冷冻循环装置

摘要

目的在于获得一种能够抑制排放水容易滞留的换热器下部的冻结，削减制冷剂回路内的制冷剂量的冷冻循环装置。本发明的冷冻循环装置具备制冷剂回路(1)，所述制冷剂回路(1)利用制冷剂配管连接有压缩机、第1膨胀装置和在制热运转时作为蒸发器发挥功能的第1换热器。第1换热器具备第1换热部和第2换热部，所述第2换热部在制冷剂回路内与第1换热部串联地连接。第1膨胀装置在制冷剂回路内与第2换热部并联地连接，第2换热部位于第1换热部的下方。

权利要求

1.一种冷冻循环装置，其中，

所述冷冻循环装置具备制冷剂回路，所述制冷剂回路利用制冷剂配管连接有压缩机、第1膨胀装置和在制热运转时作为蒸发器发挥功能的第1换热器，所述第1换热器具备第1换热部、第2换热部和第2膨胀装置，所述第2换热部在所述制冷剂回路内与所述第1换热部串联地连接，所述第2膨胀装置连接在所述第1换热部与所述第2换热部之间，所述第1膨胀装置在所述制冷剂回路内与所述第2换热部并联地连接，所述第2换热部位于所述第1换热部的下方，所述第2膨胀装置在所述制冷剂回路内与所述第1膨胀装置并联地连接，并与所述第2换热部串联地连接。

2.根据权利要求1所述的冷冻循环装置，其中，所述第1换热部的制冷剂流路数量比所述第2换热部的制冷剂流路数量多。

3.根据权利要求1或2所述的冷冻循环装置，其中，所述第1换热器具备各自沿上下方向并列地排列的多个传热管，所述多个传热管分别为扁平管。

4.根据权利要求1或2所述的冷冻循环装置，其中，所述制冷剂回路具备在制热运转时至少一部分作为冷凝器发挥功能的第2换热器，在所述第2换热器与所述第1膨胀装置之间具备使所述制冷剂配管分岔的分岔部。

5.根据权利要求3所述的冷冻循环装置，其中，所述制冷剂回路具备在制热运转时至少一部分作为冷凝器发挥功能的第2换热器，在所述第2换热器与所述第1膨胀装置之间具备使所述制冷剂配管分岔的分岔部。

说明书

冷冻循环装置

技术领域

[0001] 本发明涉及一种冷冻循环装置，特别是涉及作为蒸发器发挥功能的换热器与膨胀装置的连接。

背景技术

[0002] 作为冷冻循环装置的一种的空调装置在制热运转中使利用压缩机排出的高温高压的气体制冷剂在作为冷凝器发挥功能的室内换热器内与室内空气进行热交换而冷却，相变成低温高压的液体制冷剂。然后，低温高压的液体制冷剂在膨胀装置相变成低温低压的两相制冷剂。两相制冷剂在作为蒸发器发挥功能的室外换热器内与空气进行热交换从而被加热，相变成低温低压的气体制冷剂而被吸入到压缩机内。随后，低温低压的气体制冷剂在压缩机内被压缩，再次作为高温高压的气体制冷剂被排出。

[0003] 在此，在使空调装置进行制热运转时，当设置有室外换热器的外部气体的温度接近零下时，为了维持热交换性能，室外换热器的表面温度下降为比零下低。此时，在室外换热器上有时会附着霜。当附着于室外换热器的霜增加时，需要进行除霜。例如，关于室外换热器的除霜，利用使热气流入到室外换热器内等方法进行除霜运转。通常，通过除霜产生的排放水滴下到排液盘上而被排出。但是，有时因排液盘的排水积压或表面张力的影响而使水积存在换热器的下端部。在水滞留于换热器的状态下，在制热运转中，滞留的排放水冻结，有可能损伤室外换热器。那么，已知一种在排液盘设置加热器而防止室外换热器的冻结的方法。

[0004] 例如专利文献1公开的空调机使压力(温度)比换热器的上侧部分高的制冷剂在换热器的下侧部分流动，从而抑制排液盘以及换热器下部的结霜以及冻结。

[0005] 现有技术文献

[0006] 专利文献

[0007] 专利文献1：日本实公平5‑44653号公报

发明内容

[0008] 发明要解决的课题

[0009] 但是，在专利文献1公开的空调装置中，例如为了进一步提高换热器的传热性能或削减在构成换热器的传热管内流通的制冷剂量，有时减小传热管的截面积。例如在利用圆管构成的传热管中，考虑减小外径或将管的截面设为扁平形状从而使管内的流路细径多孔化等。在专利文献的空调装置中，在减小了构成换热器的传热管的流路的截面积的情况下，有在制冷剂流路的分支数量较少的换热器的下侧部分的流路阻力增大的课题。

[0010] 本发明用于解决上述那样的课题，目的在于获得一种即使在使传热管细径化的情况下，也能抑制容易发生排放水的滞留的换热器下部的冻结的冷冻循环装置。

[0011] 用于解决课题的方案

[0012] 本发明的冷冻循环装置具备制冷剂回路，所述制冷剂回路利用制冷剂配管连接有压缩机、第1膨胀装置和在制热运转时作为蒸发器发挥功能的第1换热器，所述第1换热器具备所述第1换热部和第2换热部，所述第2换热部在所述制冷剂回路内与所述第1换热部串联地连接，所述第1膨胀装置在所述制冷剂回路内与所述第2换热部并联地连接，所述第2换热部位于所述第1换热部的下方。

[0013] 发明效果

[0014] 采用本发明，利用上述结构，能使换热器的传热管的制冷剂流路的截面积减小，从而削减在制冷剂回路内流通的制冷剂量，并且能够抑制排液盘以及换热器下部的冻结。

附图说明

[0015] 图1是实施方式1的冷冻循环装置100的制冷剂回路1的回路图。

[0016] 图2是实施方式1的冷冻循环装置100的第1换热器10的立体图。

[0017] 图3是图2的第1换热器10的截面构造的说明图。

[0018] 图4是从正面观察实施方式1的第1换热器10后得到的构造的说明图。

[0019] 图5是表示作为用于实施方式1的第1换热器10的传热管20的一例的扁平管的剖视图。

[0020] 图6是作为实施方式1的冷冻循环装置100的比较例的冷冻循环装置1100的制冷剂回路101的回路图。

[0021] 图7是比较例的冷冻循环装置1100的第1换热器110的立体图。

[0022] 图8是表示比较例的冷冻循环装置1100的制热运转时的特性的图。

[0023] 图9是表示实施方式1的冷冻循环装置100的制热运转时的特性的图。

[0024] 图10是图9的A部分的放大图。

[0025] 图11是实施方式2的冷冻循环装置200的制冷剂回路201的回路图。

[0026] 图12是实施方式2的冷冻循环装置200的第1换热器210的立体图。

[0027] 图13是表示实施方式2的冷冻循环装置200的制热运转时的特性的图。

[0028] 图14是表示实施方式2的冷冻循环装置200的制热运转时的特性的图。

[0029] 图15是实施方式3的冷冻循环装置300的制冷剂回路301的回路图。

[0030] 图16是实施方式3的冷冻循环装置300的第1换热器310的立体图。

[0031] 图17是表示实施方式3的冷冻循环装置300的制热运转时的特性的图。

[0032] 图18是表示实施方式3的冷冻循环装置300的制热运转时的特性的图。

[0033] 图19是实施方式4的冷冻循环装置400的制冷剂回路401的回路图。

[0034] 图20是实施方式4的冷冻循环装置400的第1换热器410的立体图。

[0035] 图21是表示实施方式4的冷冻循环装置400的制热运转时的特性的图。

具体实施方式

[0036] 以下，说明冷冻循环装置的实施方式。另外，图的形态为一例，并不限定本发明。另外，各图中标注了相同的附图标记的构件为相同的构件或相当于相同的构件，这在说明书的全文中是共通的。此外，在以下的图中，各构成构件的大小的关系有时不同于实际情况。

[0037] 实施方式1.

[0038] 图1是实施方式1的冷冻循环装置100的制冷剂回路1的回路图。图1所示的冷冻循环装置100是例如空调装置。如图1所示，冷冻循环装置100利用制冷剂配管连接压缩机2、四通阀7、第1换热器10、第1膨胀装置5以及第2换热器3，构成制冷剂回路1。例如在冷冻循环装置100是空调装置的情况下，制冷剂在制冷剂配管内流通，通过利用四通阀7切换制冷剂的流动，能够切换制热运转和制冷运转或除霜运转。在实施方式1中，作为冷冻循环装置100，例示了空调装置，但冷冻循环装置100例如可用于冰箱、冷冻库、自动贩卖机、空调装置、冷冻装置和热水器等冷冻用途或空气调节用途。

[0039] 压缩机2、第2换热器3、第1膨胀装置5、第1换热器10以及四通阀7构成能供制冷剂循环的制冷剂回路1。在冷冻循环装置100中，进行使制冷剂在制冷剂回路1中一边相变一边循环的冷冻循环。压缩机2使制冷剂压缩。压缩机2例如是回转式压缩机、涡旋式压缩机、螺旋式空压机或往复式压缩机等。

[0040] 在冷冻循环装置100进行制热运转时，第1换热器10作为蒸发器发挥功能，在冷冻循环装置100进行制冷运转时，第1换热器10作为冷凝器发挥功能。第1换热器10由第1换热部11和第2换热部12构成。第2换热部12位于第1换热部11的下方。

[0041] 在冷冻循环装置100进行制热运转时，第2换热器3作为冷凝器发挥功能，在冷冻循环装置100进行制冷运转时，第2换热器3作为蒸发器发挥功能。但第2换热器3在制热运转时，也有因管内的压力损失而使制冷剂温度下降从而一部分作为蒸发器发挥作用的情况。第1换热器10以及第2换热器3例如是翅管型换热器、微通道换热器、无翅片换热器、管壳式换热器、热管式换热器、双重管式换热器或散热片式换热器等。

[0042] 第1膨胀装置5使制冷剂膨胀而减压。第1膨胀装置5例如是能够调整制冷剂的流量的电动膨胀阀等。另外，作为第1膨胀装置5，不仅可以是电动膨胀阀，也可以是在受压部采用了膜片的机械式膨胀阀或毛细管等。

[0043] 四通阀7在冷冻循环装置100内切换制冷剂的流路而改变制冷剂回路1的制冷剂的循环方向。在制热运转时，四通阀7被切换为连接压缩机2的排出口与第2换热器3，并且连接压缩机2的吸入口与第1换热器10。另外，在制冷运转以及除湿运转时，四通阀7被切换为连接压缩机2的排出口与第1换热器10，并且连接压缩机2的吸入口与第2换热器3。

[0044] 在第1换热器10的近旁配置有鼓风机6。另外，第2换热器3在近旁配置有鼓风机4。在此，第1换热器10是搭载于室外机的室外换热器，鼓风机6将外部气体送入到第1换热器10内，在外部气体与制冷剂之间进行热交换。另外，第2换热器3是搭载于室内机的室内换热器，鼓风机4将室内的空气导入到室内机的壳体内，将室内的空气送入到室内换热器内，在室内的空气与制冷剂之间进行热交换，调节室内的空气的温度。

[0045] 根据制冷以及制热的运转状态的制冷剂的流动，说明实施方式1的冷冻循环装置100的制冷剂回路1的结构。在制冷运转中，自压缩机2排出的制冷剂经过四通阀7流入第1换热器10的第1换热部11。自第1换热部11流出的制冷剂分支成两条制冷剂流路，一者通过第1膨胀装置5，另一者通过第2换热部12。然后，通过了第1膨胀装置5的制冷剂与通过了第2换热部12的制冷剂合流，依次通过第2换热器3和四通阀7而被吸入到压缩机2内。

[0046] 另一方面，在制热运转中，自压缩机2排出的制冷剂经过四通阀7流入第2换热器3。自第2换热器3流出的制冷剂分支成两条制冷剂流路，一者通过第1膨胀装置5，另一者通过第1换热器10的第2换热部12。然后，通过了第1膨胀装置5的制冷剂与通过了第2换热部12的制冷剂合流，依次通过第1换热部11和四通阀7而被吸入到压缩机2内。

[0047] 另外，冷冻循环装置100的制冷剂回路1在第2换热器3与第1换热器10以及第1膨胀装置5之间具备使制冷剂配管分岔的分岔部90。即，在第2换热器3与分岔部90之间不具备其他的膨胀装置。

[0048] 第1换热器10的构造

[0049] 图2是实施方式1的冷冻循环装置100的第1换热器10的立体图。图2是局部示意地表示与第1换热器10相连接的制冷剂配管。如图2所示，第1换热器10具备第1换热部11和第2换热部12。第2换热部12位于第1换热部11的下方。

[0050] 第1换热部11以及第2换热部12各自具备沿流入第1换热器10的空气的流动方向串联地排列的两个换热部。第1换热部11具备第1上风侧换热部11a来作为位于上风侧的换热部，具备第1下风侧换热部11b来作为位于下风侧的换热部。第1上风侧换热部11a与第1下风侧换热部11b在端部利用集管14连接。在第1换热器10作为蒸发器发挥功能时，构成为流出了第1下风侧换热部11b的制冷剂流入第1上风侧换热部11a。

[0051] 另外，第2换热部12具备第2上风侧换热部12a来作为位于上风侧的换热部，具备第2下风侧换热部12b来作为位于下风侧的换热部。第2上风侧换热部12a与第2下风侧换热部
12b在端部利用集管14连接。在第1换热器10作为蒸发器发挥功能时，构成为流出了第2上风侧换热部12a的制冷剂流入第2下风侧换热部12b。

[0052] 构成第1换热器10的第1换热部11以及第2换热部12分别具备传热管20。传热管20沿图2所示的z方向并列。在实施方式1中，z轴沿着重力方向。但不限定于使z方向沿着重力方向地设置第1换热器10，例如也可以使z方向倾斜地设置第1换热器10。也就是说，多个传热管20只要沿上下方向并列即可。

[0053] 集管14具备连接第1上风侧换热部11a与第1下风侧换热部11b的上部集管14a和连接第2上风侧换热部12a与第2下风侧换热部12b的下部集管14b。集管14的上部集管14a和下部集管14b一体地形成，但集管14的内部分隔成多个空间，形成为至少不会使第1换热部11的制冷剂和第2换热部12的制冷剂混合。

[0054] 另外，也可以不是利用集管14连接第1上风侧换热部11a与第1下风侧换热部11b的结构。例如，也可以利用U字形管连接第1上风侧换热部11a所具有的传热管20与第1下风侧换热部11b所具有的传热管20的端部彼此。另外，同样也可以不是利用集管14连接第2上风侧换热部12a与第2下风侧换热部12b的结构，也可以利用U字形管连接传热管20的端部彼此。

[0055] 在图2中，第1换热部11具备多个传热管20。第1上风侧换热部11a和第1下风侧换热部11b分别具备相同数量的多个传热管20，并由集管14连接。多个传热管20沿z方向并列。另外，第1上风侧换热部11a的多个传热管20在y方向的端部与上风侧集合管13a相连接。第1下风侧换热部11b的多个传热管20也在y方向的端部与下风侧集合管13b相连接。集合管13a、13b与构成制冷剂回路1的制冷剂配管相连接，成为制冷剂向第1换热部11流入的流入部或自第1换热部11流出的流出部。另外，集合管13a、13b也可以分开为多个。例如，第1下风侧换热部11b的多个传热管20中的上部的3根传热管20、中部的3根传热管20以及下部的3根传热管20也可以分别与不同的集合管相连接。

[0056] 在图2中，构成第2换热部12的第2上风侧换热部12a以及第2下风侧换热部12b分别具有1根传热管20。但第2上风侧换热部12a以及第2下风侧换热部12b也可以具有多个传热管20。

[0057] 在实施方式1中，第1换热部11沿z方向排列有9根传热管20，第2换热部12沿z方向具有1根传热管20。也就是说，第1换热部11所具有的并列地排列的传热管20的根数比第2换热部12所具有的并列地排列的传热管20多。另外，传热管20的根数并不仅限于此。能够适当地设定第1换热部11以及第2换热部12各自的制冷剂流路数量。但位于上部的第1换热部11的制冷剂流路数量比第2换热部12的制冷剂流路数量多。

[0058] 在此，说明在冷冻循环装置100进行制热运转时的第1换热器10的动作。在冷冻循环装置100中，利用至少一部分作为冷凝器发挥功能的第2换热器3冷凝后的高压的液体制冷剂，在制冷剂配管的分岔部90分支成两条流路，以并列地分支的形式流动到与第1膨胀装置5相连接的回路和与第2上风侧换热部12a相连接的旁路95中。流入到第1膨胀装置5中的制冷剂膨胀即减压而成为低温的气液两相制冷剂。自第1膨胀装置5流出的制冷剂与通过了第2下风侧换热部12b的制冷剂合流。通常，在制冷剂通过第1膨胀装置5那样的设备时，依据第1膨胀装置5的流路形状、制冷剂回路1内的制冷剂的循环量以及制冷剂的流态(日文：流動様相)而产生规定的流动阻力。制冷剂的流态是制冷剂的物性，根据制冷剂为气相、液相或气液两相等的状态而变化。另外，第1膨胀装置5的流动阻力使通过第1膨胀装置5的制冷剂的流动产生压力损失。也就是说，通过了第1膨胀装置5的制冷剂的压力下降。

[0059] 另一方面，流入到第2上风侧换热部12a中的制冷剂在传热管20内流动，流入用于使制冷剂自第2上风侧换热部12a向第2下风侧换热部12b移动的集管14。集管14的内部的空间是分开的，对应于沿z方向并列的多个传热管20的位置地分开。集管14的内部空间是分开的，在集管14的下部形成有下部集管14b。下部集管14b连接第2上风侧换热部12a的传热管20与第2下风侧换热部12b的传热管20。通过了下部集管14b的制冷剂流入第2下风侧换热部
12b，在传热管20内流动后与通过了第1膨胀装置5的制冷剂合流。

[0060] 在此，与上述的第1膨胀装置5同样，当制冷剂在传热管20内流动时，传热管20也具有规定的流动阻力。依据传热管20内的流路形状、制冷剂回路1内的制冷剂的循环量以及制冷剂的流态而产生流动阻力，使制冷剂的流动产生压力损失。通过了第2换热部12的制冷剂与通过了第1膨胀装置5的制冷剂合流而向第1换热部11流入。第1换热部11具有多个传热管20。例如在下风侧集合管13b将制冷剂分配到多个传热管20中，制冷剂并列地流入各个传热管20。并列地流入到多个传热管20中的制冷剂通过第1下风侧换热部11b，经过上部集管14a而向第1上风侧换热部11a流入。通过了第1上风侧换热部11a的多个传热管20的制冷剂在上风侧集合管13a合流。也就是说，利用第1换热部11分支成多个制冷剂流路的制冷剂在上风侧集合管13a合流，自第1换热器10流出。自第1换热器10流出的制冷剂经过四通阀7被吸入到压缩机2中。

[0061] 在此，分别分支到第1膨胀装置5和第2换热部12中的制冷剂的循环量比率成为使在第1膨胀装置5产生的压力损失与在第2换热部12产生的压力损失相等的那样的比率。即，制冷剂的循环量比率依赖于第1膨胀装置5以及第2换热部12各自的流路形状、随着制冷剂的减压以及热平衡而发生的流态的变化而变动。作为一例，在制冷剂的流态是液体或气体的单相状态的情况下，用以下数学式表示压力损失ΔP。

[0062] 表达式1

[0063]

[0064] 在此，ΔP为压力损失[Pa]，λ为摩擦损失系数，L为流路长度[m]，d为流路的等效直2 3
径[m]，G为质量速度[kg/(m·s)]，ρ为工作流体密度[kg/m]，Re为雷诺数[‑]。另外，依据雷诺数Re所取的值的范围，用

[0065] λ＝64/Re(Re<2300)

[0066] 或

[0067] λ＝0.3164·Re‑0.25(2300

[0068] 表示摩擦损失系数λ。

[0069] 另外，流路的等效直径d是在制冷剂流路的截面形状为圆形的情况下制冷剂流路的直径。在制冷剂流路为圆形以外的形状的情况下，基于制冷剂流路的截面积和制冷剂流路的截面形状的缘的长度，用d＝4A/l表示等效直径d。此时，A为流路截面积[Pa]，l为流路缘的长度[m]。等效直径d是与非圆形的截面形状的制冷剂流路等效的截面形状为圆形的制冷剂流路的直径。

[0070] 根据上述的表示压力损失ΔP的数学式可知，较窄的制冷剂流路、较长的制冷剂流路的压力损失增大。

[0071] 另外，在制冷剂的流态为气液两相状态的情况下，成为液体与气体混合的复杂的状态，压力损失增大。而在如第1膨胀装置5那样的、通过局部较窄的流动部从而急剧减压的那样的形态的情况下，基本上以付与有第1膨胀装置5的形状特有的容量系数Cv值的形式表示压力损失ΔP。例如在第1膨胀装置5的入口为气液两相状态的情况下，如下述这样表示。

[0072] 表达式2

[0073]

[0074] 在此，ΔP为压力损失[Pa]，ρ为工作流体密度[kg/m3]，ρwater为水的密度[kg/m3]3
(固定值)，Q为体积流量[m/min]，Cv为容量系数[‑]。严格来说压力损失ΔP也要考虑其他的影响，但大概根据上述的数学式，决定由设置有第1膨胀装置5的制冷剂流路和设置有第2换热部12的旁路95构成的并联的制冷剂流路各自的制冷剂的循环量比率。

[0075] 图3是表示实施方式1的第1换热器10的第1换热部11以及第2换热部12的截面构造的说明图。表示在通过图2中所示的点A1、点A2、点A3以及点A4的截面上的第1换热器10的截面构造的一部分。通过点A1、点A2、点A3以及点A4的截面是与x‑z平面平行的截面。另外，图3表示从图2中所示的箭头Y1方向观察的状态。也就是说，图3表示与传热管20的管轴垂直的截面。如图3所示，将传热管20插入到长度方向沿z方向延伸设置的翅片30所具有的多个缺口部31的各个缺口部31中而形成第1换热器10。传热管20的截面形状为扁平形状，使传热管20的截面形状的长轴朝向x方向，使短轴朝向z方向。空气朝向x方向流入第1换热器10，在翅片30以及传热管20之间通过，进行空气与在传热管20内流动的制冷剂的热交换。

[0076] 图4是从正面观察实施方式1的第1换热器10后得到的构造的说明图。如图4所示，在制热运转时流入第1换热器10的气流在自图的跟前侧朝向里侧去的方向上流动。使多个传热管20的管轴朝向y方向并使多个传热管20沿z方向并列地排列而构成第1换热器10。多个传热管20例如由扁平管构成。多个扁平管在与管轴垂直的截面上，构成为具有长轴和短轴的扁平形状。使多个扁平管的长轴朝向x方向。

[0077] 图5表示作为用于实施方式1的第1换热器10的传热管20的一例的扁平管的剖视图。扁平管由具有热传导性的金属材料构成。作为构成扁平管的材料，例如使用铝、铝合金、铜或铜合金。通过将加热后的材料自模具的孔挤出而成形图5所示的内部流路21的挤压加工，制造扁平管。另外，也可以通过自模具的孔拉拔材料而成形图5所示的截面的拉拔加工来制造扁平管。能够依据传热管20的截面形状适当地选择传热管20的制造方法。另外，传热管20不限定于扁平管，例如也可以是截面形状为圆形或椭圆形等的传热管。

[0078] 比较例的冷冻循环装置1100

[0079] 图6是作为实施方式1的冷冻循环装置100的比较例的、冷冻循环装置1100的制冷剂回路101的回路图。图7是比较例的冷冻循环装置1100的第1换热器110的立体图。图7局部示意地表示与第1换热器110相连接的制冷剂配管。实施方式1的冷冻循环装置100和比较例的冷冻循环装置1100在制热运转时的制冷剂流动方向上，第2换热器3的下游侧的制冷剂回路结构不同。

[0080] 如图1所示，实施方式1的冷冻循环装置100在第2换热器3的下游使制冷剂配管分岔，第1膨胀装置5与第2换热部12并联地配置，制冷剂在通过了第1膨胀装置5和第2换热部12后合流，之后流入第1换热部11。

[0081] 而如图6所示，比较例的冷冻循环装置1100在第2换热器3的下游侧使第1膨胀装置5与第2换热部112串联地连接，制冷剂在依次通过了第1膨胀装置5和第2换热部112后流入第1换热部111。另外，如图7所示，与实施方式1的第1换热器10同样地设定比较例的第1换热部111的制冷剂流路数量和第2换热部112的制冷剂流路数量。

[0082] 图8是表示比较例的冷冻循环装置1100的制热运转时的特性的图。图8是表示在使冷冻循环装置1100进行了制热运转时的制冷剂的压力和焓的推移的P‑h线图。在比较例的冷冻循环装置1100中，自压缩机2排出的高压的气体制冷剂(P01)在通过了四通阀7后，流入作为室内换热器的第2换热器3。另外，括号内所示的使[P]带下角标地表示的记号是在图8的P‑h线图上表示的记号。制冷剂为利用括号内所示的记号表示的点的焓以及压力。

[0083] 流入到第2换热器3中的制冷剂在第2换热器3内与室内空气进行热交换而被冷却(冷凝)。此时，制冷剂的温度比室内空气的温度高。制冷剂在第2换热器3内由室内空气冷却，在第2换热器3的出口成为高压的液相制冷剂。

[0084] 通过了第2换热器3的高压的液体制冷剂(P11)在第1膨胀装置5被减压。通过了第1膨胀装置5的气液两相状态的制冷剂(P21)流入第2换热部112，利用传热管20内的流路使该制冷剂(P21)减压。另外，在图8所示的图中，通过了第1膨胀装置5的制冷剂(P21)成为气液两相状态，但有时也会因在第1膨胀装置5的减压而成为中压的液体单相制冷剂。

[0085] 通过了第1膨胀装置5的气液两相状态的制冷剂(P21)流入第2换热部112的传热管20。第2换热部112如图7所示，利用1根传热管20形成制冷剂流路。因此，根据上述数学式(1)，通过第2换热部112的气液两相状态的制冷剂产生压力损失ΔP。也就是说，通过第2换热部112的气液两相状态的制冷剂被减压。

[0086] 在制冷剂被减压而自液体单相状态向气液两相状态相变的情况下，依据压力而决定制冷剂的温度。制冷剂的温度成为规定压力下的饱和温度。也就是说，气液两相制冷剂的温度因减压也同样下降。此时，依据传热管20外的工作流体的温度进行热交换。在制冷剂温度比管外工作流体温度高的情况下，制冷剂被冷却(冷凝)，管外工作流体被加热。而在制冷剂温度比管外工作流体温度低的情况下，制冷剂被加热(蒸发)，管外工作流体被冷却。另外，在实施方式1中，管外工作流体是外部气体。

[0087] 通过了第1膨胀装置5以及第2换热部112的低压的两相制冷剂(P31)的制冷剂温度比管外工作流体温度低，因此该两相制冷剂(P31)流入第1换热部111而被加热(蒸发)。流入到第1换热部111中的制冷剂在第1换热部111蒸发，低压的气体制冷剂(P41)通过四通阀7被吸入到压缩机2中。

[0088] 比较例的冷冻循环装置1100的课题

[0089] 在比较例的冷冻循环装置1100的第1换热器110中，在传热管20的管内流动阻力较大的情况下，在第2换热部112的压力损失ΔP增大，P21处的制冷剂的压力降低。传热管20的流动阻力较大的情况是指形成于传热管20的内部的制冷剂流路较细、制冷剂流路较长的情况，或制冷剂流路较细且较长的情况。例如，当图5所示的内部流路21较细时，传热管20内的压力损失ΔP增大。如上述的数学式1所示，当流路的等效直径d减小且流路长度L变长时，压力损失ΔP增大。

[0090] 此时，如图8所示，在第1膨胀装置5的开度不足且在第2换热部112的压力损失较大时，流入第1换热部111的制冷剂(P31)的压力与理想的状态相比有时降低。也就是说，如图8所示，流入作为蒸发器发挥功能的第1换热器110的第1换热部111的制冷剂的压力有时比恰当的蒸发器压力P0低。在第2换热部112的制冷剂流路数量较少、传热管20的内部的制冷剂流路较细且制冷剂流路较长的情况下，容易产生这样的状态。

[0091] 如上所述，在比较例的冷冻循环装置1100的第1换热器110的情况下，压缩机2的吸入部(P41)与排出部(P01)的压力差增大，存在压缩机2的功增大并且耗电也增大的课题。由此，冷冻循环装置1100的效率降低，影响节能性。或者，当在第1换热部111内流动的制冷剂的温度随着压力的下降而降低从而用作室外换热器的第1换热器110在较低的外部气温下运转的情况下，有时结霜量增加而使热交换性能变差。

[0092] 另一方面，当在第1换热器110的下侧部分和上侧部分使用不同的传热管20并且在下侧部分使用了流路的截面积较大的传热管20的情况下，出现了第1换热器110的制造性变差的课题。

[0093] 在图8中，假设在想要使第1换热器110的压力以恰当的值P0而进行运转的情况下，需要进一步增大第1膨胀装置5的开度。在第2换热部112的压力损失ΔP依赖于第2换热部112的传热管20的形状，因此仅利用第2换热部112难以将图8中的点P21～点P31间的制冷剂的压力差调整为减少。因而，为了进一步提高在图8的点P31的制冷剂的压力，需要增大第1膨胀装置5的开度而使在第1膨胀装置5内流动的制冷剂增多。即，需要增大第1膨胀装置5的开度而减小图8的点P11～点P21间的减压量。但是，存在如下课题：用作第1膨胀装置5的电动膨胀阀、机械式膨胀阀或毛细管等的开度的调整幅度有限，考虑到冷冻循环装置1100的冷冻能力的控制，难以在第1膨胀装置5设定恰当的开度调整范围。也就是说，存在如下课题：当第1换热器110的下侧部分的流路阻力增加时，有时即使第1膨胀装置5为最大开度，也无法调整所需的制冷剂流量，冷冻循环装置1100的控制性变差。

[0094] 实施方式1的冷冻循环装置100的作用

[0095] 图9是表示实施方式1的冷冻循环装置100的制热运转时的特性的图。图10是图9的A部分的放大图。图9是表示在使冷冻循环装置100进行了制热运转时的制冷剂的压力和焓的推移的P‑h线图。在冷冻循环装置100中，自压缩机2排出的高压的气体制冷剂(P01)通过四通阀7流入作为室内换热器的第2换热器3。制冷剂与室内空气进行热交换而冷却(冷凝)。此时，制冷剂的温度比室内空气高。制冷剂在第2换热器3内被室内空气冷却，在第2换热器3的出口成为高压的液相制冷剂。

[0096] 通过了第2换热器3的高压的液体制冷剂(P11)分支成两条流路，被分配到第2换热部12和第1膨胀装置5中，膨胀即被减压。与在比较例中流入到第2换热部112中的制冷剂同样，利用传热管20内的制冷剂流路使流入到第2换热部12中的制冷剂减压。另外，当制冷剂在传热管20内被减压而自液体单相状态向气液两相状态相变的情况下，依据压力而决定制冷剂的温度。即，随着制冷剂的减压，温度也下降。此时，依据传热管20外的工作流体即外部气体的温度，在外部气体和在传热管20内流动的制冷剂之间进行热交换。在制冷剂温度比管外的工作流体温度高的情况下，制冷剂被冷却(冷凝)，管外的工作流体被加热。而在制冷剂温度比管外的工作流体温度低的情况下，制冷剂被加热(蒸发)，管外的工作流体被冷却。结果，在第2换热部12内流动的制冷剂成为低压的气液两相制冷剂(P22)。

[0097] 流入到第1膨胀装置5中的制冷剂膨胀(减压)而成为低压的气液两相制冷剂(P21)。此时，第1膨胀装置5是不进行制冷剂的热交换的绝热膨胀，因此气液两相制冷剂(P21)的焓值与膨胀前的状态(P11)同样。

[0098] 在此，根据第2换热部12的传热管20内的流动阻力的大小与由第1膨胀装置5的膨胀节流导致的流动阻力的大小的差，一致地决定分别分配到第2换热部12和第1膨胀装置5中的制冷剂循环量的比率。

[0099] 根据上述的数学式(1)求出传热管20的压力损失ΔP。数学式(1)中摩擦损失系数λ、流路长度L和流路的等效直径d根据传热管20的形状以及第2换热部12所具有的传热管20的根数而决定。另一方面，数学式(1)中质量速度G根据流入第2换热部12的制冷剂的量而决定，工作流体密度ρ根据制冷剂为单相或气液两相而变动。另一方面，第1膨胀装置5的压力损失ΔP根据数学式2而决定。在开度较小的情况(Cv较小的情况)下，流量减小，压力损失ΔP较大。另外，在开度较大的情况(Cv较大的情况)下，流量增大，压力损失ΔP较小。

[0100] 由此，在制冷剂回路1中，能够利用第1膨胀装置5的开度，控制在第2换热部12与第1膨胀装置5并联地连接的区间内的制冷剂的减压，即，P11～P31的区间内的制冷剂的减压。

[0101] 通过了第2换热部12的低压的气液两相状态的制冷剂(P22)以及通过了第1膨胀装置5的低压的气液两相状态的制冷剂(P21)合流，成为与制冷剂循环量的比率和各自的焓相对应的低压的两相状态的制冷剂(P31)，流入第1换热部11而被加热(蒸发)。在第1换热部11蒸发后的低压的气体制冷剂(P41)通过四通阀7而被吸入到压缩机2中。

[0102] 实施方式1的效果

[0103] 实施方式1的冷冻循环装置100即使在第2换热部12的传热管20的管内流动阻力较大的情况下，也相对于设置有第1膨胀装置5的制冷剂流路并联地构成旁路95。因此，与分别单独地串联设置第2换热部12或第1膨胀装置5的情况相比，制冷剂回路1并联的部分的制冷剂流路的流动阻力降低。由此，无需增大第1膨胀装置5的开度，第1膨胀装置5的开度不会不足。并且，能使高压且比室内空气的温度高的液体制冷剂流入到第1换热器10的包含最下级的第2换热部12中。因此，能够抑制在第1换热器10的下部滞留的排放水发生结冰。

[0104] 实施方式1的冷冻循环装置100具备制冷剂回路1，该制冷剂回路1利用制冷剂配管连接有压缩机2、第1换热器10和第1膨胀装置5。第1换热器10具备第1换热部11和第2换热部12，该第2换热部12在制冷剂回路1中与第1换热部11串联地连接。第1膨胀装置5在制冷剂回路1中与第2换热部12并联地连接，第2换热部12位于第1换热部11的下方。

[0105] 在第1换热器10作为蒸发器发挥功能的情况下，自第2换热器3流出的制冷剂首先被分配到第1膨胀装置5和第2换热部12中。因此，第2换热部12在以以往的制冷剂回路101的第1膨胀装置5的上游侧与下游侧的压力差为准的饱和温度的范围内使制冷剂流动。即，实施方式1的第2换热部12的制冷剂的温度比比较例的制冷剂回路101的用作蒸发器的第1换热器110的入口高，因此能够抑制用作蒸发器的第1换热器10的最下部的滞留水发生结冰。

[0106] 另外，第2换热部12相对于第1膨胀装置5成为旁路95。通过相对于第1膨胀装置5并联地追加第2换热部12，与比较例那样的串联地连接第1膨胀装置5与第2换热部12的制冷剂回路101相比，能够减小第1膨胀装置5的最大开度。由此，在通过第2换热部12的制冷剂的压力损失ΔP较大的情况下，第1膨胀装置5不易开度不足，能够控制蒸发器中的制冷剂的压力的范围扩大。

[0107] 特别是，当在第1换热器10的传热管20采用了扁平管的情况下，在制冷剂流路较细而使制冷剂流通的情况下，压力损失有时增大。为了削减第1换热器10以及制冷剂回路1的制冷剂量，传热管20优选较细地形成制冷剂流路，优选采用例如扁平管的短轴方向厚度为1mm以下、进一步优选为0.8mm以下的扁平管。此时，在想要提高作为蒸发器发挥功能的第1换热器10的制冷剂压力的情况下，即，在想要以蒸发器的热交换能力较低的状态进行运转的情况下，在比较例的制冷剂回路101中，在位于第1换热器10的下部的第2换热部112的压力损失ΔP较高。因此存在以下课题：若不增大第1膨胀装置5的开度，则在第1换热部111的压力变得比恰当的蒸发器压力P0低。而在实施方式1的冷冻循环装置100的制冷剂回路1中，压力损失较大的第2换热部12与第1膨胀装置5并联地配置，因此能在不扩大第1膨胀装置5的开度范围的前提下恰当地控制在蒸发器的压力。

[0108] 另外，第1换热器10的第1换热部11和第2换热部12一体地构成，因此也有在制造第1换热器10时提高组装性的优点。

[0109] 在实施方式1的冷冻循环装置100中，第1换热部11的制冷剂流路数量比第2换热部12的制冷剂流路数量多。第1换热器10由第1换热部11以及第2换热部12这两个要素构成，串联地连接第1换热部11与第2换热部12，因此能够增大第1换热器10的压力损失ΔP。特别是在使用为蒸发器的情况下，通过使相对于第1换热部11而言为制冷剂流动上游侧的第2换热部12的制冷剂旁路分支数量比第1换热部11的制冷剂旁路分支数量小，能够增大在第2换热部12的压力损失ΔP。因此，能够抑制在第1换热器10的最下部的滞留水的结冰，并且不用在第2换热部12的下游侧设置追加的膨胀装置，就能使流入第1换热部11的制冷剂的压力下降。

[0110] 在实施方式1的冷冻循环装置100中，第1换热部11所具备的传热管20与第2换热部12所具备的传热管20平行地配置。由此，第1换热器10使温度较高的制冷剂在自配置于上方的传热管20流下的水滴容易滞留的配置于下方的传热管20内流通。由此，能够抑制在传热管20的上表面积存的滞留水发生结冰。

[0111] 在实施方式1的冷冻循环装置100中，传热管20是扁平管。位于第1换热器10的下部的第2换热部12所具有的传热管20是扁平管，从而通过第2换热部12的制冷剂的压力容易下降。因而，能够利用在不通过第1膨胀装置5的旁路95配置的第2换热部12使制冷剂的压力下降，并且由于温度较高的制冷剂在第1换热器10的下部流通，因此能够抑制第1换热器10的下部的结冰。另外，传热管20是扁平管，从而能够维持或提高热交换能力，并且能够减小第1换热器10的制冷剂容量，削减在制冷剂回路1内流动的制冷剂的量。

[0112] 实施方式2.

[0113] 实施方式2的冷冻循环装置100在实施方式1的冷冻循环装置100的制冷剂回路1的基础上进一步追加了膨胀装置。在实施方式2的冷冻循环装置200中，以相对于实施方式1的变更点为中心进行说明。关于实施方式2的冷冻循环装置200的各部分，对各图中具有相同的功能的构件标注与在实施方式1的说明中使用过的图相同的附图标记而进行表示。

[0114] 图11是实施方式2的冷冻循环装置200的制冷剂回路201的回路图。图12是实施方式2的冷冻循环装置200的第1换热器210的立体图。实施方式2的冷冻循环装置200的制冷剂回路201在实施方式1的冷冻循环装置100的第1换热器10的第2换热部12与第1换热部11之间追加了第2膨胀装置51。第2膨胀装置51比合流部91靠第2换热部12侧地配置，上述合流部91使在分岔部90分岔的配置有第1膨胀装置5的流路与配置有第2换热部12的流路合流。换言之，串联地连接有第2换热部12和第2膨胀装置51的旁路295，与第1膨胀装置5并联地连接。

[0115] 图13是表示实施方式2的冷冻循环装置200的制热运转时的特性的图。图13是表示冷冻循环装置200的低温且低压区域的周边的压力和焓的推移的P‑h线图。实施方式1的冷冻循环装置100根据第2换热部12的规格的不同，有时在第2换热部12的压力损失ΔP较小且刚刚流出第2换热部12后的制冷剂的压力较高。也就是说，有时如图13中的点P23那样，流出了第2换热部12的制冷剂的温度比室外空气高。由此，进一步利用第2膨胀装置51使流出了第2换热部12的制冷剂减压，使制冷剂下降为比对应于室外空气温度的压力低。通过这样地构成，冷冻循环装置200能够恰当地设定或控制用作蒸发器的第1换热器210的压力。另外，此时流出了第2换热部12的制冷剂的温度比室外空气温度高，因此即使是室外空气温度为水的凝固点近旁的那样的较低的外部气体温度环境，由于使温度较高的制冷剂在第2换热部12中流动，所以也能抑制结霜以及冻结。

[0116] 图14是表示实施方式2的冷冻循环装置200的制热运转时的特性的图。图14是表示冷冻循环装置200的低温且低压区域的周边的压力和焓的推移的P‑h线图。图14是相比图13的情况，在第2换热部12的压力损失ΔP较大的情况的图。此时，流出了第2换热部12的制冷剂的温度比室外空气低。因此，即将流出第2换热部12之前的部分的温度比室外空气低，因此考虑在第2换热部12的传热管20的出口周边发生结霜或者滞留水结冰的情况。但是，实施方式2的冷冻循环装置200具备第2膨胀装置51，因此能够依据室外空气温度将第2膨胀装置51的开度设定或控制为使在点P23的温度不低于水的凝固点。由此，能够抑制只有第2换热部
12的出口周边的一部分结霜以及结冰。

[0117] 另外，第1膨胀装置5以及第2膨胀装置51不仅限于能够改变开度的结构，也可以是开度固定的结构。另外，也可以设为使第1膨胀装置5以及第2膨胀装置51中至少一者能够改变开度。

[0118] 根据实施方式2的冷冻循环装置200，第2膨胀装置51在制冷剂回路201中与第1膨胀装置5并联地连接，与第2换热部12串联地连接。

[0119] 通过了第2换热部12的制冷剂在第2膨胀装置51中被减压，因此在第2膨胀装置51的上游侧即第2换热部12的出口侧，制冷剂压力以及制冷剂温度也上升。由此，能在第2换热部12的整个区域将制冷剂温度维持为较高。因此，第1换热器210比实施方式1的第1换热器10容易抑制第1换热器210的下部的滞留水的结冰。

[0120] 另外，例如在冷冻循环装置200进行低负荷能力运转的情况等需要减小制冷剂循环量的运转状态下，需要关闭第1膨胀装置5的开度地进行运转。但是，在第2换热部12的流路阻力较小的情况下，向第2换热部12流动的制冷剂量增加。或者考虑第1膨胀装置5的开度设定的分辨率不足，流入第1换热部11的制冷剂的压力无法恰当地设定，冷冻循环装置200无法设定或控制为目标的低负荷能力的情况。另外，第2换热部12的流路阻力较小的情况是指例如在第2换热部12的传热管20的压力损失ΔP较小的情况。

[0121] 在实施方式2的冷冻循环装置200中，通过具备串联地连接有第2换热部12和第2膨胀装置51的旁路295，能对第2换热部12侧的旁路295也施加流路阻力。也就是说，不仅能够使用第1膨胀装置5，也能使用在旁路295设置的第2膨胀装置51对流入第1换热部11的制冷剂的压力进行控制。因此，冷冻循环装置200能比实施方式1的冷冻循环装置100提高在低负荷能力状态下运转时作为蒸发器发挥功能的第1换热器10的压力的控制性能。

[0122] 实施方式3.

[0123] 实施方式3的冷冻循环装置300在实施方式1的冷冻循环装置100的制冷剂回路1的基础上进一步追加了膨胀装置。在实施方式3的冷冻循环装置300中，以相对于实施方式1的变更点为中心进行说明。关于实施方式3的冷冻循环装置300的各部分，对各图中具有相同的功能的构件标注与在实施方式1的说明中使用过的图相同的附图标记而进行表示。

[0124] 图15是实施方式3的冷冻循环装置300的制冷剂回路301的回路图。图16是实施方式3的冷冻循环装置300的第1换热器310的立体图。实施方式3的冷冻循环装置300的制冷剂回路301在实施方式1的冷冻循环装置100的第1换热器10的第2换热部12与第1换热部11之间追加了第2膨胀装置52。第2膨胀装置52比合流部91靠第1换热部11侧地配置，上述合流部91使在分岔部90分岔的配置有第1膨胀装置5的流路与配置有第2换热部12的流路合流。换言之，第2膨胀装置52串联地连接有第1膨胀装置5和第2换热部12。

[0125] 图17是表示实施方式3的冷冻循环装置300的制热运转时的特性的图。图17是表示冷冻循环装置300的低温且低压区域的周边的压力和焓的推移的P‑h线图。实施方式1的冷冻循环装置100根据第2换热部12的规格的不同，有时在第2换热部12的压力损失ΔP较小且刚刚流出第2换热部12后的制冷剂的压力较高。也就是说，有时如图17中的点P22那样，流出了第2换热部12的制冷剂的温度比室外空气高。

[0126] 另外，也考虑到根据第1膨胀装置5的容量或开度的分辨率而无法使流出了第1膨胀装置5的制冷剂的压力也就是在点P21的制冷剂的压力充分地下降的情况。由此，进一步利用第2膨胀装置52使流出了第2换热部12以及第1膨胀装置5而合流的制冷剂减压，使制冷剂下降为比对应于室外空气温度的压力低。通过这样地构成，实施方式3的冷冻循环装置300能够恰当地设定或控制用作蒸发器的第1换热器310的压力。

[0127] 在图17所示的冷冻循环装置300的制热运转时的特性中，能将第2换热部12的出口侧的制冷剂压力以及制冷剂温度保持为较高，因此能在第2换热部12的整个区域维持较高的制冷剂温度。因此，与实施方式2的第1换热器210同样，具有容易抑制第1换热器10的最下部的滞留水的结冰的优点。

[0128] 图18是表示实施方式3的冷冻循环装置300的制热运转时的特性的图。图18是表示冷冻循环装置200的低温且低压区域的周边的压力和焓的推移的P‑h线图。图18是与图17的情况相比，在第2换热部12的压力损失ΔP较大的情况的图。此时，流出了第2换热部12的制冷剂的温度比室外空气低。因此，即将流出第2换热部12之前的部分的温度比室外空气低，因此考虑到在第2换热部12的传热管20的出口周边发生结霜或者滞留水结冰的情况。但是，实施方式3的冷冻循环装置300具备第2膨胀装置52，因此能够依据室外空气温度将第2膨胀装置52的开度设定或控制为使在点P32的温度不低于水的凝固点。由此，能够抑制只有第2换热部12的出口周边的一部分结霜以及结冰。

[0129] 另外，在实施方式3中，第1膨胀装置5以及第2膨胀装置52也是不仅限于能够改变开度，也可以是开度固定的结构。另外，也可以设为使第1膨胀装置5以及第2膨胀装置52中至少一者能够改变开度。

[0130] 实施方式4.

[0131] 实施方式4的冷冻循环装置400改变了实施方式1的冷冻循环装置100的第1换热器10的构造。在实施方式4的冷冻循环装置400中，以相对于实施方式1的变更点为中心进行说明。关于实施方式4的冷冻循环装置400的各部分，对各图中具有相同的功能的构件标注与在实施方式1的说明中使用过的图相同的附图标记而进行表示。

[0132] 图19是实施方式4的冷冻循环装置400的制冷剂回路401的回路图。图20是实施方式4的冷冻循环装置400的第1换热器410的立体图。实施方式4的冷冻循环装置400的制冷剂回路401是将实施方式1的冷冻循环装置100的第1换热器10的第1换热部11分开的结构。实施方式1的第1换热部11的多个传热管20全部并列，制冷剂同时流入全部的多个传热管20。而实施方式4的第1换热部11串联地连接位于第1换热部11的下部16的多个传热管20和位于第1换热部11的上部15的多个传热管20。

[0133] 图21是表示实施方式4的冷冻循环装置400的制热运转时的特性的图。图21是表示冷冻循环装置400的低温且低压区域的周边的压力和焓的推移的P‑h线图。实施方式1的冷冻循环装置100根据第2换热部12的规格的不同，有时在第2换热部12的压力损失ΔP较小且刚刚流出第2换热部12后的制冷剂的压力较高。也就是说，有时如图21中的点P22那样，流出了第2换热部12的制冷剂的温度比室外空气高。

[0134] 另外，也考虑根据第1膨胀装置5的容量或开度的分辨率而无法使在点P21的制冷剂的压力充分地下降的情况。由此，进一步利用第1换热部11的下部16使流出了第2换热部12以及第1膨胀装置5而合流的制冷剂减压，需要使制冷剂下降为比对应于室外空气温度的压力低。通过这样地构成，冷冻循环装置400能够恰当地设定或控制用作蒸发器的第1换热器410的压力。

[0135] 通过这样构成，在用作蒸发器的第1换热器410的周围的外部气体温度为水的凝固点的近旁或凝固点以下的那样的情况下，不仅能向第2换热部12供给温度较高的制冷剂，也能向第1换热部11的下部16供给温度较高的制冷剂。

[0136] 以上基于实施方式说明了本发明，但本发明并不仅限于上述的实施方式的结构。例如关于实施方式1～3的第1换热器10、210、310，以分成第1换热部11和第2换热部12这两个部分的构造进行了说明，但各个换热部也可以适当地分开。例如，也可以将第1换热部11和第2换热部12分别分开为相同数量，将分开后的各个换热部串联地连接。此外，也可以将各实施方式组合地构成本发明。总之，慎重起见，附带说明在本发明的主旨(权利范围)中也包含所谓的本领域技术人员根据需要而做成的各种各样的变更、应用和利用的范围。

[0137] 附图标记说明

[0138] 1、制冷剂回路；2、压缩机；3、第2换热器；4、鼓风机；5、第1膨胀装置；6、鼓风机；7、四通阀；10、第1换热器；11、第1换热部；11a、第1上风侧换热部；11b、第1下风侧换热部；12、第2换热部；12a、第2上风侧换热部；12b、第2下风侧换热部；13a、(上风侧)集合管；13b、(下风侧)集合管；14、集管；14a、上部集管；14b、下部集管；15、上部；16、下部；20、传热管；21、内部流路；30、翅片；31、缺口部；51、第2膨胀装置；52、第2膨胀装置；80、制冷剂配管；90、分岔部；91、合流部；95、旁路；100、冷冻循环装置；101、制冷剂回路；110、第1换热器；111、第1换热部；112、第2换热部；200、冷冻循环装置；201、制冷剂回路；210、第1换热器；295、旁路；300、冷冻循环装置；301、制冷剂回路；310、第1换热器；400、冷冻循环装置；401、制冷剂回路；410、第1换热器；1100、冷冻循环装置；G、质量速度；P0、蒸发器压力；Re、雷诺数；Y1、箭头；d、等效直径；ΔP、压力损失；λ、摩擦损失系数；ρ、工作流体密度。