縮機３１で圧縮されて高温高圧となった冷媒ガスが室内熱交換器３２で室内空気と熱交換して凝縮し、低温高圧の液冷媒または気液ニ相冷媒となる。この際、室内空気を温める暖房が行われる。その後、絞り装置３３で減圧され、低温低圧の液冷媒または気液ニ相冷媒となって室外熱交換器３４に流入する。ここで室外空気と熱交換して蒸発し、高温低圧の冷媒ガスとなり、圧縮機３１に再び循環する。
冷房時には流路切換弁３７の接続を点線で示すように切換えて、圧縮機３１−＞室外熱交換器３４−＞絞り装置３３−＞室内熱交換器３２−＞圧縮機３１に冷媒を循環させ、冷媒を室外熱交換器３４で凝縮、室内熱交換器３２で蒸発させる。室内熱交換器３２で蒸発する際に室内空気を冷やす冷房が行われる。
通常は、室内熱交換器３２と送風機３５及び送風機用モータ３６を１つの筐体内に格納して室内機として室内に設置し、他の部分、即ち圧縮機３１、流路切換弁３７、室外熱交換器３４、送風機３５及び送風機用モータ３６を室外機として室外に設置し、室内機と室外機間は冷媒配管で接続される。

空気調和機のエネルギ効率は、次式で示される。
暖房エネルギ効率=室内熱交換器（凝縮器）能力／全入力
冷房エネルギ効率=室内熱交換器（蒸発器）能力／全入力
即ち、室内熱交換器３２及び室外熱交換器３４の熱交換能力を向上すれば、エネルギ効率の高い空気調和機を実現することができる。この実施の形態では、熱交換器、特に室内熱交換器３２の能力を向上しようとするものである。
さらに詳しく説明すると、熱交換器を凝縮器として運転する場合、室内熱交換器３２の冷媒入口では過熱蒸気状態、即ち冷媒飽和温度よりも高い温度の蒸気で流入する。この過熱域は短く、比較的熱交換器性能へ及ぼす影響は小さい。この後、冷媒が冷却され、飽和温度に達すると冷媒は飽和状態、例えばニ相状態となる。ニ相状態の冷媒は熱伝達率が非常に大きく熱交換量のほとんどを占める。冷媒が乾き度（＝蒸気質量速度／液質量速度）ゼロ以下となった場合、過冷却と呼ばれる液単相の状態になる。過冷却を付けると、熱伝達率は２相域に対し大幅に悪化し、熱交換器の能力は低下するため、圧縮機の吐出側の圧力が増加し圧縮機入力が増加するという暖房エネルギ効率悪化要素がある。一方、過冷却を付けると熱交換器出入口のエンタルピ差が増大し、熱交換量が増大する。このため、圧縮機の周波数を低減することが可能となり、圧縮機の入力を低減させることができるという暖房エネルギ効率改善効果がある。空気調和機においては、これらのエネルギ効率の悪化要因と改善要因とを考慮し、最も良い過冷却度（＝飽和温度―熱交換器出口温度）を決定して運転する。
いままでの熱交換器では、伝熱管２はフィン１上にほぼ均等で規則正しく配置され、フィンと伝熱管が気流に及ぼす作用をそれぞれに詳しく考慮していなかった。ここでは、通風抵抗や、送風機へ流入する気流や、熱交換性能を考慮して、フィンの形状や伝熱管の配置を設定する。

図３はこの実施の形態による熱交換器を搭載した空気調和機の室内機を示す断面構成図であり、筐体の図に向かって右側の部分で室内の壁面に取り付けられる。熱交換器３は送風機、例えば貫流送風機５を取り囲むように配置され、前面側に配置される前面熱交換器３ａ及び背面側に配置される背面熱交換器３ｂに分割される。さらに前面熱交換器３ａはその断面形状が「く」の字状に構成され、上部前面熱交換器３ａａと下部前面熱交換器３ａｂの２つの直線部分に分割されている。前面熱交換器３ａと背面熱交換器３ｂは共に図１に示したフィンチューブ型熱交換器であり、複数のフィン１が送風機５の回転軸方向に所定の間隔で並設され、複数の伝熱管２がフィン１に略直角に挿入される構成である。

また、この実施の形態に示す構成では例えば前面熱交換器３ａの前面側にはフィルター７と前面パネル８が配置され、室内空気は前面からではなく、上部に設けた吸入口９の上部グリルを通って室内機内に吸い込まれ、熱交換器３のフィン１間を流れる間に冷媒と熱交換を行う。熱交換器３を通過した空気は貫流送風機５を通過後、ケーシングと呼ばれる空気通過風路及び吹出口１１を通って室内機の外、即ち室内へ吹き出される。また、スタビライザ６は下部前面熱交換器３ａｂの下側に配置されて吹出口１１と下部前面熱交換器３ａｂを配置した空間とを分離しており、吹出口１１の一部を構成すると共に、吹出口１１から下部前面熱交換器３ａｂを配置した空間への室内空気の逆流を防止している。また、電気集塵器１０が上部前面熱交換器３ａａの前面の空間に配設され、室内空気に混在する塵や埃を集塵している。

熱交換器３は配置する位置によって、前面熱交換器３ａと背面熱交換器３ｂ、さらには上部前面熱交換器３ａａと下部前面熱交換器３ａｂに分割して記載するが、実際には伝熱管２内を循環する冷媒は、これらの熱交換器３で並列または直列に連続して流れる。上部前面熱交換器３ａａを構成するフィン１ａａのフィン幅をＬ１、下部前面熱交換器３ａｂを構成するフィン１ａｂのフィン幅をＬ２、背面熱交換器３ｂを構成するフィン１ｂのフィン幅をＬ３とする。各フィン１ａａ、１ａｂ、１ｂの幅は、他の部品の配置や筐体の形状に応じて多少の変化はあるが、ここでのフィン幅とは各フィン１ａａ、１ａｂ、１ｂの主な部分における幅とする。また、例えば上部前面熱交換器３ａａと下部前面熱交換器３ａｂのフィン幅をＬ１＝Ｌ２として同等に構成した。
ここで、フィン１には複数の切り起し４を設けており、切り起し４の形状や数がフィン１間を流れる空気の通風抵抗や熱交換量に影響を及ぼす。このため、フィン１の部分によって、切り起し４の数や形状を切り起し４ａ、４ｂ、４ｃのように変化させているが、この切り起し４については後にさらに詳しく述べる。図中、白抜き矢印は空気の流れ方向を示し、矢印Ｇは重力方向を示している。

伝熱管２はフィン１の長手方向に列をなし、気流方向に複数列設けられる。この実施の形態に係る熱交換器は、例えば前面熱交換器３ａ及び背面熱交換器３ｂの伝熱管２をそれぞれ３列で構成し、熱交換器３と空気流の流れから、最風上列伝熱管２ａ、中間列伝熱管２ｂ、最風下列伝熱管２ｃと称する。各部分の大きさについての一例は以下の通りである。
例えば、フィン１の積層方向のピッチＦｐ＝０．００１１ｍ、フィン厚みＦｔ＝０．０００１ｍ、フィン幅Ｌは上部前面熱交換器３ａａのフィン幅Ｌ１＝０．０３７５ｍ、下部前面熱交換器３ａｂのフィン幅Ｌ２＝０．０３７５ｍ、背面熱交換器３ｂのフィン幅Ｌ３＝０．０３５１ｍとし、Ｌ１＝Ｌ２＞Ｌ３としている。また、熱交換器３の段方向に隣接する伝熱管の中心間の距離Ｄｐは熱交換器３の大部分の箇所でＤｐ＝０．０１９ｍである。この伝熱管２の中心間の距離Ｄｐは送風機５近傍の所定の箇所で異なる距離を設定しているが、これに関しては後に記載する。

次に、熱交換器３を構成する伝熱管２の配列について記載する。図４はこの実施の形態に係る空気調和機の室内機の断面構成を示す説明図である。図４に示すように、例えば３列の伝熱管２ａ、２ｂ、２ｃで、上部前面熱交換器３ａａにおける最風上列２ａと中間列２ｂとの距離Ｌｐ１と、中間列２ｂと最風下列２ｃとの距離Ｌｐ２を例えば略同等とし、下部前面熱交換器３ａｂにおける最風上列２ａと中間列２ｂとの距離Ｌｐ３を、中間列２ｂと最風下列２ｃとの距離Ｌｐ４より大きく、且つ距離Ｌｐ２より小さくして、Ｌｐ１＝Ｌｐ２＞Ｌｐ３＞Ｌｐ４とした。ここで、伝熱管２の列数は３列に限るものではなく、３列よりも多くてもよい。その場合には、複数の中間列で構成されるが、最風上列とその隣の中間列との距離、及び最風下列とその隣の中間列との距離が前述の関係を満足するように構成すればよい。

前面熱交換器３ａを構成するフィン１の形状は、以下の通りである。
上部前面熱交換器３ａａにおける空気流の上流縁部Ｌｎ１および下流縁部Ｌｎ２を直線で構成し、同様に下部前面熱交換器３ａｂにおける空気流の上流縁部Ｌｎ３および下流縁部Ｌｎ４も直線とする。
さらに、上部前面熱交換器３ａａを構成するフィン１ａａと下部前面熱交換器３ａｂ構成するフィン１ａｂは、概ね「く」の字状で、且つ一体に形成されている。ここで、一体とはフィン１が接続部のない「く」の字状の１枚の板を複数積層して熱交換器３を構成しているということである。

また、図４では太線で示している伝熱管中心を結ぶ線は重力方向上部に配置される上部前面熱交換器３ａａではフィン外形に沿うように直線としているが、重力方向下部に配置される下部前面熱交換器３ａｂでは、少なくともフィン最風下列２ｃを送風機５の羽根車の外周から一定距離を保つように円弧状に湾曲させて配置する。このため、下部前面熱交換器３ａｂのフィン１ａｂにおいて、下流縁部Ｌｎ４の付近の伝熱管２ｃの送風機５側にスペースができる。即ち、送風機５に近い部分の伝熱管配列を湾曲させているため、この部分の伝熱管２ｃと下流縁部Ｌｎ４との距離が、伝熱管２ｃを湾曲させていない部分よりも大きくなっている。湾曲させた部分における伝熱管２ｃとその気流方向後方の風下側フィン端部Ｌｎ４の距離が、直線状に配設した伝熱管２ｃとその気流方向後方の風下側フィン端部Ｌｎ２との距離よりも大きくなるように構成した。

なお、ここでは前面熱交換器３ａの構成や形状に関して考慮するものであり、背面熱交換器３ｂの構成を特に限定するものではないが、例えばここでは、背面熱交換器３ｂにおける最風上列２ａと中間列２ｂとの距離Ｌｐ５と、中間列２ｂと最風下列２ｃとの距離Ｌｐ６はＬｐ１やＬｐ２と同等とする。また、背面熱交換器３ｂにおける空気流の上流縁部Ｌｎ５および下流縁部Ｌｎ６も例えば直線で構成する。

また、図４に示すように、上部前面熱交換器３ａｂのフィン１ａａにおける下流縁部Ｌｎ２と重力方向の成す傾斜角θ１と、背面熱交換器３ｂのフィン１ｂにおける下流縁部Ｌｎ６と重力方向の成す傾斜角θ２は略同一とし、例えばθ１＝θ２＝２８°となるように配置する。

次に、上記のように構成したこの実施の形態に係る空気調和機の動作について以下に説明する。
最風下列伝熱管２ｃのうちで、送風機５近傍の伝熱管２ｃを送風機５の外周に沿って湾曲させたことで、最風下列伝熱管２ｃと送風機５の距離は略一定に保持される。このため、熱交換器３ａ内を流れる空気流が送風機５に流入する際の風速及び温度効率（＝（空気出口温度−空気入口温度）／（冷媒温度−空気入口温度））は熱交換器３の風下側の、特に送風機５に近い辺りでほぼ一定となり、熱交換器能力は向上する。送風機５に流入する風速が伝熱管２の段方向に一定でない場合、送風機５内での各翼での仕事量が不均一となって、送風機５入力の増加や送風量が不安定になるが、この実施の形態によれば、送風機５近傍の伝熱管２ｃと送風機外周との距離は略一定となるため、送風機５の送風量を安定化し、送風機入力を減少することができる。さらに、送風機５の各翼での仕事量を均一にすることで、送風機５の回転音を低減できる。
ここでは図４に示す様に列間距離をＬｐ１＝Ｌｐ２＞Ｌｐ３＞Ｌｐ４とし、下部前面熱交換器３ａｂにおいて最風下列伝熱管２ｃばかりではなく、中間列熱交換器２ｂ及び最風上列熱交換器２ａも送風機５の外周に沿って概ね円弧状に配置する。このため、下部前面熱交換器３ａｂの奥行きを短くでき、室内機の小型化を図ることができると共に、熱交換器３ａ内を流れる空気流の風速及び温度効率の均一化をさらに図ることができる。

室内機内の気流を考慮すると、熱交換器３を通過する風速は、前面熱交換器３ａの方が背面熱交換器３ｂよりも速く、下部前面熱交換器３ａｂの方が上部前面熱交換器３ａａよりも速くなる。熱交換器３において、送風機５に近い部分で且つ風速が速くなる部分のフィン１及び伝熱管２の構成が熱交換性能及び送風機回転音に大きな影響を及ぼす。そこで、下部前面熱交換器３ａｂの送風機５近傍に位置する最風下列伝熱管２ｃの配置を湾曲させて伝熱管２ｃと送風機５の距離を一定とすることで、熱交換性能向上及び送風機回転音低減を図ることができ、大きな効果を得ることができる。一方、この実施の形態では、送風機５にそれほど近くない部分の伝熱管２ｃ、即ち上部前面熱交換器３ａａの上端側の最風下列伝熱管２ｃは直線状に配置する。送風機５から比較的距離のあるこの部分では、送風機５との距離にはそれほど関係無く、少なくとも伝熱管２をフィン１に均等に配列すれば、熱交換器３ａ内を流れる空気流の風速及び温度効率のばらつきにほとんど影響しない。このため、上部前面熱交換器３ａａの上端側の最風下列伝熱管２ｃを直線状に配置し、フィン１ａａの下流縁部Ｌｎ２も直線状に構成することで、筐体内に収まり易く、且つ伝熱面積を大きくできる。この実施の形態において、背面熱交換器３ｂにおいても最風下列伝熱管２ｃを直線状に配置し、フィン１ｂの下流縁部Ｌｎ６を直線状に構成することで、筐体内に収まり易く、且つ伝熱面積を大きくできる効果が得られる。

また、前述のように下部前面熱交換器３ａｂのフィン１ａｂの下流縁部Ｌｎ４を直線状としており、この部分に湾曲して配置された伝熱管２ｃと下流縁部Ｌｎ４の間にスペースができる。従来装置では、前面熱交換器３ａのフィン１を円弧状とし、フィン１の下流縁部に沿って最風下列伝熱管２ｃが配置されている。この場合、最風下列伝熱管２ｃとその後流側のフィン１の端部との距離は小さい。ところがこの実施の形態ではフィン１ａｂの下流縁部Ｌｎ４と伝熱管２ｃとの距離を大きくとることができ、伝熱管２の背後に形成される死水域が小さくなってから送風機５に流入する。このため、死水域によって発生する異常音を低減することができる。

図５は伝熱管２背後の下流側に形成される死水域１５を示す説明図であり、図５（ａ）は伝熱管２ｃとフィンの下流縁部Ｌｎ４との距離が小さい場合を示し、図５（ｂ）は伝熱管２ｃとフィンの下流縁部Ｌｎ４との間にある程度距離が存在する場合を示している。伝熱管２ｃと送風機５との間の距離は、図５（ａ）と図５（ｂ）とでほぼ同じとする。図５（ａ）では伝熱管２ｃの後流側のフィンが短く、伝熱管２ｃの背後に形成される死水域１５はほとんどそのままの大きさで送風機５に流入する。これに対し、図５（ｂ）では、伝熱管２ｃの後流側のフィンによって伝熱管２ｃの背後に形成される死水域１５が小さくなった状態で送風機５に流入する。伝熱管２ｃの後方では、死水域１５の内側では空気速度が遅く、外側では速い。ところが伝熱管２ｃ後方にフィンがあることで、圧力損失がなにもない空間の場合よりも大きくなり速度分布が均一化される。このため、伝熱管２ｃ背後の下流側にある程度の長さのフィンがあることで、送風機５に吸い込まれる空気速度のばらつきが緩和され、送風機５で発生する異常音を低減することができる。また、伝熱管２ｃの後方にフィンのスペースがあることで、フィン全体の圧力損失が大きくなって、フィン後方の空気速度が遅くなる。その結果発生する死水域１５が小さくなり、異常音をさらに低減できる。
また、フィン１ａｂの下流端部Ｌｎ４と伝熱管２ｃの距離を大きくとることができ、熱交換器３を蒸発器として用いた場合に生じる凝縮水をより速く排水するための流路を確保できるため、凝縮水が飛散し送風機に流入することを避けることができる。

このように、前面熱交換器３ａの最風下側の伝熱管列のうちの少なくとも送風機５近傍の伝熱管を送風機５の外周に沿って湾曲するように配設すると共に、前面熱交換器３ａの最風下側の伝熱管列の上端側の伝熱管を直線状に配設し、前記湾曲させた部分における伝熱管とその気流方向後方の風下側フィン端部の距離が直線状に配設した伝熱管とその気流方向後方の風下側フィン端部の距離よりも大きくなるように構成したことにより、熱交換性能を向上でき、騒音値を低減でき、さらに送風機入力を小さくできる熱交換器を用いた空気調和機を得ることができる。
また、伝熱管２の列間距離がＬｐ１＝Ｌｐ２＞Ｌｐ３＞Ｌｐ４となるように、前面熱交換器３ａの上部よりも下部の方が小さくなるように伝熱管２を配置したことにより、さらに熱交換性能を向上できる。

また、従来のフィン全体を円弧形状とした場合にはフィンの下流縁部Ｌｎ２、Ｌｎ６で重力方向との成す角度が大きくなってしまっていた。熱交換器３を蒸発器として動作させた場合には、通常は生じた凝縮水をドレンパン（図示せず）にスムーズに流して溜め、室外に排出している。ところが、凝縮水の生じた場所で重力方向に角度が大きいと、凝縮水が重力方向に落下し易くなり、送風機５から吹出す空気流に混ざって室内に吹出されてしまったりする。この実施の形態では、上部前面熱交換器３ａａのフィン１ａａにおける下流縁部Ｌｎ２を直線とした。このため、凝縮水が直線状の下流縁部Ｌｎ２で重力方向に落下しにくく、フィン面に沿ってスムーズにドレンパンに導かれる。このため、凝縮水が室内に飛散される露飛びと呼ばれる現象を防止できる。
このように、前面熱交換器の風下側フィン端部を前面熱交換器上部と下部の２本の直線形状とし、「く」の字状に構成したことにより、熱交換器を蒸発器として運転した場合に、熱交換器で生じる凝縮水が飛散するのをある程度防止でき、小型で室内機の筐体内に格納しやすい構成となる。

また、前面熱交換器３ａと重力方向の成す角度θ１と背面熱交換器３ｂと重力方向の成す角度θ２については、図４に示すようにθ１＝θ２としている。
室内に設置される空気調和機は、小型化あるいは薄型化が求められている。このため、出来る限り小さな空間で必要な各機器を効率よく、かつ機能性よく配置する必要がある。そこで、前面熱交換器３ａと背面熱交換器３ｂの配置であるが、吸込口９から吸い込まれる空気と効率よく熱交換するには空気流との接触面積を大きくすればよい。このため、図４に示すように送風機５を取り囲むように山形に折り曲げた状態で配置する。さらに上部前面熱交換器３ａｂのフィン１ａａにおける下流縁部Ｌｎ２と重力方向の成す傾斜角θ１と、背面熱交換器３ｂのフィン１ｂにおける下流縁部Ｌｎ６と重力方向の成す傾斜角θ２は略同一とし、θ１＝θ２とするのが好ましい。
室内熱交換器を蒸発器として運転する場合、例えばθ１＞θ２とすると、前面熱交換器３ａにおいて凝縮水が滴下しやすくなり、θ１＜θ２とすると、背面熱交換器３ｂにおいて凝縮水が滴下しやすくなる。送風機５側に滴下した凝縮水は、吹出口１１から室内ユニットの外に排出されてしまう。そこで、この実施の形態では、前面熱交換器３ａと重力方向の成す角度θ１と背面熱交換器３ｂと重力方向の成す角度θ２をほぼ同一としたため、前面熱交換器３ａ及び背面熱交換器３ｂにおいて凝縮水が滴下する条件は同等となる。結果として、θ１＝θ２とすることで、熱交換器３ａ、３ｂのいずれからも凝縮水が滴下しにくい構成となる。
このように、前面熱交換器３ａの送風機側のフィン端部Ｌｎ２の上部の重力方向に対する傾斜角度θ１と、背面熱交換器３ｂの送風機側のフィン端部Ｌｎ６の上部の重力方向に対する傾斜角度を同等としたことにより、凝縮水が送風機５に滴下されにくい構成の空気調和機が得られる。
ここで、θ１＝θ２とするのが望ましいが、製造の都合上、多少角度が異なっていてもよい。例えば２度程度ずれていても同様の効果を奏する。

また、下部前面熱交換器３ａｂのフィン１ａｂにおける上流縁部Ｌｎ３も直線で配置した。この部分で同一スペース内に円弧形状フィンを配置すると、直線形状フィンで構成するよりも狭いフィン幅になってしまう。即ち、フィン１ａｂにおける上流縁部Ｌｎ３及び下流縁部Ｌｎ４を直線で構成すると、円弧形状フィンの構成よりも伝熱面積を増加させることができ、熱交換器性能が向上する。

また、従来の前面熱交換器３ａを２つに分割して角度をつけて配置する構成では、分割部分が分離した構成になり、上部と下部との接続部分で空間ができフィンの欠損部が存在する。これに対し、前面熱交換器３ａのフィン１を一体構造とすることで、フィンの欠損部が小さくなり、伝熱面積を大きくできる。また、前面熱交換器３ａを分割した場合、分割部にできる空間によって通風抵抗が小さくなって風速がその他の箇所よりも大きくなり、送風機５において回転音が発生しやすくなるが、この実施の形態では、「く」の字状の全体に亘って同等の通風抵抗で構成されるので風速も同等になり、回転音を低減できる。
また、前面熱交換器３ａのフィンを一体構造とすることで、分割した場合よりも製造時に組み立て易くできる。
このように、前面熱交換器３ａのフィン１ａを上部１ａａと下部１ａｂで連続して一体に構成したことにより、熱交換性能を大きくでき、騒音値を低減できる空気調和機が得られる。

また、前面熱交換器３ａを構成するフィン幅を、上下端部を除いてＬ１＝Ｌ２として一定とすることで、前面熱交換器の３ａにおける通風抵抗を均一化し、風速分布および温度効率の均一化が可能となり、熱交換能力を向上できる。ここで、前面熱交換器３ａを構成するフィン１ａの上下端部は構成上、空間が十分にないので、端部のファン幅を若干小さくしている。
また、製造時にフィンを型で抜き取った後、スタックと呼ばれるフィンを積層させる作業を実施する際、フィン幅が均等であればフィンが落下する際の空気抵抗が一様となり、ほぼ均等に積層される。
このように、前面熱交換器３ａのフィン幅を上部１ａａ及び下部１ａｂで同等としたことにより、熱交換性能を向上できる空気調和機が得られる。ここで、フィン幅を同等としたが、同一又は±１ｍｍ程度の差があっても同様の効果を奏する。

また、下部前面熱交換器３ａｂの最下部で、フィン１ａｂの幅をその他の部分の幅Ｌ２より小さくしている。このため、下部前面熱交換器３ａｂの最下部付近の通風抵抗が低下して、この部分の送風機５の吸い込み風量が増加する。下部前面熱交換器３ａｂの最下部は吸入口９から遠い位置で筐体に囲まれた部分でもあり、通風流路を考えても、空気が流れにくい部分となっている。この部分の通風抵抗を低下して吸い込み風量を増加することで、送風機５に吸込まれる風速は上部前面熱交換器３ａａと下部前面熱交換器３ａｂの段方向（段ピッチＤｐの示す方向）で概ね一定となる。このため、熱交換器３通過後の空気温度はほぼ一定となって熱交換器能力は向上する。

フィン１の幅と気流及び熱交換量との関係について説明する。同じ風速で同じ温度の気流をフィン幅の異なる熱交換器に流入させると、フィン幅が大きい熱交換器ではフィン幅が小さい熱交換器を通過するよりも風速は遅くなって流出する。これに伴い、フィン幅が大きい熱交換器ではフィン幅が小さい熱交換器を通過するよりも熱交換量が多くなり出口側と入口側の温度差が大きくなって温度効率は向上する。前面熱交換器３ａと背面熱交換器３ｂに流入する気流の風速は、吸入口９や送風機５の構成や位置から、前面熱交換器３ａで速く、背面熱交換器３ｂで遅い。そこで、前面熱交換器３ａを構成するフィン１ａの幅を背面熱交換器３ｂを構成するフィン１ｂの幅よりも大きくする。これによって、前面熱交換器３ａと背面熱交換器３ｂを通過する気流の速度を均一化でき、温度効率も向上できる。
このように、前面熱交換器３ａのフィン幅Ｌ１を背面熱交換器３ｂのフィン幅Ｌ３よりも大きくしたことにより、熱交換性能が大きく、送風機入力を小さくできる空気調和機が得られる。

図６はこの実施の形態に係るフィン１に設けた伝熱管２間のパイプ間切り起し４の周辺部を示す部分拡大図である。通常は、ほとんど全ての伝熱管２間に図６に示したような切り起し４を設け、切り起した側端部４ｆで空気流との熱交換を促進する構成である。伝熱管２間の切り起し４の側端部４ｆが風向に対向するように位置しており、側端部４ｆにおいて気流の速度境界層及び温度境界層を更新する効果を期待でき、伝熱促進が行われ熱交換能力が増大すると同時に通風抵抗も増大する。この切り起し本数は大きいほど熱交換能力は増大するが、一方では通風抵抗も増大する。

パイプ間切り起し４は空気流れ方向に垂直に複数、ここでは３本設けており、３本の切り起しは互いにほぼ平行になっている。図７は、熱交換器３の全ての伝熱管２間で３本づつ切り起しを設けた場合の空気流れを示す説明図である。図中、吸入口９から吸込まれた空気が送風機５に流れる空気流を矢印で示し、ここで例えば前面熱交換器３ａについて説明する。
この構成では、切り起し４を全ての個所で同じ本数としており、フィン１のどこにおいても通風抵抗はほぼ同等になり、送風機５に近い箇所での風速の増加を抑制できず、不均一な風速分布となる。このために、熱交換器３を通過した後の空気に温度むらが生じ、熱交換器性能の低下を生じるという問題点があった。特に吸込口９や筐体等の構成上、前面熱交換器３ａの上部付近において、上部前面熱交換器３ａａの後流側で領域Ｅ１に示すように静圧が周辺よりも高い部分が生じる。このため、気流が矢印ｙ１のように図に向かって幾分背面熱交換器３ｂ側に膨らんで送風機５に流入する。図８は図７における送風機５の上部を拡大して示す部分拡大図である。上部前面熱交換器３ａａの上端部付近で背面熱交換器３ｂ側に膨らんで流れると、空気流は送風機翼１３に対し矢印ｙ２で示すように、入射角θが大きい状態で流入する。このように入射角θが大きいと、送風機翼１３内において負圧面側に剥離１４が生じ、送風機入力が悪化したりサージングが生じやすくなる。

また、図７に示した下部前面熱交換器３ａｂの下端部において、静圧の高い領域Ｅ２が生じる。構成上、送風機５の回転によって送風機５内のスタビライザ付近に渦ができるのであるが、領域Ｅ２の静圧が高いと、送風機５内に生じる渦１２の位置は送風機５の真下になる。このように、渦１２が吸入口９から吹出口１１に向かう通風流路の中央付近にあると、吹出口１１からの逆流が起きやすくなり、風量が低下してサージングが生じやすくなる。

図７、図８で示した課題に対し、この実施の形態では上部前面熱交換器３ａａの上端部、及び下部前面熱交換器３ａｂの下端部において、パイプ間切り起し４の本数を前面熱交換器３ａの中間部より少なくした。
上部前面熱交換器３ａａを構成するフィン１ａｂの上端部において、領域４ｂでフィンに設けた切り起しを２本とし、他の部分の領域４ａにおける３本よりも少なくしている。図９に示した具体例では、最風上列伝熱管２ａ間では上端部から５箇所、中間列伝熱管２ｂ間では上端部の１箇所、最風下列伝熱管２ｃでは上端部から２箇所で、パイプ間切り起しを２本とした。図に示すように、切り起しの本数の少ない部分を通って流れる空気流は、通風抵抗が小さくなるので、風速が速くなって領域Ｅ１の静圧が図７の場合に比べて低くなる。このため、空気流ｙ３は背面熱交換器３ｂ側に膨らむことなく図に向かって右下方向に流れ、図１０に拡大して示すように送風機翼１３に対し、入射角θが非常に小さい状態で流入する。従って、送風機翼１３の領域Ｅ３付近において、図８に示したような負圧面側に剥離１４が生じるのを防止できるため、送風機入力は少なく、サージングの発生を防止できる。

また、下部前面熱交換器３ａｂを構成するフィン１ａｂの下端部において、領域４ｂでフィンに設けた切り起しを２本とし、他の部分の領域４ａにおける３本よりも少なくしている。図９に示した具体例では、最風上列伝熱管２ａ間では下端部の１箇所、中間列伝熱管２ｂ間では下端部の１箇所、最風下列伝熱管２ｃでは下端部の１箇所で、切り起しを２本とした。前述と同様、図９に示すように、切り起しの本数の少ない部分を通って流れる空気流は、通風抵抗が小さくなるので、この部分での風速が大きくなり、領域Ｅ２の静圧が低くなって渦１２が引き寄せられ送風機５内のスタビライザの周辺に渦１２が生じる。即ち渦１２は送風機５の真下よりも前面に生じるので、送風機５を通って吹出口１１に向かう空気流を妨げることなく、サージングが生じにくくなる。
また、風速の比較的小さい下部前面熱交換器３ａｂの下端部の領域４ｂで切り起し本数を前面熱交換器中間部の切り起し４ａより小さくすることで、風速の遅かった部分で速くでき、風速分布を均一化できる。これによって、送風機５に流入する風量が均一化し送風機入力は向上する。また、熱交換器の温度効率を均一化し、熱交換能力を向上できる。

このように、前面熱交換器３ａの列に並んでいる伝熱管２間のフィンに複数のパイプ間切り起し４を設けると共に、前面熱交換器３ａの上端部及び下端部の少なくともいずれか一方側に位置するパイプ間切り起し４ｂの数を、前面熱交換器３ａの中間部に位置するパイプ間切り起し４ａの数よりも少なくしたことにより、通風分布を均一化でき、サージングを防止できる空気調和機が得られる。

図９では上部前面熱交換器３ａａの上端部の切り起しの本数を少なくするため、８箇所の切り起し４ｂの部分で本数を少なくしているが、この構成は一例であり、これに限るものではない。上部前面熱交換器３ａａの上端部付近の切り起し４の本数を少なくすればよい。切り起し４を少なくして通風抵抗を下げて領域Ｅ１付近の風速をある程度上げることで、送風機翼１３への入射角θを小さくできる。また、領域Ｅ２についても同様であり、図９では下部前面熱交換器３ａｂの下端部で切り起しの本数を少なくするため、３箇所の切り起し４ｂの部分で本数を少なくしているが、この構成は一例であり、これに限るものではない。下部前面熱交換器３ａａの下端部付近の切り起し４の本数を少なくすればよい。切り起し４を少なくして通風抵抗を下げて領域Ｅ２付近の風速をある程度上げることで、送風機５内のスタビライザの付近に渦１２を移動することができる。
また、前面熱交換器３ａの上端部及び下端部の両方の切り起しの本数を少なくすることに限るものではない。少なく共どちらか一方の構成を満足することで、その効果を奏する。
また、前面熱交換器３ａの場所に応じてパイプ間切り起し４の本数を変化させた構成について記載したが、背面熱交換器３ｂに関しても場所に応じてパイプ間切り起し４の本数を変化させてもよい。同様に背面熱交換器３ｂの上端部のパイプ間切り起し４の本数を少なくすることで、風速を均一にできる効果を奏する。

送風機５への空気の流速分布による異常音を低減するため、空気流の最下流に設けられた伝熱管２ｃのうち送風機５に近い伝熱管２ｃの死水域を低減することが望ましい。そこで、死水域低減に効果的な構成について以下に説明する。
図５（ｂ）に示したように、送風機５近傍の伝熱管２ｃの風下に死水域１５が発生する。この死水域１５が図５（ａ）に示すようにほとんどそのままの状態で送風機５に流入すると、送風機翼によって異常音が発生するのであるが、図５（ｂ）ではＬｎ４を直線状に構成し且つ伝熱管２ｃを湾曲させて配置することで、下部前面フィン１ａｂの伝熱管２ｃの後流側のフィン１ａｂにスペースを設けて、死水域１５を小さくしている。

ここでは、さらに死水域１５を小さくするために、伝熱管２ｃの後流側に位置するフィンに切り起しを設けた。図１１は前面熱交換器３ａと送風機５との最も接近している部分周辺を拡大して示す説明図である。また、図１２は下部前面熱交換器３ａｂのフィン１ａｂに設けられた切り起し４ｃの形状を示す斜視図であり、図１３は上部前面熱交換器３ａａのフィン１ａａに設けられた切り起し４ｅの形状を示す斜視図である。
どちらの切り起し４ｃ、４ｅも空気流入方向に対し風上側を開口し、風下側を閉口しているため、風上側の切り起し側端部において空気流の速度境界層及び温度境界層を更新する効果が期待でき、伝熱が促進され、熱交換器能力が増大する。さらに、最風下列伝熱管２ｃとフィンの下流縁部Ｌｎ４の間の切り起し４ｃによって、図１１に示すように最風下列伝熱管２ｃの気流方向後方に発生する死水域１５が小さくなって送風機５に流入することになる。

下部前面熱交換器３ａｂのフィン１ａｂの送風機５に近い部分は、下流縁部Ｌｎ４を直線状とし、伝熱管２ｃを送風機５の外周に沿うように湾曲させているので、伝熱管２ｃの後方のフィンにスペースが設けられる。そこで図１２に示す切り起し４ｃのような比較的大きな切り起しを形成できる。これは切り起し４ｃの側端部を構成する部分のフィン１ａｂを切り欠き、一方の切断部を台形状に引き伸ばして起して開口を形成している。台形状に起した後方側は自然に傾斜させてフィン１ａｂの基準面に接続するように後方側で閉口させている。このような前方側を開口し後方側で閉口させた形状とすることで、フィン表面の前方から流れてきた空気が開口を通ってフィンの裏面へとスムーズに流れる。切り起し４ｃによって通風抵抗をある程度大きくして流速を低下することで、死水域１５を小さくできる。図１１に示すように死水域１５は切り起し４ｃにより縮小された状態で送風機５に流入するため、速度分布のばらつきを低減でき回転音は大幅に低減できる。

このように、湾曲して配置した伝熱管２ｃの気流方向後方のフィン１ａｂに、例えば切り起し４ｃのような通風抵抗を増加する抵抗手段を設けたことにより、死水域１５を縮小でき、熱交換性能が大きく騒音値を低減できる空気調和機が得られる。
さらに、切り起し４ｃは、フィンの気流方向の前側を切り欠いて開口し、後側を閉口するように設けたことにより、死水域１５を効果的に減少できるので、熱交換性能が大きく且つ騒音値を低減できる空気調和機が得られる。
なお、ここでは通風抵抗を増加する抵抗手段として切り起し４ｃを設けたが、これに限るものではない。切り起し４ｃを設ける代わりに、または切り起し４ｃを設けると共に、例えば他の抵抗手段をフィンに固着して通風抵抗を増加してもよい。

また、図１１に示すように、切り起し４ｃ１、４ｃ２、４ｃ３のフィン縁部Ｌｎ４に伸びる方向の長さをそれぞれ幅ｗ１、ｗ２、ｗ３とした場合、伝熱管径ｄに対するそれぞれの幅ｗ１、ｗ２、ｗ３の関係について以下に示す。図１４は横軸にｗ／ｄ、縦軸に回転音レベルＳＰＬ（ｄＢ）を示すグラフであり、図１１の構成で、切り起し４ｃ１、４ｃ２、４ｃ３の幅ｗ１、ｗ２、ｗ３を変化させたときの送風機５の回転音を測定した測定結果である。所定の空間に室内熱交換器を設置し、送風機５から１ｍ程度離れた付近で回転音を測定した。縦軸は、フィン１ａｂに切り起し４ｃ１、４ｃ２、４ｃ３を設けていない構成における回転音レベルとの相対値を示しており、切り起し４ｃ１、４ｃ２、４ｃ３を設けることで回転音レベルはマイナスになり、回転音を低減できる効果があることを示している。

さらに、図１４の測定結果に示されるように、切り起し４ｃ１、４ｃ２、４ｃ３の幅ｗ１、ｗ２、ｗ３を０．２ｄ〜０．５ｄ程度にすると、回転音を効果的に低減できる。切り起し４ｃの幅ｗを０．５ｄ以上に大きくすると、切り起し自体から死水域１５が発生し送風機５に流入するため、回転音が大きくなると考えられる。また、切り起しの４ｃの幅ｗを０．２以下とすると、伝熱管２ｃから発生する死水域１５を低減する効果が得られず、回転音を効果的に低減できない。これらのことから、切り起し４ｃ１、４ｃ２、４ｃ３の幅ｗ１、ｗ２、ｗ３を０．２＜Ｗ／ｄ＜０．５の関係が成り立つように設けると大幅に回転音を低減することができる効果がある。また、切り起し４ｃ１、４ｃ２、４ｃ３を設ける位置は、伝熱管２の後方で、伝熱管２の投影面にかかるような位置に設けると、効果的に死水域を低減することができる。
このように、通風抵抗を増加する抵抗手段として切り起し４ｃを設け、この切り起し４ｃの幅Ｗを、伝熱管径ｄに対し、０．２＜ｗ／ｄ＜０．５の関係が成り立つ範囲としたことにより、送風機回転音を効果的に低減できる。
なお、この切り起し４ｃは開口側から見て台形状に切り起したが、その形状はこれに限るものではない。例えば半円や三角形や他の多角形状にしてもよい。

上部前面熱交換器３ａａを構成するフィン１ａａの最風下流列伝熱管２ｃの下流にはフィンのスペースが小さく、図１２に示したような大きな切り起し４ｃを設けることができない。そこで、伝熱管２ｃの後方で、伝熱管２ｃ間にできる若干のスペースに図１３に示すような３角形の切り起し４ｅを設ける。ここでは、三角形の切り起し４ｅをフィン１ａａの面に対し概ね垂直に起こして構成した。この場合においても、伝熱管２ｃの後流に発生する死水域１５を低減する効果が得られ、送風機５で発生する異常音を大幅に低減できる。
また、図１５に示すように、この部分の伝熱管２ｃ間のパイプ間切り起し４ｄの本数を例えば３本から２本に減らし、伝熱管２ｃとフィン１ａａの下流縁部Ｌｎ２の間にスペースを空け、切り起し４ｅを設けてもよい。ただし、スペースがある場合には、この限りではない。切り起し４ｅを設ける位置は、伝熱管２の後方で、伝熱管２の投影面にかかるような位置に設けると、効果的に死水域を低減することができる。
また、切り起し４ｅは三角形に限らず、四角形など他の形状でもよい。また、伝熱管２ｃの後方にフィンのスペースがある場合には、図１２に示したような切り起し形状にしてもよい。

図１５は送風機５周辺の前面熱交換器３ａの構成を示す拡大構成図である。図に示す前面熱交換器３ａは３列の伝熱管２ａ、２ｂ、２ｃで構成され、最風上列伝熱管２ａ、中間列伝熱管２ｂ、最風下列伝熱管２ｃを有する。各列の伝熱管において、伝熱性能の向上のために隣り合う伝熱管との間のフィンにパイプ間切り起しが設けられている。ここでは最風下列伝熱管２ｃ間に設けたパイプ間切り起し４の形状を、その上流側の列、例えば中間列伝熱管２ｂ間に設けたパイプ間切り起し４の形状と異なるものとした。図１６（ａ）は中間列の切り起し４を最風上列伝熱管２ａと共に示す断面図であり、図１５における線Ａでの断面図である。また、図１６（ｂ）は最風下列の切り起し４を中間列伝熱管２ｂと共に示す断面図であり、図１５における線Ｂでの断面図である。

図１６（ａ）に示す切り起し４では、切り起し４の上流側端部及び下流側端部のフィンを切り欠いて、切り欠いた間のフィンを、フィンの基準面にほぼ平行になるように立ち上げて構成している。この形状の切り起し４を図１５に示すように空気流に対して垂直に３本設けた。
このような形状にすると、図１６（ａ）の矢印で示すように空気流がスムーズに流れると共に、上流側に立ちあがっている切り起し４の側端部で空気流との熱交換が促進され、熱交換性能を向上できる。

図１６（ｂ）に示す切り起し４では、３本設けた切り起し４ｋ、４ｌ、４ｍのうちの上流側の切り起し４ｋは、上流側を開口とし下流側を閉口とする。即ち、この切り起し４ｋは上流側端部を切り欠き、切り欠いた下流側の縁を伸ばして立ち上げる。中央部の切り起し４ｌは図１６（ａ）と同様、上流側端部及び下流側端部に開口を有する構成とする。下流側の切り起し４ｍは上流側の切り起し４ｋと逆の構成とし、上流側端部を閉口、下流側端部を開口する。
このように送風機５近傍の切り起し４を傾斜させることで、通風抵抗が大きくなり、図１６（ｂ）の矢印で示すように空気流が流れる。送風機５に近い部分の通風抵抗を大きくしたため、送風機５に流入する風速を低減でき、最風下列伝熱管２ｃより発生する死水域１５の大きさを小さくできる効果がある。

このように、前面熱交換器３ａの気流に対して最風下列の伝熱管２ｃ間に設けたパイプ間切り起し４であって、送風機５近傍の伝熱管２ｃ間に設けるパイプ間切り起し３は、気流の前側または後側で開口し、気流の方向に対して傾斜する面を有することにより、死水域１５を小さくして、騒音値を低減でき、熱交換性能を向上できる空気調和機が得られる。

なお、ここでは最風下列の伝熱管２ｃ間に設ける切り起し４の形状を中間列に設ける切り起し４の形状と異なるものとする構成の一例を述べたが、この構成に限るものではない。最下流列の切り起し４を流れる空気の通風抵抗が、他の列の切り起し４を流れる空気の通風抵抗よりも大きくなるように構成すればよい。この部分の通風抵抗を大きくすることで、死水域１５を小さくでき、送風機５の回転音を低減できる。

図１７は室内空気調和機の筐体を取り除いた側面を示す構成図である。熱交換器３の一方の側端面が示されている。通常、熱交換器３の側端面において隣り合う伝熱管２を接続するために図１８に示すようなＵ字伝熱管１６を用いる。Ｕ字伝熱管１６は直線状の伝熱管をＵ字状に折り曲げて成形され、直線部間の距離をＤｐ（段ピッチ）と一致させる。このＵ字伝熱管１６を積層されたフィン１の一方の側端面から挿入した後、拡管と呼ばれる伝熱管２とフィン１を密着させる工程を経て、図１７に示す熱交換器３を成形する。その後熱交換器３の他方の側端面でＵベンドと呼ばれる銅管によって各Ｕ字伝熱管１６で接続されている伝熱管２とは異なる伝熱管２と接続するように、ＵベンドをＵ字伝熱管１６の反対側の開口部にロウ付けすることで作動流体が流通するパスが形成される。

この実施の形態においては、Ｕ字伝熱管１６の段方向のピッチＤｐを全て一定とした。Ｕ字伝熱管１６の段方向のピッチＤｐを全て同じとすることで、製造時において、積層されたフィンにＵ字伝熱管１６を挿入する際、場所を間違えることが少なくなり、Ｕ字に曲げられた伝熱管の管理も容易となる。
また、Ｕ字伝熱管１６を繋ぎ冷媒パス構成を行うために用いられるＵベンドのピッチの種類も減り管理が更に容易となることは言うまでもない。

図１９は図１７に示した熱交換器の側端面の反対側の側端面を示す構成図である。こちら側の側端面では、図に示されるようなＵベンド１７ａ、１７ｂによってＵ字伝熱管１６の端部同志を接続する。この際、熱交換器３内での冷媒の流れを考慮しながらＵ字伝熱管１６の端部同志をＵベンドで接続すため、同じ列の伝熱管を接続するＵベンド１７ａと、異なる列間で斜め方向に接続するＵベンド１７ｂが必要となる。また、冷媒の流れを並列に流通させたりする場合には、分岐部１８も必要となる。

この実施の形態に係る前面熱交換器３ａは、２つの直線部、即ち上部前面熱交換器３ａａと下部前面熱交換器３ａｂで構成し、この２つの直線部を「く」の字状とすると共に２つの直線部を一体に構成する。さらに伝熱管を３列以上で構成すると、「く」の字状の内側、実際には空気流の最風下列の長さと、「く」の字状の外側、実際には空気流の最風上列の長さは同じではない。このため、列によって冷媒流路の数や伝熱管間の長さが異なってくる。一列のうちの冷媒流路の数は、熱交換器３全体として冷媒流路をなるべく多く設けることで熱交換面積を大きくすることができるので好ましい。即ち、熱交換器３の側面において図１７に示すように、最風上列伝熱管２ａの数を最風下列伝熱管２ｃの数よりも多く設ける。この状況でＵ字伝熱管１６の段ピッチＤｐを一定にした場合には、列間の長さの差を吸収するために、熱交換器３には必ず段ピッチの大きい箇所１９ができてしまう。これはユニットサイズを大きくしない場合には、フィン幅Ｌ１およびＬ２を大きくできないという制限があり、斜めＵベンド１７ｂのピッチを製造限界まで小さくしても、２列以上の列数の伝熱管を有する熱交換器３には「く」の字の長手方向に必ず段ピッチの大きい箇所１９が発生する。ここでは中央列の中央付近に設けたが、構成の都合によって、この部分にできるとは限らない。このように段ピッチの大きい箇所１９ができると、この部分を空気流が通るときの通風抵抗は小さくなり、風量が増加する。風量が増加して下流側へ流れると、最下流列より発生する死水域が増幅する可能性がある。

そこで、特に段ピッチの大きな箇所１９において、空気流が通るときの通風抵抗を大きくする。具体的には段ピッチの大きな箇所１９に設けられた切り起し４ｇを段方向に分割する。そして、例えばその他の箇所のフィン面上の切り起しは分割しない。このように構成すると、特に段ピッチの大きな箇所１９の通風抵抗を他の部分よりも大きくでき、送風機５に流入する風速を低減でき、最下流列の伝熱管２ｃより発生する死水域１５を低減できる。
このように、列を構成する複数の伝熱管２における伝熱管ピッチＤｐが他の複数の伝熱管ピッチよりも大きい伝熱管間のフィンに、列が伸びる方向に複数に分割したパイプ間切り起し４ｇを設け、伝熱管ピッチの小さい伝熱管間におけるパイプ間切り起し４ａよりも多く分割することにより、風速分布を均一化し死水域を低減して、熱交換性能が良好で送風機５の回転音を低減できる空気調和機が得られる。

また、この実施の形態においては、前面熱交換器３ａの空気流れ方向の上流に空気の通過できないパネルを配置しているが、前面熱交換器３ａの空気流れ方向の上流に空気を透過できるグリル等を用いた場合より前面熱交換器３ａの最下流からの流速が小さくなり、前面熱交換器３ａ最下部の切り起しを少なくしたことによる効果はより大きくなる。

実施の形態２．
図２０は、この発明の実施の形態２に係る熱交換器３を凝縮器として使用して暖房運転を行なう際の冷媒パスを示す説明図である。図において、伝熱管２を接続する実線は手前側の側面で伝熱管同士が接続されており、点線は他方の側面で伝熱管同士の接続を示している。同一列で隣合う伝熱管を流れる冷媒の方向は逆になる。例えば実線で示す配管を通って図に向かって手前から向こう側へ流れるとすると、他方の側面部では点線で示す配管を通った後、図に向かって向こう側から手前側に流れることになる。熱交換器３に流入する直前で分岐された冷媒は２つの冷媒入口から流れ込み、前面熱交換器３ａの主に下部側を流れて合流し、再び分岐部１８で分岐して背面熱交換器３ｂと前面熱交換器３ａの主に上部側を流れる。その途中で合流した後、背面熱交換器３ｂの最風上列伝熱管２ａから前面熱交換器３ａの最風上列伝熱管２ａへと流れて冷媒出口から流出する。熱交換器３の伝熱管内を流れる冷媒が過冷却となるのは、熱交換器３の冷媒出口の直前付近であり、ここでは例えば２つの熱交換器部分２０ａ、２０ｂである。過冷却にならない他の部分、即ち冷媒が２相域または過熱部となる部分をメイン熱交換器部分２１で示す。ただし、ここで示す冷媒パスは一例であり、他の構成でもよい。

図２１はこの実施の形態に係る熱交換器を示す断面構成図であるが、熱交換器３を凝縮器として使用する際の冷媒出口寄りの伝熱管２ｄの直径を、熱交換器３の他の箇所であるメイン熱交換部分２１の伝熱管径よりも小さくしている。実際には例えば、図２１では色を濃くした熱交換器部分２０ａ、２０ｂの伝熱管、具体的には上部前面熱交換器３ａａの最風上列の図に向かって上から６つ分と背面熱交換器３ｂの最風上列の４つ分の伝熱管２ｄの直径を０．００６３５ｍとし、他のメイン熱交換器部分２１の伝熱管の直径を０．００７ｍとした。
さらにこの実施の形態では、蒸発器として使用する際の出口寄りの伝熱管径２ｅを、他のメイン熱交換器部分２１の伝熱管径よりも大きくしている。この熱交換器３の場合には凝縮器として動作させる場合と蒸発器として動作させる場合は、冷媒の流れが逆になって流れる。そこで実際には、例えば下部前面熱交換器３ａｂの最風下列２ｃの送風機５に近い部分の４つの伝熱管２ｅの直径を０．００７９４ｍをとし、熱交換器３の他の箇所の伝熱管径（０．００７ｍ）よりも大きくしている。

凝縮器の出口付近においては、乾き度は小さく、圧力損失は小さい。ここで、乾き度とは（蒸気冷媒の質量流量）/全流量である。このため、伝熱管２ｄの管径を小さくして管内の断面積を小さくし管内の流速を増加させた場合、熱伝達率は向上し、管内の圧力損失の増加が小さく、熱交換能力は向上する。図２０では暖房運転のときに熱交換器部分２０ａ、２０ｂには乾き度の小さい冷媒が流れるので、この部分の伝熱管径を小さくしているが、冷媒の熱交換器３内での流し方によってその場所は異なる。少なくとも冷媒の乾き度が小さくなる部分の伝熱管の径を他の部分よりも小さくすれば、熱交換能力は向上する。

なお、図２０のように熱交換器３を凝縮器として動作させた場合の出口を熱交換器３における空気流の上流側の列になるように冷媒を流し、熱交換器３の最風上列伝熱管２ａの部分で管径を小さくすることで、更なる利点がある。即ち、空気流の上流において伝熱管径を小さくした分だけ、他の部分よりも空気流の通風抵抗が小さくなり、上流から下流への空気流が強くなるため、送風機５の入力を低減することができる。
ただし、送風機５に近い部分では死水域を小さくするのが好ましいため、風速を速くする必要はなく、図２０に示したように送風機５から離れた部分、かつ空気流の上流側で乾き度が小さくなるように冷媒を循環させ、この乾き度が小さくなる部分の伝熱管径を小さく構成するのが望ましい。

一方の蒸発器出口付近の伝熱管径を逆に大きくしている。蒸発器においては、蒸発器出口の乾き度は大きく、圧力損失は大きい。このため、伝熱管２ｅ内の断面積を大きくして伝熱管２ｅ内の流速を低下させた場合、伝熱管２ｅ内の圧力損失が小さくなり、冷媒を循環させる圧縮機の駆動ポンプの動力を低下できるので、圧縮機入力を低減できる。また、この伝熱管２ｅは暖房運転時には冷媒入口となり、高温高圧のガス冷媒が流入する部分となるが、送風機５に最も近いこの部分では風速も速く熱交換され易いので、冷媒の温度を急速に下げることができる。このため、送風機５に流入する気流の温度分布を均一化できる。

図２２は熱交換器３の過冷却部２０ａ、２０ｂと熱交換器３の２相域及び過熱部２１の回路構成を示す回路図であり、３つの逆止弁２２ａ、２２ｂ、２２ｃにより冷房運転時と暖房運転時で熱交換器の過冷却部２０ａ、２０ｂのパス数を変更可能とした構成である。ここでパス数とは冷媒を流す際、並列に流す流路の数である。
室内空気調和機を冷房運転する時、この実施の形態に係る熱交換器３は蒸発器として使用される。図２３の向かって右から熱交換器３に流入した冷媒は、逆止弁２２ａによって２つの熱交換器部２０ａ、２０ｂを２パスとして同時に流れた後、合流して逆止弁２２ｂを通ってメイン熱交換器２１に流入する。蒸発器では圧力損失が比較的大きくなるため、熱交換器のパス数を多くすることで、各パスの伝熱管内を流れる冷媒量を減らして伝熱管内の圧力損失を低下させることができ、冷凍サイクルに組み込んだ際の圧縮機への負担を軽減できる。

また、一方、室内空気調和機を暖房運転する時、この実施の形態に係る熱交換器３は凝縮器として使用される。図２４の向かって左から熱交換器３に流入した冷媒は、メイン熱交換器２１を通った後、逆止弁２２ａ、２２ｂ、２２ｃによって２つの熱交換器部２０ｂ、２０ａを1パスとして順番に流れる。凝縮器では圧力損失が比較的小さくてそれほど問題にならないので、熱交換器のパス数を少なくすることで、複数のパスにするよりも過冷却部２０ａ、２０ｂの流速を上げて、伝熱管２内の熱伝達率を向上させることができる。

このように、熱交換器を凝縮器として使用する際に過冷却冷媒が流れる部分の伝熱管２０ａ、２０ｂの流路におけるパス数を可変とし、熱交換器を蒸発器として使用する場合よりも凝縮器として使用する場合の方がパス数が少なくなるように冷媒流路を構成することで、凝縮器として運転した場合、冷媒出口寄りの伝熱管２の直径を小さくするのと同様、熱伝達率を向上でき、熱交換能力を向上する効果が得られる。これと共に、蒸発器として運転した場合、管内の流速を低下して圧力損失を小さくし圧縮機の動力を低下でき、圧縮機入力を低減できる効果が得られる。
もちろん、パス数を変化させることと伝熱管の径を変えることの、両方を兼ね備えていれば、さらに効果的である。

この冷媒回路構成は一例であり、他の構成でもよい。凝縮器として機能する場合の過冷却になる部分で、パス数を変化できるように構成し、凝縮器として運転する場合の過冷却部でのパス数を蒸発器として運転する場合のパス数よりも少なくなるように構成すればよい。

図２５はこの実施の形態に係る熱交換器の伝熱管２内に挿入する板状のスペーサ２３を示す正面図（図２５（ａ））及びＣ−Ｃ線断面図（図２５（ｂ））である。例えば内径０．００６５ｍの伝熱管２の場合、スペーサ２３は管軸方向に伸びる形状で、高さＨを０．５〜２ｍｍ程度の２枚の細長板２３ａとそれを繋ぐ長方形の板２３ｂとで形成され、これらの板の内側には長方形状の空洞が構成される。スペーサ２３の材質は特に限定するものではなく冷媒に対して耐腐食性があればよい。例えばアルミニウムやセラミックス等でもよい。

図２６はスペーサ２３を伝熱管２に挿入する工程を示す説明図である。例えば、熱交換器の製造工程では、伝熱管２とフィンの密着を行う拡管工程後に、スペーサ２３を矢印で示した伝熱管軸方向に挿入して、伝熱管２内に配設する。伝熱管２とフィンの密着を行う拡管工程によって伝熱管２の内径が若干変化することがあるが、拡管工程後には伝熱管２の内径が変化することはない。このため、拡管工程後にスペーサ２３を挿入することで、スペーサ２３を伝熱管２内に確実に固定できる。図２７（ａ）はスペーサ２３挿入後の伝熱管を示す正面図、図２７（ｂ）は図２７（ａ）のＤ−Ｄ線断面図である。図２７（ｂ）に示すように、伝熱管２の内壁には伝熱面積を大きくするために、通常は螺旋状に溝２５を有する。スペーサ２３を伝熱管２内に挿入することによって、スペーサ２３は伝熱管２内の溝２５の突出部で概ね密着固定される。

図２８（ａ）はスペーサ２３挿入後の伝熱管２の展開図、図２８（ｂ）はスペーサ２３挿入後の伝熱管２の断面図である。図２８（ａ）の矢印に示すように、伝熱管２内を流れる液冷媒は、概ね溝２５に沿って流れる。スペーサ２３の細長板２３ａによって、伝熱管２内壁の対向する２箇所に壁面から０．５〜２ｍｍの壁が突出している。このため、図２８（ｂ）に示すように液冷媒２５は細長板２３ａの手前で堰き止められ、細長板２３ａの液冷媒流れ方向の背後には液冷媒の少ない部分ができることになる。この液冷媒の少ない部分は熱伝達率が非常に大きくなる。従って、伝熱管２内の熱伝達率が大きくなり熱交換能力の大きい熱交換器が得られる。

スペーサ２３は、熱交換器３を構成する伝熱管２の全てに設けなくてもよい。少なくとも熱交換器３の一部に設けばよい。この場合、凝縮器として使用する際の冷媒出口寄りの伝熱管２内の内部にスペーサ２３を挿入すれば、熱交換性能を向上できる。凝縮器の出口付近では冷媒は高圧液冷媒であり圧力損失が小さいので、この部分で多少圧力損失は大きくなるが、熱伝達率の増大によって、大きな熱交換能力の向上効果が得られる。

このように、前面熱交換器３ａ及び背面熱交換器３ｂの伝熱管２のうち、少なくとも前面熱交換器及び背面熱交換器を凝縮器として使用する際の出口付近の伝熱管２に、内壁に沿って周方向に流れる冷媒の一部を堰き止める障害物となるスペーサ２３を設けたことにより、熱交換性能の大きな空気調和機を得ることができる。

図２５に示したスペーサ２３は伝熱管２内を２分割するような構成であるが、他の形状のスペーサを用いてもよい。伝熱管２内の軸方向の液冷媒流れを妨げることなく、円周方向において、液冷媒の流れに分布をつけることができれば、どのような構成でもよい。例えば２つのスペーサ２３を組み合わせて伝熱管２内を４分割するような構成でもよい。
また、長方形の空間を有する構成としたが、これに限るものではない。伝熱管壁に沿って周方向に流れる冷媒の一部を堰き止める障害物となる構成であれば、どのような形状でもよい。

また、伝熱管２の内壁から突出する部分、図２５に示した細長板２３ａの部分を弾性体で形成することもできる。弾性体で作成する際、冷媒流れによって突形状を維持できずに内壁に沿うこともあるが、熱交換器を凝縮器として動作させる場合には突形状を維持し、蒸発器として動作させる場合には内壁に沿うように設ければよい。細長板２３ａの部分を弾性体で構成したスペーサ２３を、例えば凝縮器として動作させる場合の熱交換器の出口寄りに設けた場合には圧力損失が小さいので、円周方向の流れを若干堰き止め、熱交換量の増大を図ることができる。一方、蒸発器として動作させる場合には圧力損失が大きいので、円周方向の流れを堰き止めることがないようにスペーサ２３を設けることで、流量の維持を図ることができる。

実施の形態１、２に示した室内機に用いた熱交換器は、すべて前面熱交換器３ａと背面熱交換器３ｂを有するものとしたが、これに限定するものではない。例えば、図３において、背面熱交換器３ｂがない構成とし、吸入口から流入する空気を全て前面熱交換器３ａに流入させるように構成してもよい。もちろん他の背面熱交換器を有するとして説明したものにおいても同様であり、背面熱交換器３ｂを有しない構成としても同様の効果を奏する。

また、上述の実施の形態１及び実施の形態２における熱交換器、及びそれを用いた空気調和機については、冷媒として、例えばＨＣＦＣ冷媒、ＨＦＣ冷媒、ＨＣ冷媒、自然冷媒、またこれら冷媒の数種の混合冷媒など、どんな種類の冷媒を用いても、その効果を達成することができる。ＨＣＦＣ冷媒としては例えばＲ２２、ＨＦＣ冷媒としては例えばＲ１１６、Ｒ１２５、Ｒ１３４ａ、Ｒ１４、Ｒ１４３ａ、Ｒ１５２ａ、Ｒ２２７ｅａ、Ｒ２３、Ｒ２３６ｅａ、Ｒ２３６ｆａ、Ｒ２４５ｃａ、Ｒ２４５ｆａ、Ｒ３２、Ｒ４１，ＲＣ３１８などや、これら冷媒の数種の混合冷媒、Ｒ４０７Ａ、Ｒ４０７Ｂ、Ｒ４０７Ｃ、Ｒ４０７Ｄ、Ｒ４０７Ｅ、Ｒ４１０Ａ、Ｒ４１０Ｂ、Ｒ４０４Ａ、Ｒ５０７Ａ、Ｒ５０８Ａ、Ｒ５０８Ｂなどがある。また、ＨＣ冷媒としては、例えばブタン、イソブタン、エタン、プロパン、プロピレンなどや、これら冷媒の数種混合冷媒があり、自然冷媒としては、例えば空気、炭酸ガス、アンモニアなどや、これら冷媒の数種の混合冷媒がある。
また、作動流体として、空気と冷媒の例を示したが、他の気体、液体、気液混合流体を用いても、同様の効果を奏する。

また、伝熱管とフィンの材質は特に限定するものではなく、異なった材料を用いてもよい。なお、伝熱管とフィンに銅、伝熱管とフィンにアルミなど、同じ材料を用いることで、フィンと伝熱管のロウ付けが可能となり、フィン部と伝熱管の接触熱伝達率が飛躍的に向上し、熱交換能力が大幅に向上する。また、リサイクル性も向上させることができる。

また、通常は伝熱管とフィンを密着する前に親水材をフィンに塗布しているが、炉中ロウ付けで伝熱管とフィンを密着する場合には、伝熱管とフィンを密着した後に親水材をフィンに塗布するのが望ましい。炉中ロウ付け後に親水材をフィンに塗布することで、ロウ付け中の親水材の焼け落ちを防ぐことができる。

また、板状フィン上に輻射による伝熱を促進する放熱塗料を塗布することにより、伝熱性能を向上させることができる。また、光触媒を塗布することによって、フィン上の親水性を向上でき、熱交換器を蒸発器として用いた場合、凝縮水の送風機への滴下を防ぐことができる。

なお、上述の実施の形態１、２で述べた熱交換器およびそれを用いた空気調和機については、鉱油系、アルキルベンゼン油系、エステル油系、エーテル油系、フッ素油系など、冷媒と油が溶ける溶けないにかかわらず、どんな冷凍機油についても、その効果を達成することができる。

以上に説明したように、実施の形態１、２による空気調和機は以下に示すような効果を奏する。

吸込口と吹出口とが設けられた筐体と、この筐体に収納された貫流送風機とを備えた空気調和機における、吸込口から貫流送風機までの風回路の途中、または貫流送風機から吹出口までの風回路の途中に配設されたフィン付きの熱交換器であって、単数または複数の熱交換器から構成され、各熱交換器は、所定の間隔で平行に並べられ、その間を気体が流動する多数のフィンと、前記フィンに略直角に挿入され、内部を流体が流動する多数の伝熱管とを有し、フィン付き熱交換器が筐体内の前面側に配設されている前面側熱交換器と筐体内の背面側に配設されている背面側熱交換器により構成され、前面側熱交換器は風上側フィン端部と風下側フィン端部が前面熱交換器上部と下部の２本の直線で構成され、且つ伝熱管の列間距離が前面熱交換器上部よりも下部の方が小さくなるように前記伝熱管を配置したため、熱交換性能が大きく、騒音値及び送風機入力の小さい空気調和機を得ることができる。

前面熱交換器下部、最下流列の伝熱管中心線配置を概ね送風機に対して円弧状とし、伝熱管と風下フィン端部との距離を前面熱交換器上部より大きくしたため、熱交換性能が大きく、騒音値及び送風機入力の小さい空気調和機を得ることができる。

前面熱交換器のフィンを一体成形とし、フィン幅を一定としたため、熱交換性能が大きく、騒音値及び送風機入力の小さい空気調和機を得ることができる。

前面熱交換器と背面熱交換器の傾斜角度を同一としたため、蒸発器として用いた場合、凝縮水が送風機に滴下されにくくすることができる。

伝熱管の空気流れ方向後端部のフィン上に切り起しを配したため、熱交換性能が大きく、騒音値の小さい空気調和機を得ることができる。

前記小さな切り起しの幅ｗは伝熱管径dに対し、０．２＜ｗ／ｄ＜０．５の関係が成り立つようにしたため、騒音値の小さい空気調和機を得ることができる。

前記切り起しは、空気流れ方向前側を開口し、後ろ側は閉口するようにしたため、騒音値の小さい空気調和機を得ることができる。

前面熱交換器の上部及び最下部のフィン面上のパイプ間切り起し本数をその熱交換器中間部の前記切り起し本数より少なくしたため、熱交換性能が大きく、送風機入力の小さい空気調和機を得ることができる。

前面熱交換器のフィン幅を背面熱交換器よりも大きくしたため、熱交換性能が大きく、送風機入力の小さい空気調和機を得ることができる。

段方向の伝熱管ピッチがその他のいずれよりも大きい箇所のフィン面上のパイプ間切り起しを段方向に分割し、その他の箇所の切り起しを分割しないようにしたため、熱交換性能が大きく、騒音値および送風機入力の小さい空気調和機を得ることができる。

前面熱交換器の送風機最近傍部において、最下流列のフィン面上のパイプ間切り起し形状を空気流れ方向に対し傾斜させ、片側のみ開口としたため、熱交換性能が大きく、騒音値の小さい空気調和機を得ることができる。

凝縮器として使用する際、過冷却冷媒となる部分の伝熱管内において、蒸発器として使用する場合よりも、凝縮器として使用する場合の方がパス数が小さくなるようにしたため、熱交換性能が大きい空気調和機を得ることができる。

少なくとも一部の熱交換器の、凝縮器として使用する際の冷媒出口寄りの伝熱管内に内部に長方形の空間を持つ長方形状のスペーサを挿入したため、熱交換性能が大きい空気調和機を得ることができる。

この発明の実施の形態１に係る熱交換器の内部構成を示す説明図である。 この発明の実施の形態１に係る空気調和機の冷媒回路の一例を示す冷媒回路図である。 この発明の実施の形態１による空気調和機の室内機を示す断面構成図である。 この発明の実施の形態１に係る空気調和機の室内機の断面構成を示す説明図である。 この発明の実施の形態１に係る死水域を示す説明図である。 この発明の実施の形態１に係るフィンに設けた伝熱管間のパイプ間切り起しの周辺部を示す部分拡大図である。 この発明の実施の形態１に係る空気調和機の送風機付近の流れを示す説明図である。 この発明の実施の形態１に係り、図７における送風機の上部を拡大して示す部分拡大図である。 この発明の実施の形態１に係る空気調和機の送風機付近の流れを示す説明図である。 この発明の実施の形態１に係り、図９における送風機の上部を拡大して示す部分拡大図である。 この発明の実施の形態１に係り、前面熱交換器と送風機との最も接近している部分周辺を拡大して示す説明図である。 この発明の実施の形態１に係り、下部前面熱交換器のフィンに設けられた切り起しの形状を示す斜視図である。 この発明の実施の形態１に係り、上部前面熱交換器のフィンに設けられた切り起しの形状を示す斜視図である。 この発明の実施の形態１に係り、横軸にｗ／ｄ、縦軸に回転音レベルＳＰＬ（ｄＢ）を示すグラフである。 この発明の実施の形態１に係り、送風機付近の前面熱交換器の構成を示す拡大構成図である。 この発明の実施の形態１に係り、前面熱交換器の部分断面図である。 この発明の実施の形態１に係る室内空気調和機の筐体を取り除いた側面を示す構成図である。 この発明の実施の形態１に係るＵ字伝熱管を示す正面図である。 この発明の実施の形態１に係り、図１７に示した側面の反対側の側面を示す構成図である。 この発明の実施の形態２に係る熱交換器の冷媒パスを示す説明図である。 この発明の実施の形態２に係る熱交換器を示す断面構成図である。 この発明の実施の形態２に係る熱交換器の過冷却部と熱交換器の２相域及び過熱部の回路構成を示す回路図である。 この発明の実施の形態２に係り、蒸発器として運転した場合のパス形態を示す説明図である。 この発明の実施の形態２に係り、凝縮器として運転した場合のパス形態を示す説明図である。 この発明の実施の形態２に係る熱交換器の伝熱管内に挿入するスペーサを示す正面図（図２５（ａ））及びＣ−Ｃ線断面図（図２５（ｂ））でる。 この発明の実施の形態２に係り、スペーサを伝熱管に挿入する工程を示す説明図である。 この発明の実施の形態２に係り、スペーサ挿入後の伝熱管を示す正面図（図２７（ａ））、図２７（ａ）のＤ−Ｄ線断面図（図２７（ｂ））である。 この発明の実施の形態２に係り、スペーサ挿入後の伝熱管の展開図（図２８（ａ））、スペーサ２３挿入後の伝熱管２の断面図（図２８（ｂ））である。

符号の説明

１ フィン
１ａａ 上部前面フィン
１ａｂ 下部前面フィン
２、２ａ、２ｂ 伝熱管
３ 熱交換器
３ａ 前面熱交換器
３ｂ 背面熱交換器
３ａａ 上部前面熱交換器
３ａｂ 下部前面熱交換器
４ 切り起し
５ 送風機
６ スタビライザ
７ フィルター
８ 前面固定パネル
９ 吸込口
１０ 電気集塵器
１１ 吹出口
１２ 渦
１３ 翼
１４ 翼間渦
１５ 死水域
１６ Ｕ字伝熱管
１８ 分岐部
１９ 伝熱管間の段ピッチの大きい箇所
２０、２０ａ、２０ｂ 凝縮器の場合過冷却域として使用される熱交換器部分
２１ 凝縮器の場合過熱部および２相域として使用される熱交換器部分
２２ａ、２２ｂ、２２ｃ 逆止弁
２３ スペーサ
２３ａ スペーサ堰部
２３ｂ スペーサ接合部
２４ 液冷媒
２５ 伝熱管内溝
３１ 圧縮機
３２ 室内熱交換器
３３ 絞り装置
３４ 室外熱交換器
３５ 送風機
３６ 送風機用モータ
３７ 流路切換弁

Claims (13)

1. 吸込口から流入する気体を吹出口に導く送風機と、
   前記送風機の前記吸込口側に設けられ前記吸込口から流入する気体と冷媒とで熱交換する前面熱交換器と、
   前記前面熱交換器に設けられ、前記送風機の回転軸方向に所定の間隔で並設される複数のフィンに略直角に挿入され前記フィンの長手方向に列をなし気流方向に複数列設けた伝熱管と、を備え、
   前記前面熱交換器は、上部前面熱交換器と下部前面熱交換器とから構成され、前記上部および下部前面熱交換器の空気流の上流縁部及び下流縁部は直線で構成されるとともに、前記前面熱交換器の上下端部を除きフィン幅が一定であり、
   前記前面熱交換器のフィンは、前記上部前面熱交換器と前記下部前面熱交換器で連続して一体に構成された「く」の字状であり、
   前記前面熱交換器の最風下側の伝熱管列のうち、前記上部前面熱交換器では前記伝熱管中心を結ぶ線はフィン外形に沿うように直線とし、前記下部前面熱交換器では、送風機近傍に位置するフィン最風下列を送風機の羽根車の外周から一定距離を保つように円弧状に湾曲させて配置すると共に、
   前記湾曲させた部分における前記伝熱管とその気流方向後方の風下側フィン端部の距離が前記直線状に配設した前記伝熱管とその気流方向後方の風下側フィン端部の距離よりも大きくなるように構成したことを特徴とする空気調和機。
2. 湾曲して配置した前記伝熱管の気流方向後方のフィンに通風抵抗を増加する抵抗手段を設けたことを特徴とする請求項１記載の空気調和機。
3. 前記抵抗手段は前記フィンの一部を切り起して構成し、その切り起しの幅Ｗを、伝熱管径ｄに対し、０．２＜ｗ／ｄ＜０．５の関係が成り立つ範囲としたことを特徴とする請求項２記載の空気調和機。
4. 前記抵抗手段は、前記フィンの気流方向の前側を切り欠いて開口し、後側を閉口するように設けたことを特徴とする請求項２又は請求項３記載の空気調和機。
5. 列を構成する複数の伝熱管における伝熱管ピッチが他の複数の伝熱管ピッチよりも大きい伝熱管間のフィンに、前記列が伸びる方向に複数に分割したパイプ間切り起しを設け、伝熱管ピッチの小さい伝熱管間におけるパイプ間切り起しよりも多く分割することを特徴とする請求項１乃至請求項４のいずれか１項に記載の空気調和機。
6. 前記伝熱管の列間距離が前記前面熱交換器の上部よりも下部の方が小さくなるように前記伝熱管を配置したことを特徴とする請求項１乃至請求項５のいずれか１項に記載の空気調和機。
7. 前記前面熱交換器の風下側フィン端部を前記前面熱交換器上部と下部の２本の直線形状とし、「く」の字状に構成したことを特徴とする請求項１乃至請求項６のいずれか１項に記載の空気調和機。
8. 前記前面熱交換器のフィン幅を上部及び下部で同等としたことを特徴とする請求項１乃至請求項７のいずれか１項に記載の空気調和機。
9. 前記前面熱交換器のフィンを上部と下部で連続して一体に構成したことを特徴とする請求項１乃至請求項８のいずれか１項に記載の空気調和機。
10. 前記前面熱交換器に伴って前記送風機を取り囲むように設けられる背面熱交換器を備え、前記前面熱交換器の前記送風機側フィン端の上部の重力方向に対する傾斜角度と前記背面熱交換器の前記送風機側フィン端の上部の重力方向に対する傾斜角度を同等としたことを特徴とする請求項１乃至請求項９のいずれか１項に記載の空気調和機。
11. 前記前面熱交換器に伴って前記送風機を取り囲むように設けられる背面熱交換器を備え、前記前面熱交換器のフィン幅を前記背面熱交換器のフィン幅よりも大きくした熱交換器を用いることを特徴とする請求項１乃至請求項１０のいずれか１項に記載の空気調和機。
12. 前記前面熱交換器、又は前記前面熱交換器及び前記背面熱交換器で構成される熱交換器の伝熱管であって、前記熱交換器を凝縮器として使用する際に過冷却冷媒が流れる部分の伝熱管の流路におけるパス数を可変とし、前記熱交換器を蒸発器として使用する場合よりも凝縮器として使用する場合の方が前記パス数が少なくなるように冷媒流路を構成したことを特徴とする請求項１乃至請求項１１のいずれか１項に記載の空気調和機。
13. 前記前面熱交換器、又は前記前面熱交換器及び前記背面熱交換器で構成される熱交換器の伝熱管のうち、少なくとも前記熱交換器を凝縮器として使用する際の出口付近の伝熱管に、内壁に沿って周方向に流れる冷媒の一部を堰き止める障害物となるスペーサを設けたことを特徴とする請求項１乃至請求項１２のいずれか１項に記載の空気調和機。

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