JP6214670B2 - 熱交換器及びその熱交換器を用いた冷凍サイクル装置 - Google Patents

熱交換器及びその熱交換器を用いた冷凍サイクル装置 Download PDF

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Description

本発明は、被熱交換流体（例えば空気）の流通方向に対して冷媒の流通する伝熱管を複数列有する熱交換器に関するものである。
冷凍サイクル装置にはＨＦＣ系冷媒が使用されているが、ＨＦＣ系冷媒は地球温暖化係数が高いという問題がある。したがって、冷凍サイクル装置から冷媒が漏洩した場合、地球温暖化への影響が強くなるため、冷凍サイクル装置内の冷媒封入量を減少させる技術が必要となる。
冷凍サイクル装置の運転中は、封入される冷媒の大半が熱交換器に滞留するため、熱交換器の伝熱管の容積を減少させることで冷媒量を減少することが重要となる。
従来の熱交換器には、複数列の伝熱管を扁平管や円管を組み合わせて構成し、熱交換効率の向上させたものがある（特許文献１を参照）。
特開２０１０−５４０６０号公報（第１、９図等を参照）
従来の熱交換器は、風上側に容積の大きい円管の伝熱管を用い、風下側に容積の少ない扁平管を用いているため、凝縮器として利用する場合に空気と冷媒の流れが対向流となり、蒸発器として利用する場合に空気と冷媒の流れが並行流となると容積の大きな円管側に密度の大きな冷媒が滞留し冷媒量が多くなる問題がある。
また、冷媒量削減や高性能化を目的に扁平多穴管、もしくは細径円管を伝熱管として使用する場合、伝熱管内の圧力損失が増大し、冷凍サイクルの運転効率が低下するという問題がある。
本発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、凝縮器及び蒸発器として利用される列方向に並んだ各伝熱管の流路容積や水力相当直径等を調整することで、伝熱管内に滞留する冷媒量を削減するとともに、熱交換器全体としての伝熱管の圧力損失を低減した熱交換器及びその熱交換器を用いた冷凍サイクル装置を得ることを目的とする。
本発明に係る熱交換器は、熱交換流体の上流側に配置した第１熱交換器と、前記熱交換流体の下流側に配置した第２熱交換器とを熱媒体が流通する流路にて直列に接続した熱交換器であって、蒸発器として機能する場合に、前記熱交換流体と並行流となるよう前記第１熱交換器から前記第２熱交換器に前記熱媒体が流通し、凝縮器として機能する場合に、前記熱交換流体と対向流となるよう前記第２熱交換器から前記第１熱交換器に前記熱媒体が流通し、前記第１熱交換器が備える第１伝熱管の流路容積の総和は、前記第２熱交換器が備える第２伝熱管の流路容積の総和よりも小さく、かつ、前記第１伝熱管の設置間隔は、前記第２伝熱管の設置間隔より短い長さであり、前記第１伝熱管の管内伝熱面積の総和は、前記第２伝熱管の管内伝熱面積の総和より広い面積であり、前記第１熱交換器のフィンのピッチを前記第２熱交換器のフィンのピッチよりも狭くすることで、前記第１熱交換器は前記第２熱交換器よりもフィンの枚数を多く備えていることを特徴とするものである。
本発明に係る熱交換器によれば、熱交換器の伝熱管内に滞留する冷媒量を削減するとともに、熱交換器全体としての伝熱管の圧力損失を低減することが可能となる。
実施の形態１に係る熱交換器を熱源機に実装し暖房運転を行う冷媒回路を示す図である。 実施の形態１に係る熱交換器の構成図である。 実施の形態１に係る熱源側熱交換器を蒸発器として利用した際に伝熱管内に滞留する積算冷媒量を示した図である。 実施の形態１に係る熱源側熱交換器を蒸発器として利用した際に伝熱管内で生じる圧力損失を示した図である。 実施の形態１に係る熱交換器を熱源機に実装し冷房運転を行う冷媒回路を示す図である。 実施の形態１に係る熱源側熱交換器を凝縮器として利用した際に伝熱管内に滞留する積算冷媒量を示した図である。 実施の形態１に係る熱源側熱交換器を凝縮器として利用した際に伝熱管内で生じる圧力損失を示した図である。 実施の形態２に係る熱交換器を室外機に適用した概要図である。
以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。
なお、以下で説明する構成等は、一例であり、本発明に係る熱交換器は、そのような構成等に限定されない。
また、細かい構造については、適宜図示を簡略化又は省略している。
また、重複又は類似する説明については、適宜簡略化又は省略している。
実施の形態１．
図１は、実施の形態１に係る熱交換器を熱源機に実装し暖房運転を行う冷媒回路を示す図である。
図２は、実施の形態１に係る熱交換器の構成図である。
冷凍サイクル装置は、ガス冷媒を圧縮する圧縮機２０１と、圧縮機２０１から吐出された冷媒の流路を切り替える四方弁２０２と、室内空気と冷媒とを熱交換する利用側熱交換器２０３と、冷媒を減圧する膨張弁２０４と、室外空気と冷媒とを熱交換する熱源側熱交換器１０１、１０２とを冷媒配管で接続したものである。
また、利用側熱交換器２０３には利用側送風機２０５が隣接して設置され、被熱交換流体である室内空気を利用側熱交換器２０３に対して送風する。熱源側熱交換器１０１、１０２にも熱源側送風機２０６が隣接して設置され、被熱交換流体である室外空気を熱源側熱交換器１０１、１０２に対して送風する。
熱源側熱交換器１０１、１０２は、フィンチューブ式の熱交換器であり、平行に配置された複数の伝熱管１０３、１０４に略垂直となるように板状のフィン１０５、１０６が伝熱可能に取り付けられている。そして、熱源側送風機２０６の送風方向で風上側に配置された第１熱源側熱交換器１０１と、風下側に配置された第２熱源側熱交換器１０２とに分割されている。第１熱源側熱交換器１０１と第２熱源側熱交換器１０２の各伝熱管は、冷媒が直列に流通するように接続されている。
次に、第１熱源側熱交換器１０１と、第２熱源側熱交換器１０２の構成について詳述する。
実施の形態１に係る熱源側熱交換器１０１、１０２では、第１熱源側熱交換器１０１の各伝熱管１０３の流路容積の総和を、第２熱源側熱交換器１０２の各伝熱管１０４の流路容積の総和よりも小さい値としている。
また、第１熱源側熱交換器１０１を各伝熱管１０３の軸方向に垂直な方向で切った伝熱管１０３の流路断面積の総和を、第２熱源側熱交換器１０２を各伝熱管１０４の軸方向に垂直な方向で切った伝熱管１０４の流路断面積の総和よりも小さい値としている。
さらに、第１熱源側熱交換器１０１の各伝熱管１０３の水力相当直径（等価直径）の総和は、第２熱源側熱交換器１０２の各伝熱管１０４の水力相当直径（等価直径）の総和よりも小さい値となっている。
ここでの、水力相当直径（等価直径）（ｄ）とは、伝熱管の流路の１本を円管に置き換えたときにどのくらいの長さの直径の円管と等価であるかを示す代表長さのことである。水力相当直径（等価直径）（ｄ）は、以下の式で表される。
ｄ＝４Ａ／Ｌ （ここでＡは流路断面積、Ｌは濡れ縁長さ（流路断面における壁面の長さ）を示す）。
各伝熱管１０３、１０４の形状は、図２に示すように第１熱源側熱交換器１０１の伝熱管１０３は偏平多穴管を採用しており、第２熱源側熱交換器１０２の伝熱管１０４は円管を採用している。
このように第１熱源側熱交換器１０１の伝熱管１０３に偏平多穴管を採用することで、第１熱源側熱交換器１０１の熱交換効率を向上させ、メイン熱交換器として機能させることが可能となる。
なお、上記のような伝熱管の流路容積や水力相当直径の関係となっていれば、第１熱源側熱交換器１０１を円管としてもよく、また、第２熱源側熱交換器１０２を偏平多穴管としてもよい。また、各熱源側熱交換器１０１、１０２における伝熱管１０３、１０４の本数およびパス数は特段限定されない。
第１熱源側熱交換器１０１と第２熱源側熱交換器１０２の各伝熱管１０３、１０４の断面配置は、被熱交換流体である空気の流通方向に平行に配置される碁盤目状の配置や、伝熱効率を向上させる千鳥状の配置などが採用可能である。
また、各伝熱管１０３、１０４の設置間隔であるピッチは、例えば第１熱源側熱交換器１０１の伝熱管１０３のピッチを狭くし、第２熱源側熱交換器１０２の伝熱管１０４のピッチを広くして伝熱管１０３の本数を伝熱管１０４の本数の２倍等とし、第１熱源側熱交換器１０１を容量の大きいメイン熱交換器として設計してもよい。
また、伝熱管１０３の内部表面積で規定される管内伝熱面積の総和を伝熱管１０４の管内伝熱面積の総和より大きくしてもよい。
第１熱源側熱交換器１０１と第２熱源側熱交換器１０２の各フィン１０５、１０６は、例えば、第１熱源側熱交換器１０１のフィン１０５のピッチを狭くし、第２熱源側熱交換器１０２のフィン１０６のピッチを広くしてフィン１０５の枚数をフィン１０６の枚数の２倍等とし、第１熱源側熱交換器１０１を容量の大きいメイン熱交換器として設計してもよい。さらに各フィン１０５、１０６の表面積の総和に差をつけ第１熱源側熱交換器１０１のフィン１０５の表面積を第２熱源側熱交換器１０２のフィン１０６の表面積より大きく、もしくは同等以上としてもよい。
なお、以上のような伝熱管１０３、１０４やフィン１０５、１０６の構成を適宜組み合わせることにより、第１熱源側熱交換器１０１を伝熱管の流路容積は小さいが熱交換容量の大きいメイン熱交換器とし、第２熱源側熱交換器１０２をメイン熱交換器をアシストするサブ熱交換器として機能させることが可能となる。
次に、実施の形態１に係る熱交換器を備えた冷凍サイクル装置を暖房モードで運転した場合の動作について説明する。
圧縮機２０１から送出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁２０２を通過し、利用側熱交換器２０３へ流入する。
利用側熱交換器２０３へ流入した冷媒は室内空気との熱交換により冷却され凝縮したのち、膨張弁２０４へ流入し、減圧される。
減圧された低温の冷媒は第１熱源側熱交換器１０１、第２熱源側熱交換１０２の順に流れ、室外空気により加熱されてガス冷媒となり、四方弁２０２を通って圧縮機２０１へ吸入される。
この暖房モードのときには、熱源側熱交換器１０１、１０２は蒸発器として使用され、冷媒は熱源側送風機２０６が送風する空気の流れ方向に対して第１熱源側熱交換器１０１から第２熱源側熱交換器１０２へ向けて並行して流れる。
次に熱源側熱交換器１０１、１０２内の冷媒状態について説明する。
図３は、実施の形態１に係る熱源側熱交換器を蒸発器として利用した際に伝熱管内に滞留する積算冷媒量を示した図である。
図４は、実施の形態１に係る熱源側熱交換器を蒸発器として利用した際に伝熱管内で生じる圧力損失を示した図である。
第１熱源側熱交換器１０１へ流入した冷媒は室外空気により加熱されるため、流れ方向に沿って乾き度が増大する。また、第２熱源側熱交換器１０２でも同様に、冷媒は流れ方向に沿って乾き度が増大する。よって、冷媒の密度は流れ方向に沿って徐々に小さくなる。
ここで、上記のように熱源側熱交換器１０１、１０２は、第１熱源側熱交換器１０１の各伝熱管１０３の流路容積の総和を、第２熱源側熱交換器１０２の各伝熱管１０４の流路容積の総和よりも小さい値としている。
よって、実施の形態１に係る熱源側熱交換器１０１、１０２を蒸発器として利用したときの熱交換器入口からの伝熱管１０３、１０４内の積算冷媒量は、図３の［３］の曲線に示すようになる。
第１熱源側熱交換器１０１に流入した冷媒は乾き度が小さく冷媒密度が大きいが、各伝熱管１０３の流路容積の総和が第２熱源側熱交換器１０２に比べて相対的に小さくなっているので、各伝熱管１０３に内に滞留する冷媒量を少なくすることができる。
また、第２熱源側熱交換器１０２に冷媒が流入し、各伝熱管１０４の流路容積の総和が第１熱源側熱交換器１０１に比べて相対的に大きくなっても、冷媒の乾き度が大きくなり冷媒密度が小さくなっているので、伝熱管１０４内に滞留する冷媒量の積算増加率を小さくすることができる。
したがって、熱源側熱交換器１０１、１０２内に滞留する冷媒量を全体として抑制することができる。
なお、図３の［１］の曲線は、第１熱源側熱交換器１０１の伝熱管１０３に第２熱源側熱交換器１０２の伝熱管１０４の構成を採用し、第１熱源側熱交換器１０１の伝熱管１０３の流路容積の総和を第２熱源側熱交換器１０２の伝熱管１０４と同等に大きい値とした場合の積算冷媒量である。
また、図３［２］の曲線は、第１熱源側熱交換器１０１の伝熱管１０３と第２熱源側熱交換器１０２の伝熱管１０４の構成を入れ替え、第２熱源側熱交換器１０２の各伝熱管１０４の流路容積の総和を、第１熱源側熱交換器１０１の各伝熱管１０３の流路容積の総和よりも小さい値とした場合の積算冷媒量である。
図３［４］の曲線は、第２熱源側熱交換器１０２の伝熱管１０４に第１熱源側熱交換器１０１の伝熱管１０３の構成を採用し、第２熱源側熱交換器１０２の伝熱管１０４の流路容積の総和を第１熱源側熱交換器１０１の伝熱管１０３と同等に小さい値とした場合の積算冷媒量である。
また、冷媒が流通する際の伝熱管内の圧力損失は、乾き度の増大に伴って増大するが、乾き度が大きくなる第２熱源側熱交換器１０２の各伝熱管１０４の水力相当直径（等価直径）の総和を第１熱源側熱交換器１０１の各伝熱管１０３の水力相当直径（等価直径）の総和よりも大きくしているため、図４の［３］の曲線に示すように影響の大きい第２熱源側熱交換器１０２の各伝熱管１０４での圧力損失の増大を抑制することができる。
したがって、熱源側熱交換器１０１、１０２の各伝熱管１０３、１０４での冷媒の圧力損失を全体として抑制することができる。
なお、比較として記載した図４の［１］の曲線は、第１熱源側熱交換器１０１の伝熱管１０３に第２熱源側熱交換器１０２の伝熱管１０４の構成を採用し、第１熱源側熱交換器１０１の伝熱管１０３の水力相当直径の総和を第２熱源側熱交換器１０２の伝熱管１０４と同等に大きい値とした場合の圧力損失である。
また、図３［２］の曲線は、第１熱源側熱交換器１０１の伝熱管１０３と第２熱源側熱交換器１０２の伝熱管１０４の構成を入れ替え、第２熱源側熱交換器１０２の各伝熱管１０４の流路容積の総和を、第１熱源側熱交換器１０１の各伝熱管１０３の水力相当直径の総和よりも小さい値とした場合の圧力損失である。
図３［４］の曲線は、第２熱源側熱交換器１０２の伝熱管１０４に第１熱源側熱交換器１０１の伝熱管１０３の構成を採用し、第２熱源側熱交換器１０２の伝熱管１０４の水力相当直径の総和を第１熱源側熱交換器１０１の伝熱管１０３と同等に小さい値とした場合の圧力損失である。
また、第１熱源側熱交換器１０１と第２熱源側熱交換器１０２の圧力損失を更に低減させたい場合は、第１熱源側熱交換器１０１の上流側に分配器を設けて複数の伝熱管１０３に分岐させて冷媒を流し伝熱管を多パス化して、伝熱管内を流れる冷媒速度を低下させるとよい。
次に、実施の形態１に係る熱交換器を備えた冷凍サイクル装置を冷房モードで運転した場合の動作について説明する。
図５は、実施の形態１に係る熱交換器を熱源機に実装し冷房運転を行う冷媒回路を示す図である。
圧縮機２０１から送出された高温高圧のガス冷媒は、四方弁２０２を通過し、熱源側熱交換器１０１、１０２へ流入する。
熱源側熱交換器１０１、１０２へ流入した冷媒は室外空気との熱交換により冷却され凝縮したのち、膨張弁２０４へ流入し、減圧される。
減圧された低温の冷媒は利用側熱交換器２０３に流入し、室内空気により加熱されてガス冷媒となり、四方弁２０２を通って圧縮機２０１へ吸入される。
この冷房モードのときには、熱源側熱交換器１０１、１０２は凝縮器として使用され、冷媒は熱源側送風機２０６が送風する空気の流れ方向に対して第２熱源側熱交換器１０２から第１熱源側熱交換器１０１へ向けて対向して流れる。
次に熱源側熱交換器１０１、１０２内の冷媒状態について説明する。
図６は、実施の形態１に係る熱源側熱交換器を凝縮器として利用した際に伝熱管内に滞留する積算冷媒量を示した図である。
図７は、実施の形態１に係る熱源側熱交換器を凝縮器として利用した際に伝熱管内で生じる圧力損失を示した図である。
第２熱源側熱交換器１０２へ流入した冷媒は室外空気により冷却されるため、流れ方向に沿って乾き度が減少する。また、第１熱源側熱交換器１０１でも同様に、冷媒は流れ方向に沿って乾き度が減少する。よって、冷媒の密度は流れ方向に沿って徐々に大きくなる。
ここで、上記のように熱源側熱交換器１０１、１０２は、第１熱源側熱交換器１０１の各伝熱管１０３の流路容積の総和を、第２熱源側熱交換器１０２の各伝熱管１０４の流路容積の総和よりも小さい値としている。
よって、実施の形態１に係る熱源側熱交換器１０１、１０２を凝縮器として利用したときの熱交換器入口からの伝熱管１０３、１０４内の積算冷媒量は、図６の［３］の曲線に示すようになる。
第２熱源側熱交換器１０２に流入した冷媒は、冷媒の乾き度が大きく冷媒密度が小さいため、各伝熱管１０４の流路容積の総和が第１熱源側熱交換器１０１に比べて相対的に大きくなっても、伝熱管１０４内に滞留する冷媒量を小さくすることができる。
その後第１熱源側熱交換器１０１に流入した冷媒は乾き度が小さくなり冷媒密度が大きくなっているが、各伝熱管１０３の流路容積の総和が第２熱源側熱交換器１０２に比べて相対的に小さくなっているので、各伝熱管１０３に内に滞留する冷媒量を少なくすることができる。
したがって、熱源側熱交換器１０１、１０２内に滞留する冷媒量を全体として抑制することができる。
なお、図６における［１］、［２］、［４］の曲線は、図３の説明で記載した熱源側熱交換器１０１、１０２の各伝熱管１０３、１０４と同様の構成で、比較のために示したものである。
また、冷媒が流通する際の伝熱管内の圧力損失は、乾き度の増大に伴って増大するが、乾き度が大きくなる第２熱源側熱交換器１０２の各伝熱管１０４の水力相当直径（等価直径）の総和を第１熱源側熱交換器１０１の各伝熱管１０３の水力相当直径（等価直径）の総和よりも大きくしているため、図７の［３］の曲線に示すように影響の大きい第２熱源側熱交換器１０２の各伝熱管１０４での圧力損失の増大を抑制することができる。
したがって、熱源側熱交換器１０１、１０２の各伝熱管１０３、１０４での冷媒の圧力損失を全体として抑制することができる。
なお、図７における［１］、［２］、［４］の曲線は、図４の説明で記載した熱源側熱交換器１０１、１０２の各伝熱管１０３、１０４と同様の構成で、比較のために示したものである。
また、第１熱源側熱交換器１０１と第２熱源側熱交換器１０２の圧力損失を更に低減させたい場合は、第２熱源側熱交換器１０２の上流側に分配器を設けて複数の伝熱管１０４に分岐させて冷媒を流し伝熱管を多パス化して、伝熱管内を流れる冷媒速度を低下させるとよい。
なお、第１熱源側熱交換器１０１と第２熱源側熱交換器１０２と利用側熱交換器２０３を構成する伝熱管１０３、１０４及びフィン１０５、１０６の材質をともにアルミニウム製、もしくはアルミニウム合金製とすることで、異種金属間で発生する腐食を抑えることができ、また、軽量化を図ることができる。
また、実施の形態１の例では熱源側熱交換器１０１、１０２に第１熱源側熱交換器１０１と第２熱源側熱交換器１０２の２列の熱交換器の構成を適用したが、利用側熱交換器２０３にこの２列の熱交換器の構成を採用することが可能である。
実施の形態１に係る熱源側熱交換器１０１、１０２は、上記のような伝熱管の構成を採用したため、伝熱管内に滞留する冷媒量を削減するとともに、熱交換器全体としての伝熱管の圧力損失を低減することが可能となる。
実施の形態２．
次に実施の形態２に係る熱交換器ついて図８を用いて説明する。
実施の形態２に係る熱交換器の構成は、基本的に実施の形態１に係る第１熱源側熱交換器１０１と第２熱源側熱交換器１０２の伝熱管１０３、１０４の構成を備えているため、相違点のみを説明する。
図８は実施の形態２に係る熱交換器を室外機に適用した概要図である。
実施の形態２では、熱交換器を被熱交換流体の流通方向に３列設置した場合を示し、第１熱源側熱交換器１０１を２列とするとともにＬ型形状とし、第２熱源側熱交換器１０２を１列とするとともに平面形状としている。また、第２熱源側熱交換器１０２の幅寸法を第１熱源側熱交換器１０１の直線部分の幅寸法よりも小さくしている。なお、第２熱源側熱交換器１０２の高さ寸法を第１熱源側熱交換器１０１の高さ幅寸法よりも小さくしても良い。
この構成によれば、第２熱源側熱交換器１０２を平面形状としているため、伝熱管の曲げによる加工費を削減することができる。
また実施の形態１と同様に熱源側熱交換器１０１、１０２は、上記のような伝熱管の構成を採用したため、伝熱管内に滞留する冷媒量を削減するとともに、熱交換器全体としての伝熱管の圧力損失を低減することが可能となる。
以上、実施の形態１及び実施の形態２について説明したが、本発明は各実施の形態の説明に限定されない。例えば、各実施の形態の全て又は一部を組み合わせることも可能である。
１０１ 第１熱源側熱交換器、１０２ 第２熱源側熱交換器、１０３ 伝熱管、１０４ 伝熱管、１０５ フィン、１０６ フィン ２０１ 圧縮機、２０２ 四方弁、２０３ 利用側熱交換器、２０４ 膨張弁、２０５ 利用側送風機、２０６ 熱源側送風機。

Claims (9)

  1. 熱交換流体の上流側に配置した第１熱交換器と、前記熱交換流体の下流側に配置した第２熱交換器とを熱媒体が流通する流路にて直列に接続した熱交換器であって、
    蒸発器として機能する場合に、前記熱交換流体と並行流となるよう前記第１熱交換器から前記第２熱交換器に前記熱媒体が流通し、
    凝縮器として機能する場合に、前記熱交換流体と対向流となるよう前記第２熱交換器から前記第１熱交換器に前記熱媒体が流通し、
    前記第１熱交換器が備える第１伝熱管の流路容積の総和は、前記第２熱交換器が備える第２伝熱管の流路容積の総和よりも小さく、かつ、前記第１伝熱管の設置間隔は、前記第２伝熱管の設置間隔より短い長さであり、前記第１伝熱管の管内伝熱面積の総和は、前記第２伝熱管の管内伝熱面積の総和より広い面積であり、
    前記第１熱交換器のフィンのピッチを前記第２熱交換器のフィンのピッチよりも狭くすることで、前記第１熱交換器は前記第２熱交換器よりもフィンの枚数を多く備えている熱交換器。
  2. 前記第１熱交換器が備える第１伝熱管の断面積の総和は、前記第２熱交換器が備える第２伝熱管の断面積の総和よりも小さい請求項１に記載の熱交換器。
  3. 前記第１熱交換器が備える第１伝熱管の水力相当直径の総和は、前記第２熱交換器が備える第２伝熱管の水力相当直径の総和よりも小さい請求項１に記載の熱交換器。
  4. 前記第１伝熱管は扁平多穴管であり、前記第２伝熱管は円管である請求項１〜３のいずれか１項に記載の熱交換器。
  5. 前記第１熱交換器の備えるフィンの表面積は、前記第２熱交換器の備えるフィンの表面積より広い面積である請求項１〜４のいずれか１項に記載の熱交換器。
  6. 前記第１伝熱管及び前記第２伝熱管の断面配置は、前記熱交換流体の流通方向に対して重ならないように千鳥状となっている請求項１〜５のいずれか１項に記載の熱交換器。
  7. 前記第１熱交換器をＬ形断面形状とし、前記第２熱交換器を平面形状として、前記第１熱交換器と前記第２熱交換器とを前記熱交換流体の流通方向に対して重ねて配置した請求項１〜６のいずれか１項に記載の熱交換器。
  8. 前記第１熱交換器と前記第２熱交換器とが備えるフィン及び前記第１伝熱管と前記第２伝熱管の材質をともにアルミニウム製とした請求項１〜７のいずれか１項に記載の熱交換器。
  9. 少なくとも利用側熱交換器と熱源側熱交換器との一方に請求項１〜８のいずれか１項に記載の熱交換器を使用した冷凍サイクル装置。
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