JP2014025615A - 熱交換器及びこれを備えた熱サイクル装置 - Google Patents

Abstract

【課題】特殊な部材や技術を用いることなく、伝熱管の設置位置によって発生する冷媒流量の偏りを抑制でき、熱交換状態を均一化することが可能な熱交換器を提供する。
【解決手段】熱交換器Ａは、対向する一対の第一分流管１及び第二分流管２と、前記一対の分流管を連結するとともに分流管が延びる長手方向に沿って上下に配列された、一方の分流管から他方の分流管まで冷媒を導く冷媒流路を内部に有する複数の伝熱管３とを備える。複数の伝熱管３は、複数の伝熱管３の配列方向の最上位に配置した第一伝熱管３１と、第一伝熱管３１より下方に配置した第二伝熱管３２と、を含む。第一伝熱管３１は第二伝熱管３２と同流量の冷媒が流通したときの管摩擦損失が第二伝熱管３２より小さくなるように、第二伝熱管３２と異なる断面形状を有する。
【選択図】図１

Description

本発明は、熱交換器及びこれを備えた熱サイクル装置に関する。

ルームエアコンやカーエアコンなどといったヒートポンプ式の空気調和機は蒸発器或いは凝縮器として、内部を流れる冷媒と自身の周囲に流れる流体（多くの場合空気）との間で熱交換を行う熱交換器を備えている。この熱交換器としては、２本の分流管と、それら２本の分流管を連結する複数の伝熱管とを有するパラレルフロー型の熱交換器が多く用いられている。

ここで、従来のパラレルフロー型の熱交換器の構造について図面を参照して説明する。図１０は従来のパラレルフロー型の熱交換器の一例を示す概略図である。図１０に示す熱交換器Ｂは取り付け状態を示している。すなわち、熱交換器Ｂは空気調和機などの熱サイクル装置の一部として用いられるとき、図中上側が鉛直上で、図中下側が鉛直下となるように配置される。

従来の熱交換器Ｂは、図１０に示すように一対の分流管（第一分流管９１、第二分流管９２）と、複数の伝熱管９３と、フィン９４とを備えている。第一分流管９１及び第二分流管９２は各々垂直方向に延びるとともに水平方向に並んで配置される。複数の伝熱管９３は第一分流管９１及び第二分流管９２を連結するとともにそれら分流管の長手方向（上下方向）に沿って一定の間隔（ピッチ）で配列される。フィン９４は上下方向に隣り合う伝熱管９３の間に配置される。

第一分流管９１及び第二分流管９２は各々、内部に冷媒が流通する分配流路９１１、９２１を備える。伝熱管９３は内部に冷媒が流通する冷媒流路９３１を備える。第一分流管９１の分配流路９１１と第二分流管９２の分配流路９２１とは伝熱管９３の冷媒流路９３１で連通される。冷媒は冷媒流路９３１を介して分配流路９１１から分配流路９２１まで、或いはその逆方向に導かれる。

伝熱管９３について新たな図面を参照して詳細に説明する。図１１は図１０に示した熱交換器ＢのＷ−Ｗ線で切断した斜視図であり、図１２は図１０に示した熱交換器Ｂの伝熱管９３のＷ−Ｗ線で切断した断面図である。伝熱管９３は、図１１及び図１２に示すように偏平形状をなしており、内部に並んで配置された複数（ここでは６個）の冷媒流路９３１を備える。冷媒流路９３１はすべて同じ断面形状、断面積を有する。これにより、伝熱管９３は冷媒と伝熱管９３の内面との接触面積を大きくし、さらに冷媒流路９３１の代表寸法を小さくすることで単位面積あたりの熱伝達係数を増加させ、熱交換効率を高めている。そして、伝熱管９３はその長手方向が第一分流管９１及び第二分流管９２の長手方向と直交するように第一分流管９１及び第二分流管９２に接続される。

一般的にパラレルフロー型の熱交換器の入口部分では冷媒が気液二相状態で流動するため、冷媒は重力の作用により気相冷媒と液相冷媒とに分離する。これにより、パラレルフロー型の熱交換器では上方に気相冷媒が溜まり、下方に液相冷媒が溜まる。そして、複数の伝熱管のうち、上部の伝熱管には気相冷媒が多く流入し、下部の伝熱管には液相冷媒が多く流入する。気相冷媒と液相冷媒とが分かれることで、伝熱管の間で冷媒流量に偏りが生じる所謂偏流となることが多い。

偏流により冷媒が不足気味となった冷媒流路では出口において過熱冷媒となり熱伝達性能が低下する。一方、液相冷媒が多量に流れる冷媒流路では出口において未蒸発の冷媒が多量に存在するため、結露や圧縮機損傷といった悪影響が危惧され、冷媒循環の阻害要因となる。このような課題に関連して、従来の熱交換器が特許文献１及び２に開示されている。

特許文献１に記載された従来の熱交換器は上流側分流管のさらに上流部に気液分離器を設けることにより、液相冷媒だけを伝熱管に流入させて偏流を抑制している。特許文献２に記載された従来の熱交換器は上流側分流管と下流側分流管とを気液分離筒で接続することにより、液相冷媒だけを伝熱管に流入させて偏流を抑制している。これらのような構成とすることで、熱交換器の冷媒状態を均質化している。そして、熱交換器をより均等な分流状態とすることで、熱交換効率を向上させている。

特許第３１２２５７８号公報 特許第３１５８７２２号公報

しかしながら、特許文献１に記載された従来の熱交換器は独立した気液分離器が必要であり、コストアップ及び機器の占有体積増加という課題があった。また、特許文献２に記載された従来の熱交換器は伝熱管が水平方向に延びる一般的な家庭用エアコンの熱交換器に採用できないという問題があった。

本発明は、上記の点に鑑みなされたものであり、特殊な構造の部材や特殊な技術を用いることなく、伝熱管の設置位置によって発生する冷媒流量の偏りを抑制することができ、熱交換状態を均一化することが可能なパラレルフロー型の熱交換器及びこれを備えた熱サイクル装置を提供することを目的とする。

上記の課題を解決するため、本発明の熱交換器は、対向する一対の分流管と、前記一対の分流管を連結するとともに前記分流管が延びる長手方向に沿って上下に配列された、一方の前記分流管から他方の前記分流管まで冷媒を導く冷媒流路を内部に有する複数の伝熱管とを備え、前記複数の伝熱管は、前記複数の伝熱管の配列方向の最上位に配置した前記伝熱管及び／または最上位近傍に配置した前記伝熱管である第一伝熱管と、前記第一伝熱管より下方に配置した他の前記伝熱管である第二伝熱管と、を含み、前記第一伝熱管は、同流量の前記冷媒が前記冷媒流路を流通したときの管摩擦損失が前記第二伝熱管より小さくなる断面形状を有することを特徴としている。

この構成によれば、第一伝熱管は冷媒を流通させる能力が第二伝熱管より高くなる。そして、伝熱管の設置位置によって発生する冷媒流量の偏りが発生し難くなり、熱交換器の下部に液相冷媒が溜まる液溜りが抑制される。したがって、熱交換器の全体において均一に熱交換が行われ、全体としての熱交換効率が向上する。

また、上記構成の熱交換器において、前記第一伝熱管は、その前記冷媒流路の断面積が前記第二伝熱管の前記冷媒流路の断面積より大きいことを特徴としている。

また、上記構成の熱交換器において、前記複数の伝熱管は各々、内部に複数の前記冷媒流路を備え、前記第一伝熱管は、前記第一伝熱管一本当たりの前記冷媒流路の数が前記第二伝熱管一本当たりの前記冷媒流路の数より少ないことを特徴としている。

また、上記構成の熱交換器において、前記第一伝熱管は、その内部に単数の前記冷媒流路を備え、前記第二伝熱管は、その内部に複数の前記冷媒流路を備えることを特徴としている。

また、上記構成の熱交換器において、前記第一伝熱管は、その前記冷媒流路の断面のアスペクト比（＝方形断面の長辺／短辺）が前記第二伝熱管の前記冷媒流路の断面のアスペクト比より小さいことを特徴としている。

また、上記構成の熱交換器において、前記第一伝熱管は、その一本が有するすべての前記冷媒流路を内包する最小面積の方形断面のアスペクト比（＝方形の長辺／短辺）が、前記第二伝熱管一本が有するすべての前記冷媒流路を内包する最小面積の方形断面のアスペクト比より小さいことを特徴としている。

また、上記構成の熱交換器において、前記第一伝熱管は、その平均水力直径（＝４×断面の前記冷媒流路の断面積／断面の冷媒接触部総長（濡れ縁長さ））が前記第二伝熱管の平均水力直径より大きいことを特徴としている。

また、上記構成の熱交換器において、前記第一伝熱管は、その一本が有するすべての前記冷媒流路に基づいて得られる平均水力直径（＝４×断面の前記冷媒流路の断面積の総和／断面の冷媒接触部総長（濡れ縁長さ）の総和）が、前記第二伝熱管一本が有するすべての前記冷媒流路に基づいて得られる平均水力直径より大きいことを特徴としている。

また本発明では、熱サイクル装置が上記熱交換器を備えることとした。

この構成によれば、熱サイクル装置において伝熱管の設置位置によって発生する冷媒流量の偏りが抑制され、蒸発器として動作する熱交換器の全体で均一な熱交換が行われる。そして、蒸発器全体が均一或いは略均一に低温化し、蒸発器の表面に結露水が発生するまでの時間が長くなる。したがって、蒸発器の表面に結露水が付着することによる熱交換効率の低下が抑制され、熱サイクル装置の冷却効率及び／または加熱効率が向上する。

本発明の構成によれば、特殊な構造の部材や特殊な技術を用いることなく、伝熱管の設置位置によって発生する冷媒流量の偏りを抑制することができ、熱交換状態を均一化することが可能なパラレルフロー型の熱交換器及びこれを備えた熱サイクル装置を提供することができる。

本発明の第１実施形態の熱交換器の外観概略図である。 図１に示す熱交換器の伝熱管のII−II線における垂直断面図である。 本発明の第１実施形態の熱交換器を備える熱サイクル装置の一例である空気調和機を示す概略構成図である。 本発明の第２実施形態の熱交換器の伝熱管の垂直断面図である。 本発明の第３実施形態の熱交換器の伝熱管の垂直断面図である。 本発明の第４実施形態の熱交換器の伝熱管の垂直断面図である。 本発明の第５実施形態の熱交換器の伝熱管の垂直断面図である。 本発明の第６実施形態の熱交換器の伝熱管の垂直断面図である。 本発明の第７実施形態の熱交換器の伝熱管の垂直断面図である。 従来の熱交換器の外観概略図である。 従来の熱交換器の伝熱管を切断した状態を示す外観斜視図である。 図１０に示す従来の熱交換器の伝熱管のＷ−Ｗ線における垂直断面図である。

以下、本発明の実施形態を図１〜図９に基づき説明する。

＜第１実施形態＞
最初に、本発明の第１実施形態の熱交換器について、図１及び図２を用いてその構造の概略を説明する。図１は熱交換器の外観概略図、図２は図１に示す熱交換器のII−II線における垂直断面図である。以下の説明では、図１における左右方向をＸ方向とし、上下方向をＹ方向とし、紙面奥行き方向をＺ方向として説明する。図２のＸ方向、Ｙ方向及びＺ方向は図１の各方向と同じ方向を示す。なお、図１及び図２における上下方向（Ｙ方向）は熱交換器自体の上下方向に一致する。

熱交換器Ａは、図１に示すように２本の分流管（第一分流管１、第二分流管２）と、複数の伝熱管３と、フィン４とを備える。

第一分流管１、第二分流管２、伝熱管３及びフィン４は熱伝導性が比較的高く安価であり、加工性が良好であるなどのメリットを有している例えばアルミニウム、アルミニウム合金で形成される。なお、これらの構成要素の材料はアルミニウムやアルミニウム合金に限定されるわけではなく、その他、金、銅などといった熱伝導性が比較的高い金属を任意に用いても良いし、要素ごとに材料を替えても良い。

２本、すなわち対向する一対の第一分流管１及び第二分流管２は互いに図１においてＹ方向に延び、Ｘ方向に所定の間隔を空けて平行に配置される。第一分流管１及び第二分流管２は対向して概ね鏡像対称なる関係をなし、実質上同じ構造を備える。

第一分流管１は内部に冷媒が流通可能な分配流路１１を備える。第一分流管１は上下方向の略中央部に、熱交換器Ａの外側（図１のＸ方向左側）に向かって開口して分配流路１１に連通する冷媒出入口１２を備える。同様に、第二分流管２は内部に冷媒が流通可能な分配流路２１を備える。第二分流管２は上下方向の略中央部に、熱交換器Ａの外側（図１のＸ方向右側）に向かって開口して分配流路２１に連通する冷媒出入口２２を備える。

第一分流管１及び第二分流管２は各々冷媒出入口１２、冷媒出入口２２を介して不図示の異なる配管に接続され、内部が連通している。なお、冷媒出入口１２及び冷媒出入口２２が各々上下方向の略中央部に配置されていることとしたが、これらの配置は上下方向の略中央部に限定されるわけではなく、上部或いは下部であっても良い。

複数の伝熱管３は図１においてＸ方向に延び、Ｙ方向に所定の間隔を空けて平行に配列されている。各伝熱管３は図１におけるＸ方向両端が第一分流管１、第二分流管２各々に接続される。伝熱管３の長手方向は第一分流管１、第二分流管２各々の長手方向に直交する。伝熱管３は金属（例えばアルミニウム）の押出成型体である。

複数の伝熱管３は、図１及び図２に示すように第一伝熱管３１と第二伝熱管３２とを含む。第一伝熱管３１は複数の伝熱管３の配列方向の最上位に配置されている。第二伝熱管３２は第一伝熱管３１の下方に配列された他の複数の伝熱管３からなる。なお、この説明において特に限定する必要がある場合を除き、第一伝熱管３１と第二伝熱管３２とを総じて伝熱管３と称することがある。

第二伝熱管３２は、図２に示すように断面で見た外形が略長方形状をなし、例えばその長辺が１５ｍｍ、短辺が２ｍｍの偏平チューブ形状で構成される。第二伝熱管３２はその内部に、長手方向の一端から他端まで貫通して冷媒が流通する冷媒流路３２１を複数備える。

冷媒流路３２１は例えば断面で見た形状が直径１．５ｍｍの円形状をなし、１本の第二伝熱管３２に例えば６個設けられている。６個の冷媒流路３２１は図２におけるＺ方向に互いに平行をなして所定の間隔で配列される。なお、冷媒流路３１の断面形状は円形に限定されるものではなく、楕円、四角形、その他の多角形、或いはより複雑な他の形状などであっても良く、複数の冷媒流路３２１がそれぞれ異なる断面形状であっても良い。

一方、第一伝熱管３１は第二伝熱管３２と同流量の冷媒が流通したときの管摩擦損失が第二伝熱管３２より小さくなるように、第二伝熱管３２と異なる断面形状を有する。

すなわち、第一伝熱管３１は、図２に示すように断面で見た外形が略長方形状をなし、例えばその長辺が１５ｍｍ、短辺が４ｍｍの偏平チューブ形状で構成される。第一伝熱管３１はその内部に、長手方向の一端から他端まで貫通して冷媒が流通する単数の冷媒流路３１１を備える。冷媒流路３１１は例えば断面で見た形状が長辺１４ｍｍ、短辺３ｍｍである略長方形状をなす。

冷媒流路３１１及び冷媒流路３２１は各々長手方向の両端において分配流路１１及び分配流路２１に連通している。すなわち、熱交換器Ａに流入した冷媒は冷媒流路３１１及び冷媒流路３２１を通って第一分流管１から第二分流管２まで、或いはその逆方向に流通する。

フィン４は図１におけるＹ方向に隣り合う伝熱管３どうしの間に配置され、伝熱管３に接合される。フィン４は平板を波形状（コルゲート形状）に成形した部材である。波形状をなすフィン４は図１における山の頂部が上側の伝熱管３に接触し、谷の底部が下側の伝熱管３に接触するように設けられる。フィン４は波形状をなすことにより外部空気との接触面積が広くなる。なお、熱交換器Ａに対する通風方向は図１及び図２におけるＺ方向である。また、フィン４は波形状をなすコルゲートフィンのほか、例えばプレートフィンやルーバーフィンなど他の形状で構成されていても良い。

第一分流管１、第二分流管２、伝熱管３及びフィン４は各々ロウ付け処理により接続される。これにより、熱交換器Ａの内部を流通する冷媒の漏洩を防止することができ、伝熱管３とフィン４との間の熱伝導の効率を高めることができる。なお、各々ロウ付け処理に代えて、溶射処理や熱拡張、溶接などの接続処理方法を用いて各構成要素を連結しても良い。

上記構成の熱交換器Ａに対して第一分流管１と第二分流管２との間で冷媒を流通させるとき、冷媒は複数の伝熱管３の内部を流通する。複数の伝熱管３では冷媒が冷媒流路３１１及び冷媒流路３２１に分かれて流通する。伝熱管３の内部の冷媒流路３１１及び冷媒流路３２１を流通する冷媒は伝熱管３及びフィン４を介して熱交換器Ａの外部の流体（ここでは空気）と熱交換を行う。例えば、熱交換器Ａを蒸発器として用いる場合、冷媒は外部の空気から熱を奪って蒸発（気化）する。一方、熱交換器Ａを凝縮器として用いる場合、冷媒は外部の空気に対して熱を放出して凝縮（液化）する。

ここで、熱交換器Ａの入り口側（例えば第一分流管１）に気液二相状態の冷媒が流入しているとすると、冷媒は重力の作用により液相冷媒が下方に移動し、気相冷媒が上方に移動して分離する。

図１０〜図１２を用いて説明した従来の熱交換器Ｂのように、熱交換器Ｂの上部及び下部の伝熱管９３が各々同じ断面形状であると、第一分流管９１の分配流路９１１の上部に気相冷媒が滞留し、下部に液相冷媒が滞留する。このため、上部に配置された伝熱管９３には気相冷媒が多く流入し易く、下部に配置された伝熱管９３には液相冷媒が多く流入し易くなる。したがって、従来の熱交換器Ｂは下部に液相冷媒が溜まる液溜まりが発生し、伝熱管９３の設置位置によっては１本の伝熱管９３内の複数の冷媒流路３１を流れる冷媒の総流量に偏りが発生し易くなるという課題があった。すなわち、上部の伝熱管９３では冷媒流量が比較的少なくなり、下部の伝熱管９３では冷媒流量が比較的多くなる。

このような伝熱管の位置によって発生する冷媒流量の偏りを抑制するため、本発明の熱交換器Ａは最上位及び／または最上位近傍の伝熱管３、すなわちここでは最上位に配置した第一伝熱管３１が第二伝熱管３２と同流量の冷媒が流通したときの管摩擦損失が第二伝熱管３２より小さくなるように、第二伝熱管３２と異なる断面形状を有する。

流体力学で一般的な管内流体の摩擦抵抗による圧力損失ΔＰ［Ｐａ］を与えるダルシー・ワイスバッハの式によれば、
ΔＰ＝λ×ρ×Ｌ×Ｖ²／Ｄｈ／2 ・・・（１）
である。

ここで、
λ ：管摩擦損失係数
ブラジウスの式によれば乱流の場合、λ＝0.316／Ｒｅ＾(1／4)
Ｒｅ：レイノルズ数＝Ｖ×Ｄｈ／ν
ν ：流体の動粘性係数［ｍ²／ｓ］
ρ ：流体の密度［ｋｇ／ｍ³］
Ｌ ：管の長さ［ｍ］
Ｖ ：管内の平均流速［ｍ／ｓ］＝Ｑ／Ｓ
Ｄｈ：平均水力直径［ｍ］＝4×Ｓ／ａ ・・・（２）
Ｑ ：管内の流体流量［ｍ³／ｓ］
Ｓ ：管内の流路断面積［ｍ²］
ａ ：管内面への流体接触部総長（濡れ縁長さ）［ｍ］
例えば、管内形状が半径ｒの円管であれば、ａ＝2πｒ
管内形状が長辺ｓ短辺ｔの長方形であれば、ａ＝2×(ｓ＋ｔ)
とする。

ダルシー・ワイスバッハの式（１）に、λ＝0.316／Ｒｅ＾(1／4)、Ｒｅ＝Ｖ×Ｄｈ／ν、Ｖ＝Ｑ／Ｓを代入して整理すると、
ΔＰ＝0.316／2×ρ×ν＾(1/4)×L／4＾(5／4)×Ｑ＾(7／4)×ａ＾(5／4) ／Ｓ＾3
・・・（３）
となる。

また、式（３）に平均水力直径Ｄｈ＝4×Ｓ／ａ（式（２））の関係を代入して整理すると、
ΔＰ＝0.316／2×ρ×ν＾(1/4)×L／Ｄh＾(5／4)×Ｑ＾(7／4)／Ｓ＾(7/4)
・・・（４）
となる。

前述のように、第二伝熱管３２の冷媒流路３２１は断面で見た形状が直径１．５ｍｍの円形状をなして６個設けられ、第一伝熱管３１の冷媒流路３１１は断面で見た形状が長辺１４ｍｍ、短辺３ｍｍである略長方形状をなして１個設けられている。式（４）においてρ、Ｌ、Ｑが等しいとすると、（第一伝熱管３１での圧力損失ΔＰ１）／（第二伝熱管３２での圧力損失ΔＰ２）＝１／４９．４となる。

第一伝熱管３１及び第二伝熱管３２は上流で分配流路１１に連通し、下流で分配流路２１に連通している。したがって、実際には圧力損失ΔＰ１と圧力損失ΔＰ２とが等しくなるように、第一伝熱管３１を流動する冷媒流量Ｑ１は第二伝熱管３２を流動する冷媒流量Ｑ２より大きくなる。式（４）においてΔＰ ∝ Ｑ＾（７／４）であることから考えると、Ｑ１＝９．３×Ｑ２となり、第一伝熱管３１の１本は第二伝熱管３２の９本分以上の冷媒を流通させる能力を有することになる。

第一分流管１の分配流路１１から第二分流管２の分配流路２１に流通する冷媒は冷媒を流通させる能力が第二伝熱管３２より高い、分配流路１１の上部に配置した第一伝熱管３１に多く流入する。これにより、伝熱管３の設置位置によって発生する冷媒流量の偏りが発生し難くなり、熱交換器Ａの下部に液相冷媒が溜まる液溜りを抑制することが可能となる。そして、熱交換器Ａはその伝熱管３のほぼ全体を占める第二伝熱管３２で均一に熱交換を行う。その結果、熱交換器Ａ全体としての熱交換効率も高くなる。

続いて、本発明の熱交換器Ａを備える熱サイクル装置の一例である空気調和機について、図３を用いてその構成を説明する。図３は熱交換器Ａを備える熱サイクル装置の一例である空気調和機を示す概略構成図である。

空気調和機８０は、図３に示すように室内機８１と室外機８２とを備える。空気調和機８０は室内機８１と室外機８２とを配管を接続することで閉回路が形成され、その回路の内部に冷媒が封入される。室内機８１は室内熱交換器Ａ１を備える。室外機８２は室外熱交換器Ａ２、膨張弁８３、レシーバー８４及び圧縮式の圧縮機８５を備える。室内熱交換器Ａ１及び室外熱交換器Ａ２に本発明の熱交換器Ａが採用されている。

次に、空気調和機８０における冷媒の流れについて説明する。

まず、冷房運転のときの冷媒の流れについて説明する。空気調和機８０が冷房運転を行っているとき、圧縮機８５で圧縮された冷媒は高温高圧の気相冷媒として室外熱交換器Ａ２に流入する。室外熱交換器Ａ２において、冷媒は室外熱交換器Ａ２に通風される室外空気との間で熱交換を行い、室外空気に対して放熱して凝縮する。この凝縮により冷媒は液化する。

室外熱交換器Ａ２で液化した冷媒は冷媒を気液分離するレシーバー８４を介して膨張弁８３に流入し、絞られて低温低圧の液相冷媒となり室内熱交換器Ａ１に流入する。室内熱交換器Ａ１において、冷媒は室内熱交換器Ａ１に通風される室内空気との間で熱交換を行い、室内空気に対して吸熱して蒸発、気化する。すなわち、室内機８１は室内熱交換器Ａ１に通風される室内空気から熱を奪って室内空気を冷却し、その空気を室内で循環させることにより室内を冷たくする。このようにして、空気調和機８０が冷房運転を行っているとき、室内熱交換器Ａ１は蒸発器として動作し、室外熱交換器Ａ２は凝縮器として動作する。

空気調和機８０が冷房運転を行っているとき、蒸発器として動作する室内熱交換器Ａ１は内部に低温の冷媒が流れているので表面が室内空気の露点以下になることがある。そのとき、室内熱交換器Ａ１の表面に室内熱交換器Ａ１に通風される空気に含まれる水分が凝縮し、結露水が付着する。室内熱交換器Ａ１として本発明の熱交換器Ａを採用することで、伝熱管３の設置位置によって発生する冷媒流量の偏りが抑制され、室内熱交換器Ａ１全体で均一な熱交換が行われる。そのため、室内熱交換器Ａ１全体が均一或いは略均一に低温化し、室内熱交換器Ａ１の表面に結露水が発生するまでの時間が長くなる。これにより、室内熱交換器Ａ１の表面に結露水が付着することによる熱交換効率の低下が抑制され、空気調和機８０の冷房効率の低下が抑制される。

続いて、暖房運転のときの冷媒の流れについて説明する。暖房運転時の冷媒の流れは冷房運転時と逆方向になる。すなわち、空気調和機８０が暖房運転を行っているとき、圧縮機８５で圧縮された冷媒は高温高圧の気相冷媒として室内熱交換器Ａ１に流入する。室内熱交換器Ａ１において、冷媒は室内熱交換器Ａ１に通風される室内空気との間で熱交換を行い、室内空気に対して放熱して凝縮する。すなわち、室内機８１は室内熱交換器Ａ１に通風される室内空気に対して熱を与えて室内空気を加熱し、その空気を室内で循環させることにより室内を暖める。

凝縮された冷媒は膨張弁８３で絞られて低温低圧の液相冷媒（或いは気液二相冷媒）となり、冷媒を気液分離するレシーバー８４を介して室外熱交換器Ａ２に流入する。室外熱交換器Ａ２に流入する冷媒は気液二相冷媒であり、室外熱交換器Ａ２に通風される空気との間で熱交換を行い、室外空気に対して吸熱して蒸発、気化する。このようにして、空気調和機８０が暖房運転を行っているとき、室内熱交換器Ａ１は凝縮器として動作し、室外熱交換器Ａ２は蒸発器として動作する。

なお、空気調和機８０において、圧縮機８５より吐出された冷媒は図示を省略した四方弁を切り替えることにより室内熱交換器Ａ１または室外熱交換器Ａ２に送られる構成となっている。

空気調和機８０が暖房運転を行っているときも、冷房運転を行っているとき同様、蒸発器として動作する室外熱交換器Ａ２の表面に結露水が付着する。室外熱交換器Ａ２も本発明の熱交換器Ａを採用することで、その表面に結露水が発生するまでの時間が長くなる。これにより、室外熱交換器Ａ２の表面に結露水が付着することによる熱交換効率の低下が抑制され、空気調和機８０の暖房効率の低下が抑制される。

また、空気調和機８０において、暖房運転は寒冷期に行われることがほとんどである。寒冷期の低温な室外気温の中で、蒸発器として動作する室外熱交換器Ａ２が連続して熱交換を行うと、その表面の温度が結露水の凝固点よりも低くなることがある。これにより、結露した水分が凍結して霜が付着する所謂着霜が発生する。熱交換器に着霜が発生すると、フィン４の間が霜で埋まり通風が阻害されて熱交換効率が低下する。

本発明の熱交換器Ａを室外熱交換器Ａ２として用いている場合、室外熱交換器Ａ２の表面温度に偏り難くなっている。これにより、室外熱交換器Ａ２の表面の一部の温度が極度に低下してその部分から着霜し、着霜が全体に広がることを抑制することができる。したがって、室外熱交換器Ａ２の着霜によりフィン４が目詰まりを起こすまでの時間を長くすることが可能である。なおここで、目詰まりとはフィン４の隙間に流れる空気の流量が着霜が発生していない状態のときに対して予め決められた割合になった状態のことを示す。

しかしながら、暖房運転を長時間続けると、本発明の室外熱交換器Ａ２においてもフィン４の隙間で着霜による目詰まりを発生する場合がある。この場合、室外熱交換器Ａ２に付着した霜を取り除く除霜運転を行う。空気調和機８０の除霜運転は暖房運転と逆、すなわち冷房運転を行って高温の冷媒を室外熱交換器Ａ２に流通させ、室外熱交換器Ａ２の表面温度を上げてその表面に付着した霜を溶融させる。このとき、室外熱交換器Ａ２では伝熱管３の設置位置によって発生する冷媒流量の偏りが抑制され、室内熱交換器Ａ２全体で均一或いは略均一に冷媒が流通する。したがって、室外熱交換器Ａ２の全体を均等或いは略均等に加熱することができ、室外熱交換器Ａ２の表面に付着した霜を短時間で取り除くことが可能である。

上記のように、熱交換器Ａは複数の伝熱管３がそれらの配列方向の最上位に配置した第一伝熱管３１と、第一伝熱管３１より下方に配置した第二伝熱管３２と、を含み、第一伝熱管３１が第二伝熱管３２と同流量の冷媒が流通したときの管摩擦損失が第二伝熱管３２より小さくなるように、第二伝熱管３２と異なる断面形状を有する。これにより、第一伝熱管３１は冷媒を流通させる能力が第二伝熱管３２より高くなる。そして、伝熱管３の設置位置によって発生する冷媒流量の偏りが発生し難くなり、熱交換器Ａの下部に液相冷媒が溜まる液溜りを抑制することが可能となる。したがって、熱交換器Ａはその全体において均一に熱交換を行うことができ、全体としての熱交換効率を向上させることが可能である。

また、第一伝熱管３１は冷媒流路３１１の断面積が第二伝熱管３２の冷媒流路３２１の断面積より大きい。また、第一伝熱管３１はその内部に単数の冷媒流路３１１を備え、第二伝熱管３２はその内部に複数の冷媒流路３２１を備える。このように、第一伝熱管３１は第二伝熱管３２と異なる断面形状を有することで、第二伝熱管３２と同流量の冷媒が流通したときの管摩擦損失が第二伝熱管３２より小さくなる。したがって、第一伝熱管３１は冷媒を流通させる能力が第二伝熱管３２より高くなる。

また、空気調和機８０が熱交換器Ａを備えるので、伝熱管３の設置位置によって発生する冷媒流量の偏りが抑制され、蒸発器として動作する室内熱交換器Ａ１または室外熱交換器Ａ２の全体で均一な熱交換が行われる。これにより、蒸発器全体が均一或いは略均一に低温化し、蒸発器の表面に結露水が発生するまでの時間が長くすることができる。したがって、蒸発器の表面に結露水が付着することによる熱交換効率の低下を抑制することができ、空気調和機８０の冷房効率及び暖房効率を向上させることが可能である。

さらに、着霜によりフィン４が目詰まりを起こすまでの時間を長くすることができるので、除霜運転の頻度を低減させることができ、除霜運転に要する時間も短縮化させることが可能である。したがって、熱サイクルの効率の低下を抑制することができ、空気調和機８０の消費電力の削減、すなわち省エネルギー化を推進することが可能である。

そして、本発明の上記実施形態の構成によれば、特殊な構造の部材や特殊な技術を用いることなく、伝熱管３の設置位置によって発生する冷媒流量の偏りを抑制することができ、熱交換状態を均一化することが可能なパラレルフロー型の熱交換器Ａ及びこれを備えた空気調和機８０を提供することができる。

なお、上述の実施形態では、本発明の熱交換器Ａの適用対象として空気調和機８０の室外機８２の室内熱交換器Ａ１及び室外熱交換器Ａ２を一例に掲げて説明しているが、熱交換器Ａの適用対象はこれらに限定されるわけではなく、他の機器であっても良い。例えば、冷却庫の庫内に配置される蒸発器、乾燥器の室外側ユニットの熱交換器など、冷媒と外気との間で熱交換を行うとともに、表面が外気の露点以下となるような熱交換器に対して採用することが可能である。

また、本発明の熱サイクル装置の適用対象として空気調和機８０を一例に掲げて説明しているが、熱サイクル装置の適用対象はこれに限定されるわけではなく、他の装置であっても良い。例えば、内部で食品等の物品を冷却する冷却庫の冷凍機、洗濯機や給湯器に用いられるヒートポンプなど、結露、着霜が発生し易い熱交換器を備えた装置に広く採用することが可能である。

＜第２実施形態＞
次に、本発明の第２実施形態の熱交換器について、図４を用いて説明する。図４は熱交換器の伝熱管の垂直断面図である。なお、この実施形態の基本的な構成は図１〜図３を用いて説明した前記第１実施形態と同じであるので、第１実施形態と共通する構成要素には前と同じ符号を付し、図面の記載及びその説明を省略するものとする。

第２実施形態の熱交換器Ａにおいて第一伝熱管３３は、図４に示すように断面で見た外形が円形状をなす。第一伝熱管３３はその内部に、長手方向の一端から他端まで貫通して冷媒が流通する単数の冷媒流路３３１を備える。冷媒流路３３１は例えば断面で見た形状が直径６ｍｍの円形状をなす。前記式（２）によれば、第一伝熱管３３の１本は第二伝熱管３２の７．２本分の冷媒を流通させる能力を有する。

この構成によれば、複数の伝熱管３において、冷媒は冷媒を流通させる能力が第二伝熱管３２より高い第一伝熱管３３に多く流入する。これにより、伝熱管３の設置位置によって発生する冷媒流量の偏りが発生し難くなり、熱交換器Ａの下部に液相冷媒が溜まる液溜りを抑制することが可能となる。したがって、熱交換器Ａはその全体において均一に熱交換を行うことができ、全体としての熱交換効率を向上させることが可能である。

＜第３実施形態＞
次に、本発明の第３実施形態の熱交換器について、図５を用いて説明する。図５は熱交換器の伝熱管の垂直断面図である。なお、この実施形態の基本的な構成は図１〜図３を用いて説明した前記第１実施形態と同じであるので、第１実施形態と共通する構成要素には前と同じ符号を付し、図面の記載及びその説明を省略するものとする。

第３実施形態の熱交換器Ａにおいて伝熱管３は、図５に示すように内部に２個の冷媒流路３４１を有するす第一伝熱管３４を１本備える。２個の冷媒流路３４１は断面で見た形状がともに同じ略長方形状をなし、熱交換器Ａに対する通風方向（図５のＺ方向）に並べて配置される。

この構成によれば、複数の伝熱管３において、冷媒は冷媒を流通させる能力が第二伝熱管３２より高い第一伝熱管３４に多く流入する。これにより、伝熱管３の設置位置によって発生する冷媒流量の偏りが発生し難くなり、熱交換器Ａの下部に液相冷媒が溜まる液溜りを抑制することが可能となる。したがって、熱交換器Ａはその全体において均一に熱交換を行うことができ、全体としての熱交換効率を向上させることが可能である。

＜第４実施形態＞
次に、本発明の第４実施形態の熱交換器について、図６を用いて説明する。図６は熱交換器の伝熱管の垂直断面図である。なお、この実施形態の基本的な構成は図１〜図３を用いて説明した前記第１実施形態と同じであるので、第１実施形態と共通する構成要素には前と同じ符号を付し、図面の記載及びその説明を省略するものとする。

第４実施形態の熱交換器Ａにおいて伝熱管３は、図６に示すように断面で見た外形が円形状をなす第一伝熱管３３を２本備える。２本の第一伝熱管３３は外径及び内径（冷媒流路３３１の直径）がともに同じ円形をなし、熱交換器Ａに対する通風方向（図６のＺ方向）に並べて配置される。

この構成によれば、複数の伝熱管３において、冷媒は冷媒を流通させる能力が第二伝熱管３２より高い２本の第一伝熱管３３に多く流入する。これにより、伝熱管３の設置位置によって発生する冷媒流量の偏りが発生し難くなり、熱交換器Ａの下部に液相冷媒が溜まる液溜りを抑制することが可能となる。したがって、熱交換器Ａはその全体において均一に熱交換を行うことができ、全体としての熱交換効率を向上させることが可能である。

＜第５実施形態＞
次に、本発明の第５実施形態の熱交換器について、図７を用いて説明する。図７は熱交換器の伝熱管の垂直断面図である。なお、この実施形態の基本的な構成は図１〜図３を用いて説明した前記第１実施形態と同じであるので、第１実施形態と共通する構成要素には前と同じ符号を付し、図面の記載及びその説明を省略するものとする。

第５実施形態の熱交換器Ａにおいて伝熱管３は、図７に示すように断面で見た外形が円形状をなす第一伝熱管３３を２本備える。２本の第一伝熱管３３は外径及び内径（冷媒流路３３１の直径）がともに同じ円形をなし、上下方向（図７のＹ方向）に並べて配置される。すなわち、２本の第一伝熱管３３は複数の伝熱管３の配列方向の最上位及び最上位近傍に配置される。

この構成によれば、複数の伝熱管３において、冷媒は冷媒を流通させる能力が第二伝熱管３２より高い２本の第一伝熱管３３に多く流入する。これにより、伝熱管３の設置位置によって発生する冷媒流量の偏りが発生し難くなり、熱交換器Ａの下部に液相冷媒が溜まる液溜りを抑制することが可能となる。したがって、熱交換器Ａはその全体において均一に熱交換を行うことができ、全体としての熱交換効率を向上させることが可能である。

＜第６実施形態＞
次に、本発明の第６実施形態の熱交換器について、図８を用いて説明する。図８は熱交換器の伝熱管の垂直断面図である。なお、この実施形態の基本的な構成は図１〜図３を用いて説明した前記第１実施形態と同じであるので、第１実施形態と共通する構成要素には前と同じ符号を付し、図面の記載及びその説明を省略するものとする。

第６実施形態の熱交換器Ａにおいて伝熱管３は、図８に示すように断面で見た外形が円形状をなす第一伝熱管３３、３５を１本ずつ備える。第一伝熱管３３、３５は熱交換器Ａの上下方向（図８のＹ方向）に並べて配置される。第一伝熱管３３、３５のうち下側に配置された第一伝熱管３３の直径は第一伝熱管３５の直径より大きく、冷媒流路３３１の直径も冷媒流路３５１の直径より大きい。前記式（２）によれば、第一伝熱管３５の冷媒を流通させる能力も第二伝熱管３２の冷媒を流通させる能力を上回っている。

この構成によれば、複数の伝熱管３において、冷媒は冷媒を流通させる能力が第二伝熱管３２より高い第一伝熱管３３、３５に多く流入する。これにより、伝熱管３の設置位置によって発生する冷媒流量の偏りが発生し難くなり、熱交換器Ａの下部に液相冷媒が溜まる液溜りを抑制することが可能となる。したがって、熱交換器Ａはその全体において均一に熱交換を行うことができ、全体としての熱交換効率を向上させることが可能である。

＜第７実施形態＞
次に、本発明の第７実施形態の熱交換器について、図９を用いて説明する。図９は熱交換器の伝熱管の垂直断面図である。なお、この実施形態の基本的な構成は図１〜図３を用いて説明した前記第１実施形態と同じであるので、第１実施形態と共通する構成要素には前と同じ符号を付し、図面の記載及びその説明を省略するものとする。

第７実施形態の熱交換器Ａにおいて第一伝熱管３１は、図９に示すように最上位ではなく最上位近傍、すなわち最上位から２番目に配置される。この場合、第一伝熱管３１より上方に配置した第二伝熱管３２は第一伝熱管３１より下方に配置した他の第二伝熱管３２より１本あたりの熱交換効率が低下する虞がある。しかしながら、熱交換器Ａの製造や機器への固定などの都合で第一伝熱管３１を最上位に配置できない場合、この実施形態の構造にすることも可能である。

この構成によれば、複数の伝熱管３において、冷媒は冷媒を流通させる能力が第二伝熱管３２より高い第一伝熱管３１に多く流入する。これにより、第一伝熱管３１より下方に関して、伝熱管３の設置位置によって発生する冷媒流量の偏りが発生し難くなり、熱交換器Ａの下部に液相冷媒が溜まる液溜りを抑制することが可能となる。したがって、熱交換器Ａはその全体において略均一に熱交換を行うことができ、全体としての熱交換効率を向上させることが可能である。

以上、本発明の実施形態につき説明したが、本発明の範囲はこれに限定されるものではなく、発明の主旨を逸脱しない範囲で種々の変更を加えて実施することができる。

例えば、第一伝熱管及び第二伝熱管の形状や寸法、数量は上記実施形態の構成に限定されるものではなく、第一伝熱管が、同流量の冷媒が流通したときの管摩擦損失が第二伝熱管より小さくなる断面形状を有するのであれば他の構成であっても良い。例えば、第二伝熱管に対して、平均水力直径が１０％大きく、冷媒流路の断面積が１０％大きい断面形状は同流量の冷媒が流通したときの管摩擦損失が小さくなる。

また、第二伝熱管に対して、平均水力直径が１０％小さいが、冷媒流路の断面積が１０％大きい管断面形状も同流量の冷媒が流通したときの管摩擦損失が小さくなる。このことは、前述の式（４）で示したように、圧力損失ΔＰに対する平均水力直径Ｄｈの寄与率が−５／４乗なのに対し、冷媒流路の断面積Ｓの寄与率は−７／４乗であり、冷媒流路の断面積Ｓの寄与率のほうが大きいことに基づく。すなわち、増減の割合が同じであれば、冷媒流路の断面積を大きくしたときの効果が平均水力直径を小さくしたときの効果を上回る。

また、例えばここで、第一伝熱管３１の冷媒流路３１１は断面で見た形状が一辺３ｍｍの１個の略正方形状であって、第二伝熱管３２の冷媒流路３２１は断面で見た形状が長辺９ｍｍ、短辺１ｍｍの１個の略長方形状であるとする。冷媒流路３１１と冷媒流路３２１の断面積Ｓは９ｍｍ²で等しい。

冷媒流路３１１は断面形状のアスペクト比が長辺３ｍｍ／短辺３ｍｍ＝１であり、管内面への流体接触部総長がａ＝２×(３＋３)＝１２ｍｍである。冷媒流路３１１の平均水力直径Ｄｈ（式（２））は４×９／１２＝３ｍｍである。

一方、冷媒流路３２１は断面形状のアスペクト比が長辺９ｍｍ／短辺１ｍｍ＝９であり、管内面への流体接触部総長がａ＝２×(９＋１)＝２０ｍｍである。冷媒流路３２１の平均水力直径Ｄｈ（式（２））は４×９／２０＝１．８ｍｍである。

前述の式（４）においてρ、Ｌ、Ｑ、Ｓが等しいとすると、（第一伝熱管３１での圧力損失ΔＰ１）／（第二伝熱管３２での圧力損失ΔＰ２）＝１／１．８９となる。したがって、式（４）によればρ、Ｌ、Ｑ、Ｓが等しいとすると、平均水力直径Ｄｈが大きくなる、すなわち管内面への流体接触部総長ａが小さくなる（アスペクト比が小さくなる）に従って圧力損失ΔＰが低減することが分かる。

このようにして、第一伝熱管３１の平均水力直径Ｄｈを第二伝熱管３２の平均水力直径Ｄｈより大きくする、または第一伝熱管３１の冷媒流路３１１の断面のアスペクト比を第二伝熱管３２の冷媒流路３２１の断面のアスペクト比より小さくすることにより、第一伝熱管３１は第二伝熱管３２と同流量の冷媒が流通したときの管摩擦損失が小さくなる。これにより、第一伝熱管３１は冷媒を流通させる能力が第二伝熱管３２より高くなる。そして、伝熱管３の設置位置によって発生する冷媒流量の偏りが発生し難くなり、熱交換器Ａの下部に液相冷媒が溜まる液溜りを抑制することが可能となる。したがって、熱交換器Ａはその全体において均一に熱交換を行うことができ、全体としての熱交換効率を向上させることが可能である。

これに関連して、第一伝熱管が単数または複数の冷媒流路を備え、第二伝熱管が複数の冷媒流路を有する場合、第一伝熱管はその一本が有するすべての冷媒流路を内包する最小面積の方形断面のアスペクト比（＝方形の長辺／短辺）が、第二伝熱管一本が有するすべての冷媒流路を内包する最小面積の方形断面のアスペクト比より小さい。同様に、第一伝熱管が単数または複数の冷媒流路を備え、第二伝熱管が複数の冷媒流路を有する場合、第一伝熱管はその一本が有するすべての冷媒流路に基づいて得られる平均水力直径（＝４×断面の前記冷媒流路の断面積の総和／断面の冷媒接触部総長（濡れ縁長さ）の総和）が、第二伝熱管一本が有するすべての冷媒流路に基づいて得られる平均水力直径より大きい。

アスペクト比に関して説明すると、例えば第一実施形態の第一伝熱管３１の冷媒流路３１１はアスペクト比が４．６７（＝長辺１４ｍｍ／短辺３ｍｍ）である。一方、第二伝熱管３２一本が有する６個の冷媒流路３２１を内包する最小面積の方形断面（図２に破線で描画、長辺は第一伝熱管３１と同じ、短辺は冷媒流路３２１の直径と同じ）のアスペクト比は９．３３（＝長辺１４ｍｍ／短辺１．５ｍｍ）である。したがって、第一伝熱管３１はその一本が有する１個の冷媒流路３１１のアスペクト比が、第二伝熱管３２一本が有する６個の冷媒流路３２１を内包する最小面積の方形断面のアスペクト比より小さい。

平均水力直径に関して説明すると、例えば第一伝熱管３１の冷媒流路３１１は平均水力直径Ｄｈが４．９４である。一方、第二伝熱管３２一本が有する６個の冷媒流路３２１に基づいて得られる平均水力直径Ｄｈは３である。したがって、第一伝熱管３１はその一本が有する１個の冷媒流路３１１の平均水力直径Ｄｈが、第二伝熱管３２一本が有する６個の冷媒流路３２１に基づいて得られる平均水力直径Ｄｈより大きい。

これらの構成であっても、第一伝熱管は第二伝熱管と同流量の冷媒が流通したときの管摩擦損失が小さくなる。これにより、第一伝熱管は冷媒を流通させる能力が第二伝熱管より高くなる。そして、伝熱管の設置位置によって発生する冷媒流量の偏りが発生し難くなり、熱交換器の下部に液相冷媒が溜まる液溜りを抑制することが可能となる。したがって、熱交換器はその全体において均一に熱交換を行うことができ、全体としての熱交換効率を向上させることが可能である。

本発明は、熱交換器及びこれを備えた熱サイクル装置において利用可能である。例えば、居室や自動車の空気調和機、冷却庫、乾燥機などといった熱サイクルを利用した装置の熱交換器として利用することが可能である。

Ａ 熱交換器
１ 第一分流管
２ 第二分流管
３ 伝熱管
４ フィン
１１、２１ 分配流路
３１、３３、３４、３５ 第一伝熱管
３２ 第二伝熱管
３１１、３２１、３３１、３４１、３５１ 冷媒流路
８０ 空気調和機（熱サイクル装置）
８１ 室内機
８２ 室外機
Ａ１ 室内熱交換器
Ａ２ 室外熱交換器

Claims (9)

1. 対向する一対の分流管と、
   前記一対の分流管を連結するとともに前記分流管が延びる長手方向に沿って上下に配列された、一方の前記分流管から他方の前記分流管まで冷媒を導く冷媒流路を内部に有する複数の伝熱管とを備え、
   前記複数の伝熱管は、前記複数の伝熱管の配列方向の最上位に配置した前記伝熱管及び／または最上位近傍に配置した前記伝熱管である第一伝熱管と、前記第一伝熱管より下方に配置した他の前記伝熱管である第二伝熱管と、を含み、
   前記第一伝熱管は、同流量の前記冷媒が前記冷媒流路を流通したときの管摩擦損失が前記第二伝熱管より小さくなる断面形状を有することを特徴とする熱交換器。
2. 前記第一伝熱管は、その前記冷媒流路の断面積が前記第二伝熱管の前記冷媒流路の断面積より大きいことを特徴とする請求項１に記載の熱交換器。
3. 前記複数の伝熱管は各々、内部に複数の前記冷媒流路を備え、
   前記第一伝熱管は、前記第一伝熱管一本当たりの前記冷媒流路の数が前記第二伝熱管一本当たりの前記冷媒流路の数より少ないことを特徴とする請求項１または請求項２に記載の熱交換器。
4. 前記第一伝熱管は、その内部に単数の前記冷媒流路を備え、前記第二伝熱管は、その内部に複数の前記冷媒流路を備えることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の熱交換器。
5. 前記第一伝熱管は、その前記冷媒流路の断面のアスペクト比（＝方形断面の長辺／短辺）が前記第二伝熱管の前記冷媒流路の断面のアスペクト比より小さいことを特徴とする請求項１または請求項２に記載の熱交換器。
6. 前記第一伝熱管は、その一本が有するすべての前記冷媒流路を内包する最小面積の方形断面のアスペクト比（＝方形の長辺／短辺）が、前記第二伝熱管一本が有するすべての前記冷媒流路を内包する最小面積の方形断面のアスペクト比より小さいことを特徴とする請求項３または請求項４に記載の熱交換器。
7. 前記第一伝熱管は、その平均水力直径（＝４×断面の前記冷媒流路の断面積／断面の冷媒接触部総長（濡れ縁長さ））が前記第二伝熱管の平均水力直径より大きいことを特徴とする請求項１または請求項２に記載の熱交換器。
8. 前記第一伝熱管は、その一本が有するすべての前記冷媒流路に基づいて得られる平均水力直径（＝４×断面の前記冷媒流路の断面積の総和／断面の冷媒接触部総長（濡れ縁長さ）の総和）が、前記第二伝熱管一本が有するすべての前記冷媒流路に基づいて得られる平均水力直径より大きいことを特徴とする請求項３または請求項４に記載の熱交換器。
9. 請求項１〜請求項８のいずれか１項に記載の熱交換器を備えたことを特徴とする熱サイクル装置。

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