JP2001066007A - 空気調和機 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】暖房運転時の外気温度が非常に低い場合や、冷
房運転時の外気温度が非常に高い場合においても、高い
サイクル効率が得られる空気調和機を得る。 【解決手段】室内熱交換器８ａ、８ｂを備えた室内機
と、筐体内に室外熱交換器３、圧縮機１、四方弁２を備
えた室外機とを有する空気調和機において、筐体の空気
取り入れ口側で室外熱交換器３に対して上流側に配置さ
れた補助熱交換器５を備える。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は四方弁の切替えによ
り冷暖房を行うヒートポンプ式の冷凍サイクルを用いた
空気調和機に係わり、特に省エネ技術に好適である。

【０００２】

【従来の技術】ヒートポンプによる暖房運転時には、外
気温度が非常に低い場合に十分な暖力を得ることが困難
であり、冷凍サイクル構成を変更することなく低温暖力
を向上させるため、PAM（Pulse Amplitude Modulatio
n）制御により圧縮機駆動用電動機を回転数可変制御す
ることが知られ、例えば特開平１０―１１１０２８号公
報に記載されている。

【０００３】

【発明が解決しようとする課題】上記従来技術の特開平
１０―１１１０２８号公報に記載のものは、低温時のサ
イクル効率を向上させること、冷房運転時の外気温度が
非常に高い場合に、サイクル効率を向上させること等に
ついては充分考慮されていない。

【０００４】また、冷房運転時には、外気温度が非常に
高い場合に、圧縮機の吐出温度が上がり過ぎるのを防止
する観点から、圧縮機駆動用電動機の回転数を抑える必
要がある。さらに、外気温度が非常に高い場合に、圧縮
機の吐出圧力（あるいは吐出圧力と吸入圧力との比）が
上昇するために、冷凍サイクルの効率が低下する。

【０００５】本発明の目的は、暖房運転時の外気温度が
非常に低い場合や、冷房運転時の外気温度が非常に高い
場合においても、高いサイクル効率が得られる空気調和
機を提供することにある。

【０００６】

【課題を解決するための手段】上記目的を達成するた
め、本発明は、室内熱交換器を備えた室内機と、筐体内
に室外熱交換器、圧縮機、四方弁を備えた室外機とを有
する空気調和機において、筐体の空気取り入れ口側で室
外熱交換器に対して上流側に配置された補助熱交換器を
備えたものである。

【０００７】また、本発明は、室内熱交換器を備えた室
内機と、室外熱交換器、圧縮機、四方弁を備えた室外機
とを有する空気調和機において、室外熱交換器を主熱交
換器と補助熱交換器の二つに分割し、該主熱交換器と補
助熱交換器の間に気液分離器及び膨張弁とを備えたもの
である。

【０００８】さらに、上記のものにおいて、気液分離器
で分離されたガスを圧縮機の圧縮過程部へ流入させるこ
とが望ましい。

【０００９】さらに、上記のものにおいて、主熱交換器
を凝縮器として用いる場合、気液分離器で分離された液
を補助熱交換器の出口部にバイパスさせることが望まし
い。

【００１０】さらに、本発明は、室内熱交換器を備えた
室内機と、室外熱交換器、圧縮機、四方弁を備えた室外
機とを有する空気調和機において、室外熱交換器の空気
取り入れ口の上流側に位置する補助熱交換器を備え、暖
房運転時には空気取入れ口からの外気を補助熱交換器に
より暖めた後に室外熱交換器に流入させ、冷房運転時に
は空気取入れ口からの外気を補助熱交換器により冷却し
た後に室外熱交換器に流入させたものである。

【００１１】

【発明の実施の形態】本発明の実施の形態を図1〜３を
参照して説明する。図1は、複数台の室内機と室外機に
より構成される空気調和機の冷凍サイクル構成図であ
る。図示のごとく室外機は、圧縮機１、四方弁２、室外
熱交換器３、室外膨張弁４、室外補助熱交換器５、レシ
ーバ６、アキュムレータ７等を有する。室内機は、室内
熱交換器８ａ，８ｂ、開度可変の電子式の室内膨張弁９
ａ，９ｂを有する。

【００１２】図1の冷凍サイクルは、四方弁2の切替えに
より、冷房運転と暖房運転が切り替えられるが、図示し
たのは暖房運転の場合である。暖房運転の場合、室内機
内にある室内膨張弁９ａ，９ｂは、運転時には常に全開
となる。同様に、冷房運転の場合、室外機内にある室外
膨張弁４は、運転時には常に全開となる。

【００１３】図２、３は、室外機のハード構成を示し、
図2は、家庭用や店舗用と言った中小型のエアコンの場
合である。筐体１３の側面の排気口側にはファン１２が
あり、反対側の空気取入れ口側に、室外熱交換器３と室
外補助熱交換器５が設けられている。室外補助熱交換器
５は室外熱交換器３の上流側に位置する。

【００１４】図３は、ビル用のような大型のエアコンの
場合であり、筐体１３の上面の排気口側にはファン１２
があり、側面の空気取入れ口側に、室外熱交換器３と室
外補助熱交換器５が設けられている。室外補助熱交換器
５は室外熱交換器３の上流側の上方に位置し、通常この
ようなファン構成を用いた場合、熱交換器前面の風速は
ファン１２に近い上方側ほど大きくなる傾向を示し、熱
交換器の効率低下を招き易い。しかし、本例では、室外
補助熱交換器５を上方に設けることにより、風速分布を
改善できる。

【００１５】さらに、図1とは冷凍サイクル構成が異な
り、暖房時においては室外機側が全て蒸発器となる従来
の冷凍サイクル構成においては、蒸発器の空気流れ最上
流側のフィン部に霜が着く事による風量低下のために、
暖房能力の低下が生じ易いのであるが、本例の場合、例
え前段側の室外補助熱交換器５のフィン前端に霜が着
き、その部分の通風抵抗が増大したとしても、空気は室
外補助熱交換器５と室外熱交換器３との間の隙間から、
室外熱交換器３に流入する。そのため、蒸発器としての
性能を長時間にわたり保持する事が出来、除霜運転を行
うまでの時間間隔が大幅に増大し、暖房運転時の運転効
率や快適性が向上する。なお、室外補助熱交換器５は、
室外熱交換器３の全面をカバーするように設けても良
い。

【００１６】以上のような構成において、暖房運転の場
合、圧縮機１に吸入される冷媒は、圧縮機１で圧縮され
高温高圧のガス状態となり、四方弁2を通った後に、室
内熱交換器８ａ，ｂ（凝縮器）側へ吐出される。室内熱
交換器８ａ，ｂで冷媒は空気の強制通風により冷却さ
れ、高温高圧の液となり室外補助熱交換器５、レシーバ
６を通った後、室外膨張弁４へ流入する。冷媒液は室外
膨張弁４で減圧され低温低圧の気液二相状態となり、室
外熱交換器３（蒸発器）に流入する。室外熱交換器３に
おいて、冷媒はファン１２による空気の強制通風により
加熱され、ガスとなり、四方弁2、アキュムレータ７を
通った後に圧縮機１に戻る。なお、冷凍サイクル中に設
けられたレシーバ６はおもにサイクル中の余剰冷媒をた
め込む働きをし、アキュムレータ７は主として、蒸発器
において冷媒が完全にガス化しない状態（液戻り）が生
じた際に一時的に冷媒液を蓄え圧縮機１への過度の冷媒
液の流入を防ぐ働きをする(液圧縮防止)。

【００１７】本例においては、室内熱交換器８ａ，ｂ
の凝縮能力は従来のままとし、室外補助熱交換器５を附
加する事により、冷媒流れ方向下流側の凝縮しきった高
温高圧液からさらにサブクールを取る事により、入口か
らの空気を暖めるものであり、従来無駄にしていた熱を
利用できる。従って、凝縮器自体の能力には変化が生じ
ないため、理論上のサイクル効率が低下する事はない。
この場合、筐体１３の空気取入れ口からの冷たい空気
は、室外補助熱交換器５により暖められた後に、室外熱
交換器３に流入する。このため、室外熱交換器３におい
て、冷媒側との温度差が取り易くなり、蒸発圧力を大き
く下げることなく交換熱量を確保することができる。こ
れにより、吐出圧力と吸入圧力の比が小さくなり、従来
の低温暖房時の場合と異なり圧縮機１の体積効率や全断
熱効率が低下することがないため、圧縮機１の入力が少
なくなる結果空調機としての冷凍サイクルの効率が向上
する。

【００１８】さらに、室外熱交換器３の冷媒側温度が上
昇するため、フィン表面に霜が付きにくくなり、除霜運
転を行う回数が大幅に減少するため、暖房運転時の運転
効率や快適性が大幅に向上する。

【００１９】同様に、冷房運転の場合、圧縮機１に吸入
される冷媒は、圧縮機１で圧縮され高温高圧のガス状態
となり、四方弁2を通った後に、室外熱交換器３（凝縮
器）側へ吐出される。室外熱交換器３で冷媒はファン１
２による空気の強制通風により冷却され、高温高圧の液
となりレシーバ６、室外補助熱交換器５を通った後、室
内膨張弁９ａ，ｂへ流入する。冷媒液は室内膨張弁９
ａ，ｂで減圧され低温低圧の気液二相状態となり、室内
熱交換器８ａ，ｂ（蒸発器）に流入する。室内熱交換器
８ａ，ｂにおいて、冷媒は空気の強制通風により加熱さ
れ、ガスとなり、四方弁2、アキュムレータ７を通った
後に圧縮機１に戻る。

【００２０】上記の場合、室外熱交換器３と室外補助熱
交換器５により凝縮器が構成される。このため、室外補
助熱交換器５がサブクーラとして働き、室内熱交換器８
ａ，ｂ（蒸発器）における冷房能力を増大させる事が出
来る。あるいはさらに、凝縮器の容量が増大するため
に、空気側と冷媒側との温度差を大きくする事無しに、
交換熱量を確保することができ、凝縮圧力を低めに抑え
る事が出来る。その結果、吐出圧力と吸入圧力の比が小
さくなり、圧縮機１の体積効率や全断熱効率が低下する
ことがないため、圧縮機１の入力が少なくなり、空調機
としての冷凍サイクルの効率が向上する。

【００２１】また、Ｒ４０７Ｃ等の非共沸混合冷媒を用
いた場合、同一入口温度に対しては非共沸混合冷媒の特
性から蒸発圧力が高くなるが、本例の空気調和機は蒸発
器として働く熱交換器の入口乾き度を、暖房運転時、冷
房運転時とも小さくできる。従って、蒸発圧力の上昇に
より圧縮機１の吸入ガス冷媒の比容積が減少し、暖房能
力および冷房能力を更に増加させる事が出来る。また、
蒸発圧力上昇により、単位質量当りの圧縮仕事が減少
し、モリエル線図上でのサイクル効率も更に向上すると
ともに、圧縮比減少により圧縮機１の全断熱効率や容積
効率が更に向上する。そのため、暖房運転時および冷房
運転時の空調機の効率が向上する。

【００２２】本発明の他の実施の形態を図４により説明
する。図４は、複数台の室内機と室外機により構成され
る空気調和機の冷凍サイクル構成図である。冷凍サイク
ルの基本的構成および室外機のハード構成は、図1〜３
の場合とほぼ同様である。ただし、本例ではレシーバ６
の代わりに気液分離器11が用いられており、室外膨張弁
４ａ，４ｂが、気液分離器11の前後に配されている。ま
た、バイパス弁１０ａ，１０ｂにより、気液分離器11と
圧縮機１の中間圧部および気液分離器11と室外補助熱交
換器５の出口側が結ばれている。

【００２３】図４の冷凍サイクルも、四方弁2の切替え
により、冷房運転と暖房運転が切り替えられる。暖房運
転の場合、室内機内にある室内膨張弁９ａ，９ｂは、運
転時には常に全開となる。さらに、バイパス弁１０ａが
開き，バイパス弁１０ｂは閉じられる 。一方、冷房運
転の場合、室外機内にある室外膨張弁４ｂは運転時には
常に全開となり、室外膨張弁４ａは僅かに絞り気味の状
態になる。また、バイパス弁１０ａが閉じ，バイパス弁
１０ｂは開かれる 。

【００２４】図４で示したのは暖房運転の場合である。
このような構成において、冷媒は圧縮機１で圧縮され高
温高圧のガス状態となり、四方弁2を通った後に、室内
熱交換器８ａ，ｂ（凝縮器）側へ吐出される。室内熱交
換器８ａ，ｂで冷媒は空気の強制通風により冷却され、
高温高圧の液となり室外補助熱交換器５を通った後、室
外膨張弁４ｂで中間圧まで減圧され気液二相状態とな
る。気液分離器11においてガスと液に分離され、ガスは
バイパス弁10ａを通り、圧縮機１の中間圧部に流入す
る。一方、冷媒液は室外膨張弁４ａで減圧され再び低温
低圧の気液二相状態となり、室外熱交換器３（蒸発器）
に流入する。本実施例では、これにより所謂ガスインジ
ェクションサイクルが構成される。室外熱交換器３にお
いて、冷媒はファン１２による空気の強制通風により加
熱され、ガスとなり、四方弁2、アキュムレータ７を通
った後に圧縮機１に戻る。

【００２５】筐体１３の空気取入れ口からの冷たい空気
は、室外補助熱交換器５により暖められた後に、室外熱
交換器３に流入するため、室外熱交換器３において、冷
媒側との温度差が取り易くなり、蒸発圧力を大きく下げ
ることなく交換熱量を確保することができる。これによ
り、吐出圧力と吸入圧力の比が小さくなり、従来の低温
暖房時の場合と異なり圧縮機１の体積効率や全断熱効率
が低下することがないため、圧縮機１の入力が少なくな
る結果、空調機としてのサイクル効率が向上する。さら
に、室外熱交換器３に霜が付きにくくなり、除霜運転を
行う回数が大幅に減少するため、暖房運転時の運転効率
や快適性が大幅に向上する。

【００２６】また、本例においてはガスインジェクショ
ンサイクルが構成されるため、凝縮器では冷媒循環量の
増加により、蒸発器では入口、出口エンタルピー差の増
加により能力が増大する。さらに、圧縮機１において
は、中間圧力までの圧縮仕事量が節約でき、サイクル効
率が向上する。

【００２７】次に冷房運転においては、冷媒は圧縮機１
で圧縮され高温高圧のガス状態となり、四方弁2を通っ
た後に、室外熱交換器３（凝縮器）側へ吐出される。室
外熱交換器３で冷媒はファン１２による空気の強制通風
により冷却され高温高圧の液となり、室外膨張弁４ａで
若干減圧され気液二相状態となる。気液分離器11におい
てガスと液に分離され、液はバイパス弁10ｂを通り、室
外補助熱交換器５の出口側に放出させられる。一方、冷
媒ガスは室外補助熱交換器５に流入し、再び凝縮する。
その後、バイパス弁10ｂからの液と合流し、室内膨張弁
９ａ，ｂへ流入する。冷媒液は室内膨張弁９ａ，ｂで減
圧され低温低圧の気液二相状態となり、室内熱交換器８
ａ，ｂ（蒸発器）に流入する。室内熱交換器８ａ，ｂに
おいて、冷媒は空気の強制通風により加熱され、ガスと
なり、四方弁2、アキュムレータ７を通った後に圧縮機
１に戻る。

【００２８】上記の場合、室外熱交換器３と室外補助熱
交換器５により凝縮器が構成される。このため、室外補
助熱交換器５がサブクーラとして働き、室内熱交換器８
ａ，ｂ（蒸発器）における冷房能力を増大させる事が出
来る。本例では、凝縮器における凝縮過程中において、
不要となった冷媒液を抜き取るため、室外補助熱交換器
５における能力向上が顕著である。さらに、凝縮器の容
量が増大するために、空気側と冷媒側との温度差を大き
くする事無しに、交換熱量を確保することができるた
め、凝縮圧力を低めに抑える事が出来る。その結果、吐
出圧力と吸入圧力の比が小さくなり、圧縮機１の体積効
率や全断熱効率が低下することがないため、圧縮機１の
入力が少なくなり、空調機としてのサイクル効率が向上
する。

【００２９】なお、本例の空気調和機は、Ｒ４０７Ｃ等
の非共沸混合冷媒を用いた場合に、特に効果が大である
ことは、図1の実施例の場合と同様である。

【００３０】本発明のさらに他の実施の形態を図５によ
り説明する。図５は、複数台の室内機と室外機により構
成される空気調和機の冷凍サイクル構成図である。冷凍
サイクルの基本的構成および室外機のハード構成は、図
1〜３の場合とほぼ同様である。ただし、本実施例では
四方弁２ａに加えて、四方弁２ｂ、２ｃが設けられてい
る。

【００３１】図５の冷凍サイクルも、四方弁2ａ、２
ｂ、２ｃの切替えにより、冷房運転と暖房運転が切り替
えられる。暖房運転の場合、室内機内にある室内膨張弁
９ａ，９ｂは、運転時には常に全開となる。同様に、冷
房運転の場合、室外機内にある室外膨張弁４は、運転時
には常に全開となる。

【００３２】図５で示したのは暖房運転の場合である。
このような構成において、冷媒は圧縮機１で圧縮され高
温高圧のガス状態となり、四方弁2ａを通った後に、室
内熱交換器８ａ，ｂ（凝縮器）側へ吐出される。室内熱
交換器８ａ，ｂで冷媒は空気の強制通風により冷却さ
れ、高温高圧の液となり四方弁2ｃ、四方弁2ｂ 、室外
補助熱交換器５、四方弁2ｃおよびレシーバ６を通った
後、室外膨張弁４へ流入する。冷媒液は室外膨張弁４で
減圧され低温低圧の気液二相状態となり、室外熱交換器
３（蒸発器）に流入する。室外熱交換器３において、冷
媒はファン１２による空気の強制通風により加熱され、
ガスとなり、四方弁2ａ、四方弁2ｂおよびアキュムレー
タ７を通った後に圧縮機１に戻る。

【００３３】この場合、筐体１３の空気取入れ口からの
冷たい空気は、室外補助熱交換器５により暖められた後
に、室外熱交換器３に流入する。このため、室外熱交換
器３において、冷媒側との温度差が取り易くなり、蒸発
圧力を大きく下げることなく交換熱量を確保することが
できる。これにより、吐出圧力と吸入圧力の比が小さく
なり、従来の低温暖房時の場合と異なり圧縮機１の体積
効率や全断熱効率が低下することがないため、圧縮機１
の入力が少なくなる結果、空調機としての冷凍サイクル
の効率が向上する。

【００３４】さらに、室外熱交換器３に霜が付きにくく
なり、除霜運転を行う回数が大幅に減少するため、暖房
運転時の運転効率や快適性が大幅に向上する。

【００３５】同様に、冷房運転の場合、冷媒は圧縮機１
で圧縮され高温高圧のガス状態となり、四方弁2ａを通
った後に、室外熱交換器３（凝縮器）側へ吐出される。
室外熱交換器３で冷媒はファン１２による空気の強制通
風により冷却され、高温高圧の液となりレシーバ６、四
方弁2ｃを通った後、室内膨張弁９ａ，ｂへ流入する。
冷媒液は室内膨張弁９ａ，ｂで減圧され低温低圧の気液
二相状態となり、室内熱交換器８ａ，ｂ（蒸発器）に流
入する。室内熱交換器８ａ，ｂにおいて、冷媒は空気の
強制通風により加熱され、ガスとなり、四方弁2ａ、四
方弁2ｂ、室外補助熱交換器５、四方弁2ｃおよび四方弁
2ｂを通った後、アキュムレータ７を通り圧縮機１に戻
る。

【００３６】本実施の形態においては、室内熱交換器８
ａ，ｂ の蒸発能力は従来のままとし、室外補助熱交換
器５を附加する事により、冷媒流れ方向下流側の蒸発し
きった低温低圧ガスからさらにスーパーヒートを取る事
により、入口からの空気を冷却するものであり、従来無
駄にしていた熱を利用するものである。従って、蒸発器
自体の能力には変化が生じないため、理論上のサイクル
効率が低下する事はない。この場合、筐体１３の空気取
入れ口からの暖かい空気は、室外補助熱交換器５により
冷やされた後に、室外熱交換器３に流入する。このた
め、外気温度が非常に高い場合においても、圧縮機１の
吐出温度が上がりすぎるのを防止する観点から圧縮機１
の駆動用電動機の回転数を抑える必要がなく、十分な冷
力が得られる。また、室外熱交換器３において、冷媒側
との温度差が取り易くなり、蒸発圧力を大きく上げるこ
となく交換熱量を確保することができる。これにより、
吐出圧力と吸入圧力の比が小さくなり、従来の高温冷房
時の場合と異なり圧縮機１の体積効率や全断熱効率が低
下することがないため、圧縮機１の入力が少なくなる結
果、空調機としての冷凍サイクルの効率が向上する。

【００３７】本実施の形態の空気調和機は、Ｒ４０７Ｃ
等の非共沸混合冷媒を用いた場合に、特に暖房運転時に
おいて効果が大であることは、図1のものの暖房運転時
の場合と同様である。

【００３８】以上のように、暖房運転時においては、空
気取入れ口からの冷たい空気は、室外補助熱交換器５に
より暖められた後に、室外熱交換器３に流入する。一方
冷房運転時においては、空気取入れ口からの暖かい空気
は、室外補助熱交換器５により冷やされた後に、室外熱
交換器３に流入したり、室外補助熱交換器５がサブクー
ラとして働き凝縮器としての容量を増大させる事が出来
る。このため、吐出圧力を低く抑えたり、吸入圧力を高
めにして運転する事が出来、冷凍サイクルの効率を向上
させる事が出来る。

【００３９】

【発明の効果】本発明によれば、暖房運転時の外気温度
が非常に低い場合や、冷房運転時の外気温度が非常に高
い場合においても、高いサイクル効率が得られる空気調
和機を得る事ができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の一実施の形態による空気調和機の冷凍
サイクル構成図。

【図２】本発明の一実施の形態による空気調和機の室外
機ハード構成を示す側面図である。

【図３】本発明の他の実施の形態による空気調和機の室
外機ハード構成を示す側面図である。

【図４】本発明のさらに他の実施の形態による空気調和
機の冷凍サイクル構成図である。

【図５】本発明のさらに他の実施の形態による空気調和
機の冷凍サイクル構成図である。

【符号の説明】

１…圧縮機、２…四方弁、３…室外熱交換器、４…室外
膨張弁、５…室外補助熱交換器、６…レシーバ、７…ア
キュムレータ、８…室内熱交換器、９…室内膨張弁、１
０…バイパス弁、１１…気液分離器、１２…ファン、１
３…筐体。

Claims (6)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】室内熱交換器を備えた室内機と、筐体内に
   室外熱交換器、圧縮機、四方弁を備えた室外機とを有す
   る空気調和機において、 前記筐体の空気取り入れ口側で前記室外熱交換器に対し
   て上流側に配置された補助熱交換器を備えたことを特徴
   とする空気調和機。
2. 【請求項２】室内熱交換器を備えた室内機と、室外熱交
   換器、圧縮機、四方弁を備えた室外機とを有する空気調
   和機において、 前記室外熱交換器を主熱交換器と補助熱交換器の二つに
   分割し、該主熱交換器と補助熱交換器の間に気液分離器
   及び膨張弁とを備えたことを特徴とする空気調和機。
3. 【請求項３】請求項２に記載のものにおいて、前記気液
   分離器で分離されたガスを前記圧縮機の圧縮過程部へ流
   入させたことを特徴とする空気調和機。
4. 【請求項４】請求項２に記載のものにおいて、前記主熱
   交換器を凝縮器として用いる場合、前記気液分離器で分
   離された液を前記補助熱交換器の出口部にバイパスさせ
   ることを特徴とする空気調和機。
5. 【請求項５】室内熱交換器を備えた室内機と、室外熱交
   換器、圧縮機、四方弁を備えた室外機とを有する空気調
   和機において、 前記室外熱交換器の空気取り入れ口の上流側に位置する
   補助熱交換器を備え、 暖房運転時には前記空気取入れ口からの外気を前記補助
   熱交換器により暖めた後に前記室外熱交換器に流入さ
   せ、 冷房運転時には前記空気取入れ口からの外気を前記補助
   熱交換器により冷却した後に前記室外熱交換器に流入さ
   せたことを特徴とする空気調和機。
6. 【請求項６】室内熱交換器を備えた室内機と、筐体内に
   室外熱交換器、圧縮機、四方弁を備えた室外機とを有す
   る空気調和機において、 前記筐体の上面部に位置するファンと側面部に位置する
   空気取り入れ口とを備え、 前記室外熱交換器は空気流れ方向の下流側の後段部と上
   流側の前段部とに分離され、該前段部は前面面積が前記
   後段部よりも小さく、かつ開口部が下方となる様にされ
   たことを特徴とする空気調和機。