JP2006284134A

JP2006284134A - 熱交換器

Info

Publication number: JP2006284134A
Application number: JP2005107267A
Authority: JP
Inventors: Shigeto Yamaguchi; 成人山口; Shoichi Yokoyama; 昭一横山
Original assignee: Matsushita Electric Industrial Co Ltd
Current assignee: Panasonic Holdings Corp
Priority date: 2005-04-04
Filing date: 2005-04-04
Publication date: 2006-10-19

Abstract

【課題】２台以上のパラレルフロータイプのマイクロチューブ熱交換器を蒸発器や凝縮器として利用した場合でも、最適で且つ高い熱交換性能を実現し、充分な熱交換量を得ることが可能なマイクロチューブの熱交換器を提供すること。
【解決手段】１列目の熱交換器１Ａと２列目の熱交換器Ｂ１の扁平管１ａと１ｂの途中に合流器１０、１１、１２，１３を設置し、各扁平管群のＡ〜Ｄ群のうちの一箇所の扁平管１ａ、１ｂが途中で合流するようにした熱交換器を蒸発器として利用した場合は、１列目の熱交換器Ａ１と２列目の熱交換器Ｂ１の冷媒入口と出口の乾き度Ｘ（冷媒の状態）が等しくなるので、２列以上の熱交換器を蒸発器または凝縮器として使用した場合であっても、１列目および２列目の熱交換器がバランス良く有効に利用され、性能を最大限に引き出すようにした。
【選択図】図１

Description

本発明は、ヒートポンプ式空気調和機に利用される熱交換器に関し、熱交換器全体を効率良く空気との熱交換が可能となる熱交換器に関するものである。

従来の空気調和機の冷凍サイクルを構成しているフィンアンドチューブタイプの熱交換器は、熱交換能力が小さい場合には、冷媒の循環量が少なく、伝熱管内の圧力損失が小さい為、冷媒通路は単一で良いが、熱交換量が大きい場合には、冷媒の循環量が多く、伝熱管内の圧力損失が大きくなる為に複数の冷媒通路が必要となってくる。

ここで、図７において、熱交換効率の高いパラレルフロータイプの熱交換器１台を蒸発器に使用した場合について説明する。図７に示す従来例の場合３，４は中空円筒状の左右ヘッダーで、蒸発器として使用される場合、冷媒が流入する接続管６が右ヘッダー４の下部に接合されている。右ヘッダー４の接続管６に流入した冷媒は各ヘッダーに連通する各扁平管１の中を通過しながら、各扁平管１に密着したフィン２を介して空気と熱交換を行い、更にガス化した冷媒は中空円筒状である右ヘッダー４の上部の接続管５から流出する。また、左右ヘッダー３，４の内部には、各々仕切板７、８、９が設置され、これにより左ヘッダー３の内部が２室、右ヘッダーの内部が３室に分割される。例えばこの熱交換器が蒸発器として使用される場合、冷凍サイクルから気液二相のガス冷媒が右ヘッダー４の下部に接合されている接続管６より流入し、右ヘッダー４内部の仕切板７により一旦遮断され、右ヘッダー４から左ヘッダー３に連通する管路群Ｄの中を通過し、更には仕切板８により、管路群Ｃ、ＢをＳ字に蛇行して流れながら、各扁平管１に密着したフィン２を介して空気と熱交換を行い、最後にガス化した冷媒は中空円筒状である左ヘッダー４の上部の接続管５から冷凍サイクルに流出する。上記、蒸発器内部での一連の冷媒の流れを、図８の模式図の実線矢印で示す。

また、パラレルフロータイプの熱交換器１台を凝縮器として使用した場合は、冷凍サイクル中の四方弁の切換えにより蒸発器とは冷媒の流れる方向が逆となり、図７に示す従来例の場合、圧縮機（図示しない）より吐出された高温高圧の単相の過熱冷媒ガスが右ヘッダー４の上部の接続管５に流入し、右ヘッダー４の仕切板９により一旦遮断され、右ヘッダー４から左ヘッダー３に連通する管路群Ａの中を通過し、図９に示す矢印実線の冷媒流れの模式図のように、管路群Ｂ，ＣをＳ字に蛇行しながら、各扁平管１に密着したフィン２を介して空気と熱交換を行い、凝縮液化した冷媒は中空円筒状である右ヘッダー４の接続管６から冷凍サイクルへ流出する。

通常、１は熱伝導性の良いアルミニウムや銅合金等の金属からなる扁平な断面外形を有する熱交換器用の扁平管１で、内部に１本ないし数本の冷媒通路を有し、右ヘッダー４と左ヘッダー３とを連通するように、それらのヘッダーを橋絡して垂直に複数本取り付けられている。

このようなパラレルフロータイプの熱交換器が図６に示すように、２台以上の熱交換器が平行に配置され、蒸発器として利用した場合、空気流れに対して上流側となる１列目の熱交換器Ａ１の右ヘッダー４ａと下流側となる２列目の熱交換器Ｂ１の右ヘッダー４ｂの下部に分岐して接続された分岐管６１から同時に流入した冷媒は左右ヘッダー４ａ、４ｂ内部の仕切板７ａ、７ｂにより一旦遮断され、左右ヘッダー４ａ、４ｂから左右ヘッダー３ａ、３ｂに連通する管路群Ｄの中を通過し、更には仕切板８ａ、８ｂにより、管路群Ｃ、ＢをＳ字に蛇行して流れながら、各扁平管１ａ、１ｂに密着したフィン２ａ、２ｂを介
して空気と熱交換を行い、最後にガス化した冷媒は中空円筒状である右ヘッダー４ａ、４ｂの上部の接続管５１で合流してから冷凍サイクルに流出する。また、凝縮器として利用した場合には前述の蒸発器と逆の経路となる。

従来このような空気調和機用の２列以上の熱交換器の熱交換効率を良好にした構成例としては、フィンアンドチューブタイプの熱交換器のフィンの位置を１列目と２列目の熱交換器の間でずらした（例えば、特許文献１参照）ものや、また、１列の熱交換器で着霜運転時に空気の流入上流部と下流側のフィンの形状を変化させて熱交換器全体が効率良く運転可能となるようにさせたものがある（例えば、特許文献２参照）。
特開平７―１９８１６６号公報（３頁、第１図）特開平８―１７８３６６号公報（４頁、第１図）

このようにパラレルフロータイプのマイクロチューブ熱交換器を２台以上利用した場合に、従来のフィンアンドチューブタイプの熱交換器よりも熱交換性能が高いものとなっている。フィンアンドチューブの空気と冷媒の熱交換する過程は、風上に配置した１列目の熱交換器と風下の２列目の熱交換器の間を冷媒が容易に交差して効率よく空気と熱交換する構成を取ることができるが、マイクロチューブ熱交換器の場合はフィンアンドチューブとは異なり、冷媒を風上の熱交換器と風下の熱交換器の間で交差して流すことが困難であり、空気側と冷媒側の熱交換の大部分が風上の１列目で優先的に行われる為、風下の２列目の熱交換器での空気側と冷媒の熱交換量は小さくなる。従って、例えば蒸発器においては、１列目の熱交換器は過熱度が大きく取れ、２列目は逆に熱交換量が減って過熱度が小さくなり、冷媒の循環量によっては、１列目と２列目の熱交換量が大きく異なってバランスを崩し、熱交換器全体を有効に利用することができず、冷凍サイクルの性能まで低下させる場合がある。

しかしながら、１列目と２列目の熱交換器を流れている冷媒をフィンアンドチューブのように途中で交差させるような構成は、マイクロチューブ熱交換器の構成上困難であり、仮に実現しようとしても装置が巨大化するだけで無く、複雑になってしまう上、冷媒分流が崩れるなど熱交換器の性能が大きく低下してしまうという課題を有していた。

本発明はこのような従来の課題を解決するものであり、２台以上のパラレルフロータイプやサーペンタインタイプの熱交換器を蒸発器や凝縮器として利用した場合でも、最適で且つ高い熱交換性能を実現し、充分な熱交換量を得ることが可能なマイクロチューブの熱交換器を提供することを目的とする

上記従来の課題を解決する為に、本発明の熱交換器は、所定の距離を置いて延在する一対のヘッダーと、該一対のヘッダー間には内部に冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された扁平管と、隣接する前記扁平管の間に配置されたフィンとを備えた熱交換器であって、前記ヘッダー内部には前記冷媒が流出入する前記扁平管の本数を変化させる仕切り板が設置され、前記熱交換器は通風上流側に第一熱交換器、通風下流側には第二熱交換器を平行に配置し、常に前記第一熱交換器と前記第二熱交換器の扁平管の一部が合流する合流器を配置することによって空気流体と冷媒が効率良く熱交換することを特徴とする。

さらに、本発明は、所定の距離を置いて延在する一対のヘッダーと、該一対のヘッダー間には内部に冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された扁平管と、隣接する前記扁平管の間に配置されたフィンとを備えた熱交換器であって、前記ヘッダー内部には前記冷媒が流出入する前記扁平管の本数を変化させる仕切り板が設置され、前記第一の熱交換器一
対のヘッダーと前記第２の一対のヘッダー同士の冷媒が流通するバイパス管を配置することによって、空気流体と冷媒が効率良く熱交換することを特徴とする。

本発明は、以下に記載されるような効果を奏する。

本発明にかかる２列以上の熱交換器を蒸発器または凝縮器として使用した場合、１列目および２列目の熱交換器が有効に熱交換利用されるので、熱交換性能を最大限に引き出すことができる信頼性の高い熱交換器を提供することができる。

また、本発明にかかる２列以上の熱交換器を蒸発器または凝縮器として使用した場合、１列目および２列目の熱交換器の構成を最適且つ無駄の無いコストを抑えた形状にすることにより、安価で高性能な熱交換器を提供することができる。

また、本発明にかかる熱交換器を暖房低温用の蒸発器とした場合、１列目の集中的な着霜や熱交換器の性能低下による急激な目詰まりを抑えることにより、着霜による目詰まりに到るまでの時間を長くすることが可能となり、暖房低温の運転効率を向上させると共に、信頼性の高い高効率運転を実現する熱交換器を提供することができる。

第１の発明は、所定の距離を置いて延在する一対のヘッダーと、該一対のヘッダー間には内部に冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された扁平管と、隣接する前記扁平管の間に配置されたフィンとを備えた熱交換器であって、前記ヘッダー内部には前記冷媒が流出入する前記扁平管の本数を変化させる仕切り板が設置され、前記熱交換器は通風上流側に第一熱交換器、通風下流側には第二熱交換器を平行に配置し、常に前記第一熱交換器と前記第二熱交換器の扁平管の一部が合流する合流器を配置することによって空気流体と冷媒が効率良く熱交換することを特徴とする。

第２の発明は、所定の距離を置いて延在する一対のヘッダーと、該一対のヘッダー間には内部に冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された扁平管と、隣接する前記扁平管の間に配置されたフィンとを備えた熱交換器であって、前記ヘッダー内部には前記冷媒が流出入する前記扁平管の本数を変化させる仕切り板が設置され、前記第一の熱交換器一対のヘッダーと前記第２の一対のヘッダー同士の冷媒が流通するバイパス管を配置することによって、空気流体と冷媒が効率良く熱交換することを特徴とする。

以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。

（実施の形態１）
図１は本発明の実施の形態１にかかる図７のパラレルフロー型熱交換器を２列に並べ、１列目の熱交換器Ａ１と２列目の熱交換器Ｂ１の扁平管１ａと１ｂの途中に合流器１０、１１、１２，１３を各管路郡の一箇所の中央に設置した。また、図２は合流器１０の部分を拡大した斜視図であるが、合流器１０は中空の立方体であり、扁平管１ａ、１ｂの内部を流通する冷媒が合流器１０の内部で完全に混合されるものであり、矢印線ＡＡからＢＢ方向に風が流入している。

次に、蒸発器として利用した場合の冷媒の流れを説明すると、空気流れに対して上流側となる１列目の熱交換器Ａ１の右ヘッダー４ａと下流側となる２列目の熱交換器Ｂ１の右ヘッダー４ｂの下部に分岐して接続された分岐管６１から同時に流入した冷媒は１列目と２列目の右ヘッダー４ａ、４ｂ内部の仕切板７ａ、７ｂにより一旦遮断され、右ヘッダー４ａ、４ｂから左ヘッダー３ａ、３ｂに連通する管路群Ｄの中を通過し、通過する途中に
おける合流器１３により扁平管１ａ、１ｂの一部を流れる冷媒は合流した後、更には仕切板８ａ、８ｂにより、管路群Ｂ、ＣをＳ字に蛇行して流れながら、同様に合流器１１、１２でも同様に冷媒が合流しながら、各扁平管１ａ、１ｂに密着したフィン２ａ、２ｂを介して空気と熱交換を行い、最後に合流器１０で合流されながらガス化した冷媒は中空円筒状である右ヘッダー４ａ、４ｂの上部の接続管５１で完全に合流してから冷凍サイクルに流出する。この一連の冷媒の流れを、図３に示した。また、凝縮器として利用した場合には前述の蒸発器と逆の経路となる。

また、ここで、普通に図６に示すようにバラレルフローの熱交換器２台を並べて蒸発器として利用する場合について図５の熱交換器における空気のエンタルピー変化状態を示した図を参考にして簡単に以下に説明する。

１列目での熱交換器における空気と冷媒の熱交換量をＱ１、１列目の熱交換器Ａ１に流入する冷媒流量をＧ１、熱交換器Ａ１入口の冷媒のエンタルピーをｈｉ１、出口の冷媒のエンタルピーをｈｏ１とすると、Ｑ１は数式１で求められる。

Ｑ１＝Ｇ１（ｈｏ１−ｈｉ１）………数式１
同様に、２列目の熱交換器も空気と冷媒の熱交換量をＱ２、２列目の熱交換器Ｂ１に流入する冷媒流量をＧ２、熱交換器Ｂ１入口の冷媒のエンタルピーをｈｉ１、出口の冷媒のエンタルピーをｈｏ２とすると、Ｑ２は数式２で求められる。

Ｑ２＝Ｇ２（ｈｏ２−ｈｉ２）………数式２
よって、熱交換器を蒸発器として利用した場合は、１列目の熱交換器Ａ１と２列目の熱交換器Ｂ１の冷媒入口と出口の乾き度Ｘ（冷媒の状態）が等しくなるときであって、最も効率的に利用したことになる。即ち、冷媒入口と出口のエンタルピーが等しく、数式１、数式２におけるｈｉ１＝ｈｉ２、ｈｏ１＝ｈｏ２となるように、各々の熱交換器Ａ１、Ｂ１の熱交換量Ｑ１、Ｑ２を調整するにより、片方の熱交換器の出口だけが極端に乾き度が高くなること無く、熱交換器性能を最大限に引き出すことができる。

これを実現し得るには、熱交換器に流入する空気と冷媒がこれら２列の熱交換器を介して、完全に熱交換を行なった場合である。

例えば、１列目に流入する空気のエンタルピーｈａｉ（例えば５ｋｃａｌ／ｋｇ’）が１列目の熱交換器Ａ１を介して冷媒と熱交換後の空気エンタルピーｈａｍ（例えば２ｋｃａｌ／ｋｇ’）になり、その後、２列目の熱交換器Ｂ１に流入して熱交換した後の空気エンタルピーｈａｏと熱交換器表面の平均温度に対する空気エンタルピーｈｒがｈａｏ＝ｈｒ（例えば０ｋｃａｌ／ｋｇ’）で熱交換器と同じ温度になるときである。

しかしながら、実際には、熱交換器の効率は、一般的には約５０〜８０％程度であり、ここで、仮に６０％と仮定すると、ε１＝０．６のときである。

従って、一列目に流入する空気のエンタルピーをｈａｉ（例えば５ｋｃａｌ／ｋｇ’）、１列と２列の熱交換器表面の平均温度に対する空気エンタルピーをｈｒ（例えば０ｋｃａｌ／ｋｇ’）とすると、流入する空気のエンタルピーｈａｉが１列目の熱交換器Ａ１を介して冷媒と熱交換後の空気エンタルピーｈａｍは次式３となり、
ｈａｍ＝ｈａｉ−ε１×（ｈａｉ−ｈｒ）……数式３
であるので、空気エンタルピｈａｍは５−０．６×（５−０）＝２（ｋｃａｌ／ｋｇ’）となる。
また、このとき熱交換器に流入する空気の重量流量をＧａ（例えば１２００ｋｇ’／ｈ）とし、１列目の熱交換器の熱交換量Ｑ１を次式４から求めると、
Ｑ１＝Ｇａ×（ｈａｉ−ｈａｍ）……数式４
より、Ｑ１＝１２００×（５−２）＝３６００（ｋｃａｌ／ｈ）となる。

２列目の熱交換器を介して冷媒と空気が熱交換した後の空気のエンタルピーｈａｏは次式４となり、
ｈａｏ＝ｈａｍ−ε１（１−ε１）（ｈａｉ−ｈｒ）……数式４
であるので、空気エンタルピｈａｏは２−０．６（１−０．６）（５−０）＝０．８（ｋｃａｌ／ｋｇ’）
になる。また、このとき熱交換器に流入する空気の重量流量も、１列目の熱交換器と同等として、２列目の熱交換器の熱交換量Ｑ２を次式５から求めると、
Ｑ２＝Ｇａ×（ｈａｍ−ｈａｏ）……数式５
より、Ｑ２＝１２００×（２−０．８）＝１４４０（ｋｃａｌ／ｈ）となる。従って、１列目と２列目の熱交換器の効率が同じε１（例えば０．６）であっても、１列目と２列目の熱交換器の熱交換量の比もＱ２／Ｑ１＝１４４０／３６００＝０．４で２列目の熱交換器は１列目よりも少ない４０％の熱交換量となる。即ち、１列目と２列目の熱交換量Ｑ１とＱ２の比は、熱交換効率の比であって、ε１（例えば０．６）とε１（１−ε１）（例えば０．２４）となり、次式６が成立つ。

数式１、２より
Ｑ１：Ｑ２＝ε１：ε１（１−ε１）＝Ｇ１（ｈｏ１−ｈｉ１）：Ｇ２（ｈｏ２−ｈｉ２）……数式６
となる。

よって、数式６より、１列目と２列目の熱交換器を流れる冷媒循環量Ｇ１、Ｇ２が同じであれば、熱交換量はＱ１＞Ｑ２となり１列目の熱交換器の方が熱交換量が大きい為に、１列目の熱交換器出口のエンタルピーｈｏ１が大きくなり１列目の方が、２列目より熱交換器出口の乾き度Ｘが大きくなり、熱伝達率の低い過熱度が増加して熱交換器の性能が低下してしまう。

従って、図１に示すように各扁平管群のＡ〜Ｄ群のうちの一箇所の扁平管１ａ、１ｂが途中で合流するようにした熱交換器を蒸発器として利用した場合は、１列目の熱交換器Ａ１と２列目の熱交換器Ｂ１の冷媒入口と出口の乾き度Ｘ（冷媒の状態）が、ほぼ等しくなり、最も効率的に利用したことになる。即ち、本実施の形態１の構成であれば２列の構成であっても１列目と２列目の熱交換器を流通する冷媒を途中で合流させることにより１列目と２列目を流れる冷媒の乾き度を同じにして、効率良く１列目と２列目共にバランス良く熱交換器全体が空気側と熱交換することが可能となる。

（実施の形態２）
図４は、本発明の実施の形態２にかかるパラレルフロー型熱交換器を２列に並べ、矢印線ＡＡからＢＢ方向に見た斜視図である。

上記実施の形態と重複する内容は省き、同一機能を示すものであれば同一番号にて以下に説明する。

また、図４では１列目と２列目の左右ヘッダー３ａ、３ｂ、４ａ、４ｂの仕切られた部屋（３ヶ所）をバイパス管１４，１５，１６で接続することにより、１列目と２列目の左右ヘッダー３ａ、３ｂ、４ａ、４ｂ内部を流通する冷媒がバイパス管を通じて完全に混合されるものである。バイパス管１４、１５、１６は中空である。また、矢印線ＡＡからＢＢ方向に風が流入している。

次に、蒸発器として利用した場合の冷媒の流れを説明すると、空気流れに対して上流側となる１列目の熱交換器Ａ１の右ヘッダー４ａと下流側となる２列目の熱交換器Ｂ１の右ヘッダー４ｂの下部に分岐して接続された分岐管６１から同時に流入した冷媒は１列目と２列目の右ヘッダー４ａ、４ｂ内部の仕切板７ａ、７ｂにより一旦遮断され、右ヘッダー４ａ、４ｂから管路群Ｄの中を通過し、左ヘッダー３ａ、３ｂに連通して、左ヘッダー３ａ、３ｂを繋ぐバイパス１６により１列目と２列目の冷媒同士が合流した後、更には仕切板８ａ、８ｂにより、管路群Ｃ、ＢをＳ字に蛇行して流れながら、途中のバイパス管１４でも同様に冷媒が合流しながら、各扁平管１ａ、１ｂに密着したフィン２ａ、２ｂを介して空気と熱交換を行い、最後にバイパス管１５で合流した後、管路群Ａを通過して右ヘッダー４ａ、４ｂへ流れ、更にガス化した冷媒は中空円筒状である右ヘッダー４ａ、４ｂの上部の接続管５１で完全に合流してから冷凍サイクルに流出する。また、凝縮器として利用した場合には前述の蒸発器と逆の経路となる。

従って、図４に示すように１列目と２列目の左右ヘッダー３ａ、３ｂ、４ａ、４ｂの仕切られた部屋（３ヶ所）をバイパス管１４，１５，１６で接続することにより各扁平管群のＡ〜Ｄ群を通過する冷媒が各ヘッダーの途中で合流するようにした熱交換器を蒸発器として利用した場合は、１列目の熱交換器Ａ１と２列目の熱交換器Ｂ１の冷媒入口と出口の乾き度Ｘ（冷媒の状態）が等しくなり、最も効率的に利用したことになる。２列の構成であっても効率良く１列目と２列目共に熱交換器全体が空気側と熱交換することが可能となる。また、風が流入する熱交換器Ａ１、Ｂ１の中央に配置しない為に、通風妨害となることもなく、性能低下させることがない。また、低外気温の暖房運転時においても、通風妨害や性能低下に伴う蒸発器温度の低下によって、集中的に霜が付着して目詰まりを起こす事無く、１列目と２列目の熱交換器全体に霜が均一に付着し易くなるので、長時間に渡って暖房運転を持続させることが可能となる。

以上のように、本発明にかかる偏平管を用いた熱交換器を最適設計して利用すると、複雑な構成を必要とせずに熱交換性能を最大限に引き出すことが可能となるので、ヒートポンプ式空気調和機やカーエアコン等の熱交換器にも適用できる。

本発明の実施の形態１にかかるパラレルフロータイプ熱交換器を２台並列に設置された全体斜視図本発明の実施の形態１にかかる合流器の一部分を拡大した部分拡大斜視図本発明の実施の形態１における蒸発器での冷媒の流れを示す模式図本発明の実施の形態２にかかるパラレルフロータイプ熱交換器が２台並列に設置された全体斜視図本発明の実施の形態１、２にかかる熱交換器における、空気のエンタルピー変化状態を示した概略図従来のパラレルフロータイプ熱交換器が２台並列に設置された全体斜視図従来のパラレルフロータイプ熱交換器の全体斜視図従来のパラレルフロータイプ熱交換器における蒸発器での冷媒の流れを示す模式図従来のパラレルフロータイプ熱交換器における凝縮器での冷媒の流れを示す模式図

符号の説明

１、１ａ、１ｂ扁平管
２、２ａ、２ｂフィン
３、３ａ、３ｂ左ヘッダー
４、４ａ、４ｂ右ヘッダー
５、５１、６、６１接続管
７、７ａ、７ｂ、８、８ａ、８ｂ、９、９ａ、９ｂ仕切り板
１０、１１、１２、１３合流器
１４，１５，１６バイパス管

Claims

所定の距離を置いて延在する一対のヘッダーと、該一対のヘッダー間には内部に冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された扁平管と、隣接する前記扁平管の間に配置されたフィンとを備えた熱交換器であって、前記ヘッダー内部には前記冷媒が流出入する前記扁平管の本数を変化させる仕切り板が設置され、前記熱交換器は通風上流側に第一熱交換器、通風下流側には第二熱交換器を平行に配置し、前記第一熱交換器の第一の扁平管と前記第二熱交換器の第二の扁平管の一部が合流する合流器を配置したことを特徴とする熱交換器。
所定の距離を置いて延在する一対のヘッダーと、該一対のヘッダー間には内部に冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された扁平管と、隣接する前記扁平管の間に配置されたフィンとを備えた熱交換器であって、前記ヘッダー内部には前記冷媒が流出入する前記扁平管の本数を変化させる仕切り板が設置され、前記熱交換器は通風上流側に第一熱交換器、通風下流側には第二熱交換器を平行に配置し、前記第一熱交換器の第一の一対のヘッダーと前記第二熱交換器の第二の一対のヘッダー同士の間を冷媒が流通するするバイパス管を配置したことを特徴とする熱交換器。