JPWO2013132679A1 - 熱交換器および冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

複数の流体通路を連通しても、圧力損失を低減することができ、かつ各流路への均等分配を実現し、熱交換器の性能低下を抑制することができる熱交換器を得る。熱交換器１０ａは、伝熱ブロック４を貫通する複数行の第１流体流路１と、第１流体流路１に平行に形成され、伝熱ブロック４を貫通する複数行の第２流体流路２ａと、伝熱ブロック４内に形成され、第２流体流路２ａの全てを連通する横穴３ａと、を有し、横穴３ａが第２流体流路２ａに垂直であって、前記横穴が、第２流体流路の流路断面積Ａ、相当直径ｄ、長さＬ、横穴の流路断面積Ａｙ、相当直径ｄｙ、相当長さＬｙとしたとき、Ｌ／Ａ２ｄ＞Ｌｙ／Ａｙ２ｄｙとなるような直径及び数で形成され、前記横穴は前記第２流体流路をすべて連通し、前記第１流体流路と隣接する前記第２流体流路の間の前記伝熱ブロック部分にははみ出さない。

Description

本発明は熱交換器および冷凍サイクル装置、特に、高温流体が流れる第１流体流路および低温流体が流れる第２流体流路を伝熱ブロック内に有する熱交換器と、該熱交換器を装備した冷凍サイクル装置に関する。

従来、ヒートポンプ式冷凍・空調システムとして、蒸気圧縮式冷凍回路で構成されるものが利用されている。冷凍回路内には、第１流体と第２流体との間で熱交換を行う熱交換器が備えられている。
熱交換器は、第１流体が流れる第１流体流路と第２流体が流れる第２流体流路とが同一ブロック（固体）内に略平行に配置され、それぞれにおいてそれぞれの流体を互いに同一方向に流したり（以下「並行」あるいは「並行流」と称す）、あるいは互いに反対方向に流したりして（以下「対向」あるいは「対向流」と称す）、両者の間で熱交換を行う。
例えば、第１流体を「水」、第２流体を「Ｒ４１０ａ」にして、低温低圧の水と高温高圧のＲ４１０ａとの間で熱交換を行うことで、水を加熱する（このとき、Ｒ４１０ａは冷却される）。
そして、熱交換器を高性能化・小型化する手段の一つとして、第１流体流路または第２流体流路を細径にしている。細径化を行うことにより、熱交換器の単位体積あたりの伝熱面積を増大させることが可能となり、高伝熱化が実現可能となる。
また、同一ブロック（固体）内に第１流体流路および第２流体を有するものではなく、一方の流路のみをブロック内に形成し、当該ブロックを他方の流路内に配置するもので、ブロック内に形成された流路の細径化を図ったものとして、扁平状の断面に、流体が流れる複数の流路の列を一体で押出成形した熱交換用チューブが知られている（例えば、特許文献１参照）。

特開２０００−２３４８８１号公報（第３−４頁、図２）

特許文献１に開示された発明は、ブロックが他方の流路内に配置されるため、他方の流路の上流側に位置するブロック内の流路と、他方の流路の下流側に位置するブロック内の流路とでは、温度差（熱交換量に差）があることから、上流側に位置するブロック内の流路から下流側に位置するブロック内の流路を連通する横穴を設け、ブロック内の流路間の流体温度の差を緩和している。
このため、流体を各流路へ分配して混合するために横穴を開ける必要がある。横穴の直径は流路の高さにより制限されるため、横穴３ａ部分において流路断面積が縮小し、当該ブロック内で流路が拡大・縮小を繰り返すことで圧力損失が増大するといった問題があった。 すなわち、流路断面積が異なる（ヘッダー断面積が小さい）ことから、ヘッダー部で流体の流速が増加するため、圧力損失が増大し、その繰り返しによって熱交換器の圧力損失が増大する。
そして、特許文献１に開示された発明を、同一ブロック（固体）内に第１流体流路および第２流体を有する熱交換器に適用した場合、同様の問題があった。特に、特許文献１に開示された発明は、第１流体流路及び第２流体通路の組み合わせが１段であるものの、熱交換器が多段で構成された場合には、一方の段から他方の段への流体の流れ込みがあるため、ヘッダー部を通過する回数が増大する。このため、結果として、流路断面積が拡大・縮小を繰り返すということになり、熱交換器の圧力損失が増大する。
また、流体を各流路へ分配する際に、熱交換器に流入する流体の条件、特に気体と液体が混在する気液二相の状態において、流路ごとの気体と液体の流入する比率が異なる、つまり不均等分配が生じ、熱交換器の性能が悪化する。

本発明は、前記問題を解消するものであって、複数の流体流路を連通しても、圧力損失を低減することができ、かつ各流路への均等分配を実現し、熱交換器の性能低下を抑制することができる熱交換器と、該熱交換器を装備する冷凍サイクル装置を得るものである。

本発明に係る熱交換器は、伝熱ブロック内の平面である第１面に互いに平行に形成され、該伝熱ブロックを貫通する複数行の第１流体流路と、前記伝熱ブロック内で前記第１面に平行な第２面において前記第１流体流路に平行に形成され、該伝熱ブロックを貫通する複数行の第２流体流路と、前記伝熱ブロック内に形成され、前記第２流体流路の全てを連通する横穴と、を有し、前記横穴が前記第２流体流路に垂直であって、前記横穴が第２流体流路の流路断面積Ａ、相当直径ｄ、長さＬ、横穴の流路断面積Ａ_ｙ、相当直径ｄ_ｙ、相当長さＬ_ｙとしたとき、Ｌ／ Ａ^２ｄ＞Ｌ_ｙ／Ａ_ｙ ^２ｄ_ｙとなるような直径及び数で形成され、前記横穴は前記第２流体流路をすべて連通し、前記第１流体流路と隣接する前記第２流体流路の間の前記伝熱ブロック部分にははみ出さないことを特徴とする。

本発明に係る熱交換器は、前記構成であるから、横穴の断面積を最適設計することができるため、圧力損失を抑えることができ、かつ均等分配により、熱交換器の性能低下を抑制することができる。

本発明の実施の形態１に係るＡタイプの熱交換器を説明する断面図。 本発明の実施の形態１に係るＢタイプおよびＣタイプの熱交換器をそれぞれ説明する断面図。 本発明の実施の形態２に係るＤタイプの熱交換器を説明する断面図。 本発明の実施の形態２に係るＥタイプの熱交換器を説明する断面図。 発明の実施の形態２に係るＦタイプの熱交換器をそれぞれ説明する断面図。 本発明の実施の形態３に係るＨタイプおよびＩタイプの熱交換器を説明する断面図。 本発明の実施の形態４に係るＪタイプの熱交換器を説明する断面図。 本発明の実施の形態５に係るＫタイプ、ＬタイプおよびＭタイプの熱交換器を説明する断面図。 本発明の実施の形態７に係る冷凍サイクル装置を説明するヒートポンプ式暖房システムを示す機器の構成図。 本発明の実施の形態８に係る冷凍サイクル装置を説明するヒートポンプ式給湯システムを示す機器の構成図。 本発明の実施の形態６に係る冷凍サイクル装置を説明するために参照したＢａｋｅｒ線図。

［実施の形態１］
図１および図２は本発明の実施の形態１に係る熱交換器を模式的に説明するものであって、図１の（ａ）はＡタイプの長手方向に垂直な断面における断面図、図１の（ｂ）はＡタイプの長手方向に平行な断面における断面図、図２の（ａ）はＢタイプの断面図、図２の（ｂ）はＢタイプの長手方向に平行な断面における断面図、図２の（ｃ）はＣタイプの断面図、図２の（ｄ）はＣタイプの長手方向に平行な断面における断面図である。なお、各図において、同じ部分または対応する部分には同じ符号（数字部分）を付し、一部の説明を省略する。また、共通する内容を説明する場合に、符号の添え字（ａ、ｂ・・・）を省略することがある（実施の形態２〜５においても同様）。

（Ａタイプ）
図１の（ａ）および（ｂ）において、Ａタイプの熱交換器１０ａは、伝熱ブロック４に配置された複数行（例えば４行）の第１流体流路１と、第１流体流路１と流れる方向が並行になるように配置された複数行（例えば４５行）の第２流体流路２ａと、第２流体流路２ａに垂直で、第２流体流路２ａの全てを互いに連通するように形成された１列の横穴３ａとを有している。

（第１流体流路、第２流体流路）
第１流体流路１は平面である第１面４１に配置され、互いに平行に複数行が配置され、断面円形を呈している。
また、第２流体流路２ａは、第１流体流路１に平行であって、第１面４１に略平行な平面である第２面４２ａに配置された複数行（例えば１５行）の第２流体流路２１ａと、第１面４１に略平行な第２面４２ｂに配置された複数行（例えば１５行）の第２流体流路２１ｂと、第１面４１に略平行な第２面４２ｃに配置された複数行（例えば１５行）の第２流体流路２１ｃと、を総称するものである。すなわち、第２流体流路２ａは、３層にそれぞれ１５行ずつ配置され、断面矩形を呈している。
なお、第１流体流路１および第２流体流路２ａの軸方向を「長手方向」と称している。
また、以上は、第１流体流路１の断面形状が円形、第２流体流路２ａの断面形状が矩形のものを示しているが、本発明はこれに限定するものではなく、それぞれの断面形状は任意に設定することができるものである。

（横穴）
横穴３ａは、第２流体流路に垂直であり、複数行（例えば４５行）の第２流体流路を互いに連通するものであるが、第１流体流路１に隣接する第２流体流路２１ａとの間に形成された伝熱ブロック４には、はみ出さない。また、横穴３ａは流入する流体の質量速度、横穴の長さ、第２流体流路の寸法及び数に応じて、横穴３ａの直径及び数を決定することにより、圧力損失を低減することができる。伝熱ブロックの長手方向に第２流体が通過する際、冷媒の密度ρ、流速ｖ（「ｖ=Ｇ／ρ×１／Ａ」、Ｇ：質量速度、Ａ：流路断面積）、圧力損失係数λ、第２流体流路の相当直径ｄ（「ｄ=４Ｓ／Ｌ’」、Ｓ：総断面積、Ｌ’：濡れぶち長さ）、第２流体流路の長さＬとしたとき、圧力損失ΔＰは「ΔＰ=λ×Ｌ／ｄ×ｖ^２／２×ρ」となる。
同様に横穴３ａを通過する際、圧力損失ΔＰ_ｙは横穴３ａ部分での流速ｖ_ｙとすると、「ΔＰ_ｙ=λ_ｙ×Ｌ_ｙ／ｄ_ｙ×ｖ_ｙ ^２／２×ρ」となる。横穴３ａ部分での圧力損失が、伝熱ブロックの長手方向に通過する際に生じる圧力損失よりも小さくなるような横穴の直径及び数を選定することが望ましい。「ΔＰ＞ΔＰ_ｙ」となる、つまり「Ｌ／ Ａ^２ｄ＞Ｌ_ｙ／Ａ_ｙ ^２ｄ_ｙ」となるような横穴３ａの直径及び数を選定することが望ましい。
具体例として、図１のような第２流体流路が３層に、寸法１ｍｍ×１ｍｍで１５行で、配置され、かつ伝熱ブロックの長さが３００ｍｍ、横穴の長さが２５ｍｍの場合、「Ｌ／Ａ^２ｄ＝０．３／（４．５×１０^-５）^２×０．００１＝１．４８×１０^１１＞Ｌ_ｙ／Ａ_ｙ ^２ｄ_ｙ」を満足する横穴３ａの直径及び数にすることが好ましく、「ｄ_ｙ＞０．００３」つまり３ｍｍ以上の直径をもつ横穴３ａにすることが望ましい。なお、上記の範囲以外の流路断面積である場合、横穴部での圧力損失が増大し、熱交換器の性能劣化を引き起こすため、好ましくない。
なお、横穴３ａは、伝熱ブロック４の一方の側面４４から、機械加工（ドリル）あるいは塑性加工（ポンチ）等によって穿孔されたものであるが、本発明は、その形成方法を限定するものではない。

（作用効果）
上記のように構成された熱交換器１０ａにおいては、次のような作用効果が得られる。
前記範囲内の流路断面積を持つ横穴３ａは、従来の熱交換器のような１層分の直径を持つ横穴（特許文献１参照）よりも大きくなるため、流体が熱交換器１０ａを通過する際に、横穴３ａ部分での流路の拡大・縮小の影響が小さくなる。すなわち、横穴３ａがヘッダー部として機能するため、横穴３ａにおける圧力損失、つまり熱交換器１０ａでの圧力損失を低減することとなる。
よって、横穴３ａの直径Ｄａを拡大するために第２流体流路２ａを複数層に渡るように構成したことにより、第２流体流路２ａの伝熱面積が増大している。従って、熱交換性能の向上を図ることが可能となる。
特に、熱交換器が多段で構成される場合には、一方の段から他方に段への第２流体の流れ込みがあり、横穴３ａ（ヘッダー部に相当する）を通過する回数が増大するため、流路断面積が拡大・縮小を繰り返すものの、熱交換器１０ａでは横穴３ａの流路断面積が大きいことから、圧力損失を低減する効果が顕著になる。
前記範囲内の流路断面積の直径Ｄａを持つ横穴３ａは、従来の熱交換器のような１層で同等直径を持つように伝熱ブロックの厚みを増大させた場合と比較して、第１流体流路１との距離を短くすることができるため、熱交換性能を向上させることが可能となる。
前記範囲内の流路断面積の直径Ｄａを持つ横穴３ａは、第１流体流路１に隣接する第２流体流路２１ａとの間に形成された伝熱ブロック４には、はみ出さないように構成されるため、第１流体流路１と第２流体流路２１ａとの距離を短くすることができるため、熱交換性能を向上させることが可能となる。
また、横穴３ａは、第１流体流路１から最も遠い側にある第２流体流路２１ｃから外側の伝熱ブロック４の部分にも、はみ出さないように構成される。つまり、複数の層をなすように配列された第２流体流路２ａに対して横穴３ａの高さは第２流体流路２ａの最下層から最上層までの範囲に収まるようにされている。このようにすることで、伝熱ブロック４の厚みを薄くすることができる。また、第１流体流路１の層、第２流体流路２ａの層、第１流体流路１の層、のように積層した場合、間に挟まれた第２流体流路２ａの層が上下の第１流体流路１の層に近接して配置できるようになり熱交換性能を向上させることができる。
なお、伝熱ブロック４の形成方法は限定するものではないが、例えば、一体押し出し加工によって形成すれば、第１流体流路１の行数や第１面４１の数の増減、あるいは第２流体流路の行数や第２面４２の数の増減が容易になるから、横穴３ａの流路断面積を最適設計することができる。

なお、熱交換器１０ａは、伝熱ブロック４の一方の側面４４において、横穴３ａには配管接続のための管継手（例えば、チューブ等、図示しない）が、ろう付けによって取り付けられている。したがって、かかる管継手にシステム（例えば、給湯システム等）の配管を接続することで、熱交換器１０ａの使用が可能となる。このとき、第２流体流路２ａの長手方向の両端は閉塞される。
また、伝熱ブロック４の一方の側面４４における横穴３ａに蓋を設置して、当該開口部を閉塞してもよい。このとき、第２流体流路２ａの長手方向の両端はシステム（例えば、給湯システム等）の配管に接続される（管継手を介して直接的に、または外付けヘッダー部を介して間接的に接続される）。

また、第１流体流路１を流れる流体（第１流体）および第２流体流路２ａを流れる流体（第２流体）は限定されるものではなく、第１流体として水道水、蒸留水及びブラインなどの水を用い、第２流体として、Ｒ４１０ａの他に、フロン系冷媒及び炭化水素などの自然冷媒及びそれらの混合物を用いても良い。
さらに、第１流体流路１を流れる流体の流れ方向と第２流体流路２ａを流れる流体の流れ方向とは、並行であっても対向であってもよい。

（Ｂタイプ）
図２の（ａ）および（ｂ）において、Ｂタイプの熱交換器１０ｂは、伝熱ブロック４に配置された４行の第１流体流路１と、５層で１５行（合計７５行）の第２流体流路２ｂと、第２流体流路２ｂに垂直で、第２流体流路２ｂを互いに連通するように形成された１列の横穴３ｂとを有している。
このとき、熱交換器１０ｂは、第１面４１に略平行な第２面４２ｄ、４２ｅにそれぞれ配置された複数行（例えば１５行）の第２流体流路２１ｄ、２１ｅと、をＡタイプの熱交換器１０ａに追加したものに同じである。このとき、横穴３ｂの内径Ｄｂは、５層の第２流体流路２ｂに跨がるため、大きな値になっている。

（Ｃタイプ）
図２の（ｃ）および（ｄ）において、Ｃタイプの熱交換器１０ｃは、伝熱ブロック４に配置された４行の第１流体流路１と、２層で１５行（合計３０行）の第２流体流路２ｃと、第２流体流路２ｃに垂直で、第２流体流路２ｃを互いに連通するように形成された１列の横穴３ｃとを有している。このとき、横穴３ｃの内径Ｄｃは、２層の第２流体流路２ｃに跨がるだけでよいため、小さな値になっている。

熱交換器を流れる流体が相変化を伴う場合、同一質量速度においては、液体、気液二相、気体の順に流体の速度は速くなる。圧力損失を低減するためには、冷媒の状態つまり冷媒の速度に応じて横穴の径を設計する必要がある。流体の状態に伴う速度変化に応じて、横穴３の径を大きくする（Ａタイプ〜Ｃタイプを使い分ける）といった構成である。
また、それぞれのタイプを使い分けることによって、第２流体流路２内の圧力損失の低減を図ることができる。
なお、以上は、説明の便宜上、Ａタイプ〜Ｃタイプと称したものであって、第１流体流路１の行数、第２流体流路２の層数、その各層における行数を限定するものではない。
なお、以上は、説明の便宜上、横穴３の直径を、第２流体流路２１ａと第２流体流路２１ｃとを跨ぐことができる直径Ｄａとしたが、第２流体流路２１ａと第２流体流路２１ｃとを跨ぐことができるのであれば、直径Ｄａより小径で構成してもかまわない。

［実施の形態２］
図３〜図５は本発明の実施の形態２に係る熱交換器を模式的に説明するものであって、図３の（ａ）はＤタイプの長手方向に垂直な断面における断面図、図３の（ｂ）はＤタイプの長手方向に平行な断面における断面図、図４の（ａ）はＥタイプの断面図、図４の（ｂ）はＥタイプの長手方向に平行な断面における断面図、図５の（ａ）はＦタイプの断面図、図５の（ｂ）はＦタイプの長手方向に平行な断面における断面図である。なお、実施の形態１と同じ部分または相当する部分には同じ符号を付し、一部の説明を省略する。

（Ｄタイプ）
図３の（ａ）および（ｂ）において、Ｄタイプの熱交換器１０ｄは、伝熱ブロック４に配置された４行の第１流体流路１と、２層で１５行の第２流体流路２ｄと、第２流体流路２ｄを互いに連通する長方形状の横穴３ｄとを有している。
このとき、横穴３ｄは、第２流体流路２ｄの高さを持ち、長手方向に長辺を持ち、第２流体流路２ｄに垂直に設けられている。その他の構成及び動作に関しては、実施の形態１と同様である。
上記のように構成された熱交換器１０ｄにおいては、次のような作用効果が得られる。
すなわち、長方形状の横穴３ｄを持つ熱交換器１０ｄは、横穴３ｄにおける流路断面積が円形の場合に比較して増大するため、流路の拡大・縮小の影響が小さくなる。そのため、横穴３ｄにおける圧力損失、つまり熱交換器１０ｄでの圧力損失が低減されることになる。
長辺の長さは、冷媒の分配性能が良好になるような長さで設計される。そのため、分配性能の悪化に伴う、熱交換器の性能劣化を抑制することができる。
また、横穴３ｄを長方形状にて設けることにより、伝熱ブロック４の厚みを抑える（増加させない）ため、熱交換器の薄型化によるコンパクト化及び材料費の削減を図ることが可能となる。
長方形状の横穴３ｄは、円形で横穴３ｄを構成した場合と比較して、断面積が増大しているため、円形で横穴３ｄを構成した場合と比較して、そこに充填されていた使用部材の材料費の削減を図ることが可能となる。
なお、以上は、横穴３ｄの長辺を長手方向としたが、長手方向に短辺を持つような構成であってもかまわない。

（Ｅタイプ）
図４の（ａ）および（ｂ）において、Ｅタイプの熱交換器１０ｅは、伝熱ブロック４に配置された４行の第１流体流路１と、２層で１５行の第２流体流路２ｅと、第２流体流路２ｅを互いに連通する楕円形状の横穴３ｅとを有している。
このとき、横穴３ｅは、第２流体流路２ｅの高さを持ち、長手方向に長辺を持ち、第２流体流路２ｅに垂直に設けられている。その他の構成及び動作に関しては、実施の形態１と同様である。
上記のように構成された熱交換器１０ｅにおいては、次のような作用効果が得られる。
すなわち、楕円形状の横穴３ｅを持つ熱交換器１０ｅは、横穴３ｅにおける流路断面積が円形の場合に比較して増大するため、流路の拡大・縮小の影響が小さくなる。そのため、横穴３ｅにおける圧力損失、つまり熱交換器１０ｅでの圧力損失が低減されることになる。
長辺の長さは、冷媒の分配性能が良好になるような長さで設計される。そのため、分配性能の悪化に伴う、熱交換器の性能劣化を抑制することができる。
また、横穴３ｅを楕円形状にて設けることにより、伝熱ブロック４の厚みを抑える（増加させない）ため、熱交換器の薄型化によるコンパクト化及び材料費の削減を図ることが可能となる。
楕円形状の横穴３ｅは、円形で横穴３ｄを構成した場合と比較して、断面積が増大しているため、円形で横穴３ｄを構成した場合と比較して、そこに充填されていた使用部材の材料費の削減を図ることが可能となる。
また、Ｅタイプの熱交換器１０ｅは、Ｄタイプの熱交換器１０ｄにおける１列の長方形状の横穴３ｄを、楕円形状にしたものである。横穴３ｅをエンドミル等の機械加工によって形成することが容易になる。
なお、以上は、横穴３ｅの長辺を長手方向としたが、長手方向に短辺を持つような構成であってもかまわない。

（Ｆタイプ）
図５の（ａ）および（ｂ）において、Ｆタイプの熱交換器１０ｆは、伝熱ブロック４に配置された４行の第１流体流路１と、２層で１５行の第２流体流路２ｆと、第２流体流路２ｆを互いに連通する複数の横穴３ｆとを有している。
このとき、横穴３ｆは、第２流体流路２ｆの高さの直径を持ち、第２流体流路２ｆに垂直かつ流路の方向に複数列（例えば２列）設けられている。その他の構成及び動作に関しては、実施の形態１と同様である。
上記のように構成された熱交換器１０ｆにおいては、次のような作用効果が得られる。
すなわち、複数の横穴３ｆを持つ熱交換器１０ｆは、横穴３ｆにおける流路断面積が１個の場合に比較して増大するため、流路の拡大・縮小の影響が小さくなる。そのため、横穴３ｆにおける圧力損失、つまり熱交換器１０ｆでの圧力損失が低減されることになる。
また、横穴３ｆを複数列設けることにより、伝熱ブロック４の厚みを抑える（増加させない）ため、熱交換器の薄型化によるコンパクト化及び材料費の削減を図ることが可能となる。
長辺の長さは、冷媒の分配性能が良好になるような長さで設計される。そのため、分配性能の悪化に伴う、熱交換器の性能劣化を抑制することができる。
また、横穴３ｆを複数列設けることにより、伝熱ブロック４の厚みを抑える（増加させない）ため、熱交換器の薄型化によるコンパクト化及び材料費の削減を図ることが可能となる。
複数列の横穴３ｆは、単一円形で横穴３ｆを構成した場合と比較して、断面積が増大しているため、単一円形で横穴３ｆを構成した場合と比較して、そこに充填されていた使用部材の材料費の削減を図ることが可能となる。
また、Ｆタイプの熱交換器１０ｆは、Ｄタイプの熱交換器１０ｄにおける１列の長方形状の横穴３ｄを、複数列の円形で構成したものである。横穴３ｆをエンドミル等の機械加工によって形成することが容易になる。
さらに、横穴３ｆを複数列で構成することにより、長方形及び楕円形で構成した場合と比較して、耐圧性能を向上させることが可能となる。
なお、以上は、横穴３ｆを２列で構成したが、列数を限定するものではない。

［実施の形態３］
図６は本発明の実施の形態３に係る熱交換器を模式的に説明するものであって、図６の（ａ）はＨタイプの長手方向に垂直な断面における断面図、図６の（ｂ）はＨタイプの長手方向に平行な断面における断面図、図６の（ｃ）はＩタイプの長手方向に垂直な断面における断面図、図６の（ｄ）はＩタイプの長手方向に平行な断面における断面図である。なお、実施の形態１と同じ部分または相当する部分には同じ符号を付し、一部の説明を省略する。

（Ｈタイプ）
図６の（ａ）および（ｂ）において、Ｈタイプの熱交換器１０ｈは、伝熱ブロック４に１層で４行の第１流体流路１と、１層で５行の第２流体流路２１ａと、横穴３ｈと、第２流体流路２１ａに平行で、第１流体流路１とは反対側に配置されたスリット状空間５ｈと、を有している。すなわち、第２流体流路２１ａは、第１流体流路１とスリット状空間５ｈとに挟まれた形態を呈している。
このとき、スリット状空間５ｈは第２面４２ａに平行な第３面４３に配置され、横穴３ｈは、第２流体流路２１ａおよびスリット状空間５ｈに跨がるように形成され、第２流体流路２１ａからスリット状空間５ｈに横穴３ｈを経由して第２流体が流入しないよう、横穴３ｈを開けた部分のスリット状空間５ｈには、封止加工が施される。
すなわち、スリット状空間５ｈの所定の範囲に封止ブロック８１が液密的に設置され、横穴３ｈは封止ブロック８１の一部を貫通している。なお、封止加工の要領は、封止ブロック８１に限定されるものではない。
したがって、横穴３ｈは、側面視において、第２流体流路２１ａとスリット状空間５ｈとを覆う直径Ｄｈを有する円の略半分（半円）が、第１流体流路１と第２流体流路２１ａとを連通する流路として機能する。そして、その他の構成及び動作に関しては、実施の形態１と同様である。

上記のように構成された熱交換器１においては、次のような作用効果が得られる。
スリット状空間５ｈにより横穴３ｈの直径が拡大した熱交換器１０ｈは、横穴３ｈ部分での流路断面積（前記、半円状の連通部の面積）が増大するため、流路の拡大・縮小の影響が小さくなる。
そのため、横穴３ｈつまり熱交換器１０ｈにおける圧力損失を低減することとなる。また、スリット状空間５ｈを設けることにより、スリット状空間５ｈ部分が断熱層となり、第２流体流路２１ａから伝熱ブロック４の外への放熱を防ぐことにより、熱交換性能の向上を図ることが可能となる。
なお、以上は、横穴３ｈを断面円形で構成しているが、その形状は限定されるものではない。

（Ｉタイプ）
図６の（ｃ）および（ｄ）において、Ｉタイプの熱交換器１０ｉは、Ｈタイプの熱交換器１０ｈにおけるスリット状空間５ｈを、分割して複数のスリット状空間５ｉにしたものである。なお、断面長方形のスリット状空間５ｉを示しているが、本発明はこれに限定するものではなく、円形、楕円形あるいは正方形等の矩形であってもよい。
このとき、断面長方形のスリット状空間５ｉには、所定の範囲に封止ブロック８２が液密的に設置されている。
したがって、熱交換器１０ｉは熱交換器１０ｈと同様の作用効果が得られると共に、伝熱ブロック４のスリット状空間５ｉに近い側面４５の剛性が高まるから、熱交換器１０ｈと比較して伝熱ブロック４の方が変形し難くなる。
なお、伝熱ブロック４の形成方法は限定するものではないが、例えば、一体押し出し加工によって形成すれば、第１流体流路１の行数や第１面４１の数の増減、あるいは第２流体流路の行数や第２面４２の数の増減と共に、スリット状空間５ｉの形態を選定の自由度が増す。

［実施の形態４］
図７は本発明の実施の形態４に係る熱交換器を模式的に説明するものであって、（ａ）はＪタイプの長手方向に垂直な断面における断面図、（ｂ）はＪタイプの長手方向に平行な断面における断面図である。なお、実施の形態１と同じ部分または相当する部分には同じ符号を付し、一部の説明を省略する。

（Ｊタイプ）
図７の（ａ）および（ｂ）において、熱交換器１０ｊは、Ｉタイプの熱交換器１０ｉにおけるスリット状空間５ｉを、２層に設けたものである。
すなわち、スリット状空間５ｊは、第２面４２ａに平行な第３面４３ａに間歇配置された複数の下層スリット状空間５１ａと、第３面４３ａに平行な第３面４３ｂに間歇配置された複数の上層スリット状空間５１ｂと、から形成されている。下層スリット状空間５１ａおよび上層スリット状空間５１ｂは、それぞれ断面略正方形で、一対の下層スリット状空間５１ａに挟まれた範囲の上側に、上層スリット状空間５１ｂが配置され（一対の上層スリット状空間５１ｂに挟まれた範囲の下側に、下層スリット状空間５１ａが配置されているに同じ）、市松模様を呈している。
そして、下層スリット状空間５１ａおよび上層スリット状空間５１ｂの所定の範囲にそれぞれ封止ブロック８３ａおよび封止ブロック８３ｂが液密的に設置されている。
したがって、スリット状空間５ｊは、微細な流路である下層スリット状空間５１ａおよび上層スリット状空間５１ａによって構成されている点を除き、Ｈタイプの熱交換器１０ｈと同様であるから、熱交換器１０ｊは熱交換器１０ｈと同様の作用効果が得られる。
なお、伝熱ブロック４の形成方法は限定するものではないが、例えば、一体押し出し加工によって形成すれば、第１流体流路１の行数や第１面４１の数の増減、あるいは第２流体流路の行数や第２面４２の数の増減と共に、スリット状空間５ｊの形態を選定の自由度が増す。

［実施の形態５］
図８は本発明の実施の形態５に係る熱交換器を模式的に説明するものであって、（ａ）はＫタイプの長手方向に垂直な断面における断面図、（ｂ）はＫタイプの長手方向に平行な断面における断面図、（ｃ）はＬタイプの長手方向に垂直な断面における断面図、（ｄ）はＬタイプの長手方向に平行な断面における断面図、（ｅ）はＭタイプの長手方向に垂直な断面における断面図、（ｆ）はＭタイプの長手方向に平行な断面における断面図である。なお、実施の形態１と同じ部分または相当する部分には同じ符号を付し、一部の説明を省略する。

（Ｋタイプ）
図８の（ａ）および（ｂ）において、Ｋタイプの熱交換器１０ｋは、伝熱ブロック４に配置された４行の第１流体流路１と、６層で１５行（合計９０行）の第２流体流路２ｋと、第２流体流路２ｋに垂直で、第２流体流路２ｋを互いに連通するように形成された１列の横穴３ｋとを有している。
すなわち、熱交換器１０ｋは、Ｂタイプの熱交換器１０ｂに、第１面４１に略平行な第２面４２ｆに配置された複数行（例えば１５行）の第２流体流路２１ｆを追加したものと同じである。このとき、横穴３ｋの内径Ｄｋは、６層の第２流体流路２ｋに跨がるため、大きな値になっている。

（Ｌタイプ）
図８の（ｃ）および（ｄ）において、Ｌタイプの熱交換器１０ｌ（１０エル）は、Ｋタイプの熱交換器１０ｋにおける横穴３ｋを２条に分割したものである。すなわち、第２流体流路２１ａ〜２１ｃの３層を下層グループとし、該下層グループの第２流体流路２１ａ〜２１ｃを全て連通する小径横穴３３ａと、第２流体流路２１ｄ〜２１ｆの３層を上層グループとし、該上層グループの第２流体流路２１ｄ〜２１ｆを全て連通する小径横穴３３ｂと、からなる横穴３ｌ（３エル）が形成されている。
したがって、横穴３ｌ（３エル）の内径は、横穴３ｋの内径の概ね１／２になっている。
なお、熱交換器を流れる流体が相変化を伴う場合、同一質量速度においては、液体、気液二相、気体の順に流体の速度は速くなる。圧力損失を低減するためには、冷媒の状態つまり冷媒の速度に応じて横穴の内径を設定する必要がある。
そこで、Ｋタイプの熱交換器１０ｋ（内径Ｄｋ）において、流体の状態に伴う速度変化に応じられない場合に、Ｌタイプの熱交換器１０ｌ（１０エル、内径Ｄｌ（Ｄエル））を選定することができる。

（Ｍタイプ）
図８の（ｅ）および（ｆ）において、Ｍタイプの熱交換器１０ｍは、Ｋタイプの熱交換器１０ｋにおける横穴３ｋを３条に分割したものである。すなわち、第２流体流路２１ａ、２１ｂの２層を下層グループとし、該下層グループの第２流体流路２１ａ、２１ｂを全て連通する小径横穴３２ａと、第２流体流路２１ｃ、２１ｄの２層を中層グループとし、該中層グループの第２流体流路２１ｃ、２１ｄを全て連通する小径横穴３２ｂと、第２流体流路２１ｅ、２１ｆの２層を上層グループとし、該上層グループの第２流体流路２１ｅ、２１ｆを全て連通する小径横穴３２ｃと、からなる横穴３ｍが形成されている。
したがって、横穴３ｍの内径は、横穴３ｋの内径の概ね１／３になっている。
したがって、Ｋタイプの熱交換器１０ｋあるいはＬタイプの熱交換器１０ｌ（１０エル）において、流体の状態に伴う速度変化に応じられない場合に、Ｍタイプの熱交換器１０ｍを選定することができる。

なお、以上は、６層からなる第２流体流路を例に説明しているが、本発明はこれに限定されるものではなく、第２流体流路の層数は何れであってもよい。また、実施の形態３、４において説明したスリット状空間５ｈ〜５ｊの何れかを設けてもよい。このとき、設けられたスリット状空間５ｈ〜５ｊの何れかに封止ブロック８１等が設置され、設置された封止ブロック８１等の一部を貫通して、設けられたスリット状空間５ｈ〜５ｊの何れかに最も近いグループの第２流体流路２１ｄ〜２１ｆ（または２１ｅ、２１ｆ）が形成されることになる。

［実施の形態６］
実施の形態１〜５において説明した横穴は、楕円や矩形であってもよく、特に楕円や矩形について、第２流体流路の流れ方向へ横穴の幅を拡大することができる。すなわち、流入する冷媒の質量速度、蒸気及び液の質量速度の比率（以下、乾き度）に応じて、横穴の流路断面積を決定することにより、圧力損失を低減することができる。
さらに、流路断面積を最適設計することにより、複数の第２流体流路へ均等に分配しやすい二相冷媒の流れの様相（以下、流動様式）で流入させることが可能となる。それにより、分配悪化による熱交換器の性能低下を抑制する効果が得られる。均等に分配しやすい流れとは、環状流、環状噴霧流、気泡流、スラグ流及びせん状流であり、横穴にはこれらの流動様式で流入させることが望ましい。二相状態での流体の流れの様相は、流動様式線図で確認することができる（例えば、Ｂａｋｅｒ線図（図１１参照））。
以下に説明する本発明の実施の形態６に係る冷凍サイクル装置は、流動様式を考慮したものである。
横穴に流入する冷媒の質量速度を「Ｇ」、
気相及び液相の質量速度を「Ｇｇ及びＧｌ」、
気相及び液相の密度を「ρｇ及びρｌ」、
気相及び液相の粘性係数を「μｇ及びμｌ」、
表面張力を「σ」、
大気温度２０℃の空気と水の密度を「ρａ及びρｗ」、
大気温度２０℃の水の粘性係数を「μｗ」、
大気温度２０℃の空気−水の表面張力を「σｗ」、
補正係数を「λ（＝（（ρｇ／ρａ）×（ρｌ／ρｗ））^1／2）」
及び「ψ（＝（σｗ／σ）×（（μｌ／μｗ）×（ρｗ／ρｌ）²）^1／3）」としたとき、
「Ｇｌ／Ｇｇ×λ×ψ」及び「Ｇｇ／λ」の関係が流動様式線図上で環状流、環状噴流、スラグ流、気泡流及びせん状流の領域に存在する。
つまり、「Ｇｇ／λ＞８４５４４×（Ｇｌ／Ｇｇ×λ×ψ）^{−０．６７６}」となるよう横穴の流路断面積を選定することが望ましい。
具体例として、質量速度２００ｋｇ／ｍ^２ｓ、入口乾き度０．２、圧力２ＭＰａとすると、「Ｇｌ／Ｇｇ×λ×ψ＝２６６」となり、「８４５４４×（Ｇｌ／Ｇｇ×λ×ψ）^{−０．６７６}＝１９５２」となる。
つまり、「Ｇｇ／λ＞１９５２」を満足する流路断面積を持つ横穴にすることが好ましく、その範囲は、横穴の流路断面積を「Ａｈ」とすると、「Ａｈ＜２．７８×１０^−３ｍ^２」である。なお、上記の範囲以外の流路断面積である場合、流動様式が悪化し、熱交換器の性能劣化を引き起こすため、好ましくない。

［実施の形態７：ヒートポンプ式暖房システム］
図９は本発明の実施の形態７に係る冷凍サイクル装置を説明するものであって、温熱を利用するヒートポンプ式暖房システムを示す機器の構成図である。なお、実施の形態１と同じ部分には同じ符号を付し、一部の説明を省略する。
図９において、ヒートポンプ式暖房システム６０は、第１流体が流れる利用側流体配管６１と、第２流体が流れる熱源側流体配管６２と、第１流体と第２流体との熱交換を行う熱交換器１０ａを有する。すなわち、第１流体流路１は利用側流体配管６１の一部を形成し、第２流体流路２は熱源側流体配管６２の一部を形成している。

ヒートポンプ式暖房システム６０では、第１流体として「水」、第２流体として「Ｒ４１０ａ」を用いている。
利用側流体配管６１は、熱交換器１０ａ（第１流体流路１）、ポンプ６１ａ及び利用側熱交換器６１ｂを順次連結し、第１流体の循環を可能にしている。
熱源側流体配管６２は、圧縮機６２ａ、熱交換器１０ａ（第２流体流路２）、膨張弁６２ｂ、熱源側熱交換器６２ｃ及びファン６２ｄを順次連結し、第２流体の循環を可能にしている。

利用側流体配管６１における第１流体は、熱交換器１０ａにおいて加熱され（第２流体から温熱を受け取り）、ポンプ６１ａよって送出され、利用側熱交換器６１ｂにおいて放熱する（利用側の流体等に温熱を受け渡す）。利用側熱交換器６１ｂとして、例えばラジエターや床暖房ヒーターなどを適用して暖房システムとして使用する。
熱源側流体配管６２においては、圧縮機６２ａで高温高圧となった第２流体は、熱交換器１０ａにおいて第１流体と熱交換を行う（温熱を受け渡す）。その後、膨張弁６２ｂにおいて減圧され、低温低圧となった第２流体は、熱源側熱交換器６２ｃにおいてファン６２ｄによって送風された空気と熱交換（冷熱の放出）を行い、蒸発した後、圧縮機６２ａへと戻る。
図９に示すように、本発明の熱交換器１０ａを用いたヒートポンプ式暖房システム６０を熱源として利用側熱交換器６１ｂで暖房または給湯することにより、従来のボイラを熱源とした暖房システムに比べて省エネ効果がある。
なお、以上は、Ａタイプの熱交換器１０ａを搭載したものを示しているが、本発明はこれに限定するものではなく、Ｂタイプ〜Ｍタイプの何れであってもよく、また、前記のように、第１流体流路１の行数、第２流体流路２の層数や、その各層における行数を限定するものではない。

［実施の形態８：ヒートポンプ式給湯システム］
図１０は本発明の実施の形態８に係る冷凍サイクル装置を説明するものであって、温熱を利用するヒートポンプ式給湯システムを示す機器の構成図である。なお、実施の形態１、２と同じ部分には同じ符号を付し、一部の説明を省略する。
図１０において、ヒートポンプ式給湯システム７０は、ヒートポンプ式給湯システム６０における利用側熱交換器６１ｂをタンク６３内に設置し、タンク６３に給水される水を加熱して取水する給湯システムにしたものである。
図１０に示すように、本発明の熱交換器１０ａを用いたヒートポンプ式給湯システム７０（ヒートポンプ給湯・暖房システムに同じ）を熱源として利用側熱交換器６１ｂで暖房または給湯することにより、従来のボイラを熱源とした給湯システムに比べて省エネ効果がある。

１ 第１流体流路、２ 第２流体流路、３ 横穴、４ 伝熱ブロック、５ スリット状空間、１０ａ 熱交換器（Ａタイプ）、１０ｂ 熱交換器（Ｂタイプ）、１０ｃ 熱交換器（Ｃタイプ）、１０ｄ 熱交換器（Ｄタイプ）、１０ｅ 熱交換器（Ｅタイプ）、１０ｆ 熱交換器（Ｆタイプ）、１０ｈ 熱交換器（Ｈタイプ）、１０ｉ 熱交換器（Ｉタイプ）、１０ｊ 熱交換器（Ｊタイプ）、１０ｋ 熱交換器（Ｋタイプ）、１０ｌ 熱交換器（Ｌタイプ）、１０ｍ 熱交換器（Ｍタイプ）、２１ａ〜２１ｆ 第２流体流路、３２ａ 小径横穴、３２ｂ 小径横穴、３２ｃ 小径横穴、３３ａ 小径横穴、３３ｂ 小径横穴、４１ 第１面、４２ａ〜４２ｃ 第２面、４３ 第３面、４４ 側面、４５ 側面、５１ａ 下層スリット状空間、５１ｂ 上層スリット状空間、６０ ヒートポンプ式暖房システム（実施の形態６）、６１ 利用側流体配管、６１ａ ポンプ、６１ｂ 利用側熱交換器、６２ 熱源側流体配管、６２ａ 圧縮機、６２ｂ 膨張弁、６２ｃ 熱源側熱交換器、６２ｄ ファン、６３ タンク、７０ ヒートポンプ式給湯システム（実施の形態７）、８１ 封止ブロック、８２ 封止ブロック、８３ａ 封止ブロック、８３ｂ 封止ブロック。

従来、ヒートポンプ式冷凍・空調システムとして、蒸気圧縮式冷凍回路で構成されるものが利用されている。冷凍回路内には、第１流体と第２流体との間で熱交換を行う熱交換器が備えられている。
熱交換器は、第１流体が流れる第１流体流路と第２流体が流れる第２流体流路とが同一ブロック（固体）内に略平行に配置され、それぞれにおいてそれぞれの流体を互いに同一方向に流したり（以下「並行」あるいは「並行流」と称す）、あるいは互いに反対方向に流したりして（以下「対向」あるいは「対向流」と称す）、両者の間で熱交換を行う。
例えば、第１流体を「水」、第２流体を「Ｒ４１０ａ」にして、低温低圧の水と高温高圧のＲ４１０ａとの間で熱交換を行うことで、水を加熱する（このとき、Ｒ４１０ａは冷却される）。
そして、熱交換器を高性能化・小型化する手段の一つとして、第１流体流路または第２流体流路を細径にしている。細径化を行うことにより、熱交換器の単位体積あたりの伝熱面積を増大させることが可能となり、高伝熱化が実現可能となる。
また、同一ブロック（固体）内に第１流体流路および第２流体流路を有するものではなく、一方の流路のみをブロック内に形成し、当該ブロックを他方の流路内に配置するもので、ブロック内に形成された流路の細径化を図ったものとして、扁平状の断面に、流体が流れる複数の流路の列を一体で押出成形した熱交換用チューブが知られている（例えば、特許文献１参照）。

特許文献１に開示された発明は、ブロックが他方の流路内に配置されるため、他方の流路の上流側に位置するブロック内の流路と、他方の流路の下流側に位置するブロック内の流路とでは、温度差（熱交換量に差）があることから、上流側に位置するブロック内の流路から下流側に位置するブロック内の流路を連通する横穴を設け、ブロック内の流路間の流体温度の差を緩和している。
このため、流体を各流路へ分配して混合するために横穴を開ける必要がある。横穴の直径は流路の高さにより制限されるため、横穴部分において流路断面積が縮小し、当該ブロック内で流路が拡大・縮小を繰り返すことで圧力損失が増大するといった問題があった。 すなわち、流路断面積が異なる（ヘッダー断面積が小さい）ことから、ヘッダー部で流体の流速が増加するため、圧力損失が増大し、その繰り返しによって熱交換器の圧力損失が増大する。
そして、特許文献１に開示された発明を、同一ブロック（固体）内に第１流体流路および第２流体流路を有する熱交換器に適用した場合、同様の問題があった。特に、特許文献１に開示された発明は、第１流体流路及び第２流体流路の組み合わせが１段であるものの、熱交換器が多段で構成された場合には、一方の段から他方の段への流体の流れ込みがあるため、ヘッダー部を通過する回数が増大する。このため、結果として、流路断面積が拡大・縮小を繰り返すということになり、熱交換器の圧力損失が増大する。
また、流体を各流路へ分配する際に、熱交換器に流入する流体の条件、特に気体と液体が混在する気液二相の状態において、流路ごとの気体と液体の流入する比率が異なる、つまり不均等分配が生じ、熱交換器の性能が悪化する。

［実施の形態１］
図１および図２は本発明の実施の形態１に係る熱交換器を模式的に説明するものであって、図１の（ａ）はＡタイプの長手方向に垂直な断面における断面図、図１の（ｂ）はＡタイプの長手方向に平行な断面における断面図、図２の（ａ）はＢタイプの長手方向に垂直な断面における断面図、図２の（ｂ）はＢタイプの長手方向に平行な断面における断面図、図２の（ｃ）はＣタイプの長手方向に垂直な断面における断面図、図２の（ｄ）はＣタイプの長手方向に平行な断面における断面図である。なお、各図において、同じ部分または対応する部分には同じ符号（数字部分）を付し、一部の説明を省略する。また、共通する内容を説明する場合に、符号の添え字（ａ、ｂ・・・）を省略することがある（実施の形態２〜５においても同様）。

（横穴）
横穴３ａは、第２流体流路に垂直であり、複数行（例えば４５行）の第２流体流路を互いに連通するものであるが、第１流体流路１に隣接する第２流体流路２１ａとの間に形成された伝熱ブロック４には、はみ出さない。また、横穴３ａは流入する流体の質量速度、横穴の長さ、第２流体流路の寸法及び数に応じて、横穴３ａの直径及び数を決定することにより、圧力損失を低減することができる。伝熱ブロックの長手方向に第２流体が通過する際、第２流体の密度ρ、流速ｖ（「ｖ=Ｇ／ρ×１／Ａ」、Ｇ：質量速度、Ａ：流路断面積）、圧力損失係数λ、第２流体流路の相当直径ｄ（「ｄ=４Ｓ／Ｌ’」、Ｓ：総断面積、Ｌ’：濡れぶち長さ）、第２流体流路の長さＬとしたとき、圧力損失ΔＰは「ΔＰ=λ×Ｌ／ｄ×ｖ^２／２×ρ」となる。
同様に横穴３ａを通過する際、圧力損失ΔＰ_ｙは横穴３ａ部分での流速ｖ_ｙとすると、「ΔＰ_ｙ=λ_ｙ×Ｌ_ｙ／ｄ_ｙ×ｖ_ｙ ^２／２×ρ」となる。横穴３ａ部分での圧力損失が、伝熱ブロックの長手方向に通過する際に生じる圧力損失よりも小さくなるような横穴の直径及び数を選定することが望ましい。「ΔＰ＞ΔＰ_ｙ」となる、つまり「Ｌ／ Ａ^２ｄ＞Ｌ_ｙ／Ａ_ｙ ^２ｄ_ｙ」となるような横穴３ａの直径及び数を選定することが望ましい。
具体例として、図１のような第２流体流路が３層に、寸法１ｍｍ×１ｍｍで１５行で、配置され、かつ伝熱ブロックの長さが３００ｍｍ、横穴の長さが２５ｍｍの場合、「Ｌ／Ａ^２ｄ＝０．３／（４．５×１０^-５）^２×０．００１＝１．４８×１０^１１＞Ｌ_ｙ／Ａ_ｙ ^２ｄ_ｙ」を満足する横穴３ａの直径及び数にすることが好ましく、「ｄ_ｙ＞０．００３」つまり３ｍｍ以上の直径をもつ横穴３ａにすることが望ましい。なお、上記の範囲以外の流路断面積である場合、横穴部での圧力損失が増大し、熱交換器の性能劣化を引き起こすため、好ましくない。
なお、横穴３ａは、伝熱ブロック４の一方の側面４４から、機械加工（ドリル）あるいは塑性加工（ポンチ）等によって穿孔されたものであるが、本発明は、その形成方法を限定するものではない。

［実施の形態２］
図３〜図５は本発明の実施の形態２に係る熱交換器を模式的に説明するものであって、図３の（ａ）はＤタイプの長手方向に垂直な断面における断面図、図３の（ｂ）はＤタイプの長手方向に平行な断面における断面図、図４の（ａ）はＥタイプの長手方向に垂直な断面における断面図、図４の（ｂ）はＥタイプの長手方向に平行な断面における断面図、図５の（ａ）はＦタイプの長手方向に垂直な断面における断面図、図５の（ｂ）はＦタイプの長手方向に平行な断面における断面図である。なお、実施の形態１と同じ部分または相当する部分には同じ符号を付し、一部の説明を省略する。

（Ｅタイプ）
図４の（ａ）および（ｂ）において、Ｅタイプの熱交換器１０ｅは、伝熱ブロック４に配置された４行の第１流体流路１と、２層で１５行の第２流体流路２ｅと、第２流体流路２ｅを互いに連通する楕円形状の横穴３ｅとを有している。
このとき、横穴３ｅは、第２流体流路２ｅの高さを持ち、長手方向に長辺を持ち、第２流体流路２ｅに垂直に設けられている。その他の構成及び動作に関しては、実施の形態１と同様である。
上記のように構成された熱交換器１０ｅにおいては、次のような作用効果が得られる。
すなわち、楕円形状の横穴３ｅを持つ熱交換器１０ｅは、横穴３ｅにおける流路断面積が円形の場合に比較して増大するため、流路の拡大・縮小の影響が小さくなる。そのため、横穴３ｅにおける圧力損失、つまり熱交換器１０ｅでの圧力損失が低減されることになる。
長辺の長さは、冷媒の分配性能が良好になるような長さで設計される。そのため、分配性能の悪化に伴う、熱交換器の性能劣化を抑制することができる。
また、横穴３ｅを楕円形状にて設けることにより、伝熱ブロック４の厚みを抑える（増加させない）ため、熱交換器の薄型化によるコンパクト化及び材料費の削減を図ることが可能となる。
楕円形状の横穴３ｅは、円形で横穴３ｅを構成した場合と比較して、断面積が増大しているため、円形で横穴３ｅを構成した場合と比較して、そこに充填されていた使用部材の材料費の削減を図ることが可能となる。
また、Ｅタイプの熱交換器１０ｅは、Ｄタイプの熱交換器１０ｄにおける１列の長方形状の横穴３ｄを、楕円形状にしたものである。横穴３ｅをエンドミル等の機械加工によって形成することが容易になる。
なお、以上は、横穴３ｅの長辺を長手方向としたが、長手方向に短辺を持つような構成であってもかまわない。

（Ｈタイプ）
図６の（ａ）および（ｂ）において、Ｈタイプの熱交換器１０ｈは、伝熱ブロック４に１層で４行の第１流体流路１と、１層で１５行の第２流体流路２１ａと、横穴３ｈと、第２流体流路２１ａに平行で、第１流体流路１とは反対側に配置されたスリット状空間５ｈと、を有している。すなわち、第２流体流路２１ａは、第１流体流路１とスリット状空間５ｈとに挟まれた形態を呈している。
このとき、スリット状空間５ｈは第２面４２ａに平行な第３面４３に配置され、横穴３ｈは、第２流体流路２１ａおよびスリット状空間５ｈに跨がるように形成され、第２流体流路２１ａからスリット状空間５ｈに横穴３ｈを経由して第２流体が流入しないよう、横穴３ｈを開けた部分のスリット状空間５ｈには、封止加工が施される。
すなわち、スリット状空間５ｈの所定の範囲に封止ブロック８１が液密的に設置され、横穴３ｈは封止ブロック８１の一部を貫通している。なお、封止加工の要領は、封止ブロック８１に限定されるものではない。
したがって、横穴３ｈは、側面視において、第２流体流路２１ａとスリット状空間５ｈとを覆う直径Ｄｈを有する円の略半分（半円）が、第１流体流路１と第２流体流路２１ａとを連通する流路として機能する。そして、その他の構成及び動作に関しては、実施の形態１と同様である。

上記のように構成された熱交換器１０ｈにおいては、次のような作用効果が得られる。
スリット状空間５ｈにより横穴３ｈの直径が拡大した熱交換器１０ｈは、横穴３ｈ部分での流路断面積（前記、半円状の連通部の面積）が増大するため、流路の拡大・縮小の影響が小さくなる。
そのため、横穴３ｈつまり熱交換器１０ｈにおける圧力損失を低減することとなる。また、スリット状空間５ｈを設けることにより、スリット状空間５ｈ部分が断熱層となり、第２流体流路２１ａから伝熱ブロック４の外への放熱を防ぐことにより、熱交換性能の向上を図ることが可能となる。
なお、以上は、横穴３ｈを断面円形で構成しているが、その形状は限定されるものではない。

（Ｊタイプ）
図７の（ａ）および（ｂ）において、熱交換器１０ｊは、Ｉタイプの熱交換器１０ｉにおけるスリット状空間５ｉを、２層に設けたものである。
すなわち、スリット状空間５ｊは、第２面４２ａに平行な第３面４３ａに間歇配置された複数の下層スリット状空間５１ａと、第３面４３ａに平行な第３面４３ｂに間歇配置された複数の上層スリット状空間５１ｂと、から形成されている。下層スリット状空間５１ａおよび上層スリット状空間５１ｂは、それぞれ断面略正方形で、一対の下層スリット状空間５１ａに挟まれた範囲の上側に、上層スリット状空間５１ｂが配置され（一対の上層スリット状空間５１ｂに挟まれた範囲の下側に、下層スリット状空間５１ａが配置されているに同じ）、市松模様を呈している。
そして、下層スリット状空間５１ａおよび上層スリット状空間５１ｂの所定の範囲にそれぞれ封止ブロック８３ａおよび封止ブロック８３ｂが液密的に設置されている。
したがって、スリット状空間５ｊは、微細な流路である下層スリット状空間５１ａおよび上層スリット状空間５１ｂによって構成されている点を除き、Ｈタイプの熱交換器１０ｈと同様であるから、熱交換器１０ｊは熱交換器１０ｈと同様の作用効果が得られる。
なお、伝熱ブロック４の形成方法は限定するものではないが、例えば、一体押し出し加工によって形成すれば、第１流体流路１の行数や第１面４１の数の増減、あるいは第２流体流路の行数や第２面４２の数の増減と共に、スリット状空間５ｊの形態を選定の自由度が増す。

利用側流体配管６１における第１流体は、熱交換器１０ａにおいて加熱され（第２流体から温熱を受け取り）、ポンプ６１ａよって送出され、利用側熱交換器６１ｂにおいて放熱する（利用側の流体等に温熱を受け渡す）。利用側熱交換器６１ｂとして、例えばラジエターや床暖房ヒーターなどを適用して暖房システムとして使用する。
熱源側流体配管６２においては、圧縮機６２ａで高温高圧となった第２流体は、熱交換器１０ａにおいて第１流体と熱交換を行う（温熱を受け渡す）。その後、膨張弁６２ｂにおいて減圧され、低温低圧となった第２流体は、熱源側熱交換器６２ｃにおいてファン６２ｄによって送風された空気と熱交換（冷熱の放出）を行い、蒸発した後、圧縮機６２ａへと戻る。
図９に示すように、本発明の熱交換器１０ａを用いたヒートポンプ式暖房システム６０を熱源として利用側熱交換器６１ｂで暖房することにより、従来のボイラを熱源とした暖房システムに比べて省エネ効果がある。
なお、以上は、Ａタイプの熱交換器１０ａを搭載したものを示しているが、本発明はこれに限定するものではなく、Ｂタイプ〜Ｍタイプの何れであってもよく、また、前記のように、第１流体流路１の行数、第２流体流路２の層数や、その各層における行数を限定するものではない。

［実施の形態８：ヒートポンプ式給湯システム］
図１０は本発明の実施の形態８に係る冷凍サイクル装置を説明するものであって、温熱を利用するヒートポンプ式給湯システムを示す機器の構成図である。なお、実施の形態１、２と同じ部分には同じ符号を付し、一部の説明を省略する。
図１０において、ヒートポンプ式給湯システム７０は、ヒートポンプ式暖房システム６０における利用側熱交換器６１ｂをタンク６３内に設置し、タンク６３に給水される水を加熱して取水する給湯システムにしたものである。
図１０に示すように、本発明の熱交換器１０ａを用いたヒートポンプ式給湯システム７０（ヒートポンプ給湯・暖房システムに同じ）を熱源として利用側熱交換器６１ｂで給湯することにより、従来のボイラを熱源とした給湯システムに比べて省エネ効果がある。

Claims (11)

1. 伝熱ブロック内の平面である第１面に互いに平行に形成され、該伝熱ブロックを貫通する複数行の第１流体流路と、
   前記伝熱ブロック内で前記第１面に平行な第２面において前記第１流体流路に平行に形成され、該伝熱ブロックを貫通する複数行の第２流体流路と、
   前記伝熱ブロック内に形成され、前記第２流体流路の全てを連通する横穴と、
   を有し、
   前記横穴が前記第２流体流路に垂直であって、
   前記横穴が第２流体流路の流路断面積Ａ、相当直径ｄ、長さＬ、横穴の流路断面積Ａ_ｙ、相当直径ｄ_ｙ、相当長さＬ_ｙとしたとき、Ｌ／ Ａ^２ｄ＞Ｌ_ｙ／Ａ_ｙ ^２ｄ_ｙとなるような直径及び数で形成され、
   前記横穴は前記第２流体流路をすべて連通し、前記第１流体流路と隣接する前記第２流体流路の間の前記伝熱ブロック部分にははみ出さないことを特徴とする熱交換器。
2. 前記第２面が互いに平行な複数層であって、
   前記横穴が、前記複数層の全ての層に形成された前記第２流体流路を連通することを特徴とする請求項１記載の熱交換器。
3. 前記第２面が互いに平行な複数層であって、
   前記横穴が、長方形で形成され、
   前記複数層の全ての層に形成された前記第２流体流路を連通することを特徴とする請求項１記載の熱交換器。
4. 前記第２面が互いに平行な複数層であって、
   前記横穴が、楕円形で形成され、
   前記複数層の全ての層に形成された前記第２流体流路を連通することを特徴とする請求項１記載の熱交換器。
5. 前記第２面が互いに平行な複数層であって、
   前記第２流体流路が複数のグループに分けられ、
   前記横穴が、前記複数のグループに分けられた第２流体流路毎に形成されていることを特徴とする請求項１記載の熱交換器。
6. 前記第２面が複数層であって、
   前記横穴が、所定の間隔を空けて複数列に形成されていることを特徴とする請求項１記載の熱交換器。
7. 前記第２流体流路を挟んで前記第１流体流路の反対側に形成され、所定の厚さのスリット状空間を有すことを特徴とする請求項１記載の熱交換器。
8. 前記スリット状空間が、互いに平行に形成され複数行の小幅スリット状空間によって形成されていることを特徴とする請求項７記載の熱交換器。
9. 前記スリット状空間の所定範囲に封止ブロックが液密的に設置され、
   前記横穴が、前記封止ブロックの一部を貫通して前記伝熱ブロックの一方の側面から機械加工または塑性加工によって形成され、前記側面に形成された開口が閉塞されていることを特徴とする請求項７記載の熱交換器。
10. 前記横穴に流入する冷媒の質量速度をＧ、
    気相及び液相の質量速度をＧｇ及びＧｌ、
    気相及び液相の密度をρｇ及びρｌ、
    気相及び液相の粘性係数をμｇ及びμｌ、
    表面張力をσ、
    大気温度２０℃の空気と水の密度をρａ及びρｗ、
    大気温度２０℃の水の粘性係数をμｗ、
    大気温度２０℃の空気−水の表面張力をσｗ、
    補正係数をλ（＝（（ρｇ／ρａ）×（ρｌ／ρｗ））^1／2）
    及びψ（＝（σｗ／σ）×（（μｌ／μｗ）×（ρｗ／ρｌ）²）^1／3）としたとき、
    Ｇｇ／λとＧｌ／Ｇｇ×λ×ψとの関係を示す流動様式線図において、環状流、環状噴霧流、スラグ流、気泡流及びせん状流の領域に存在する関係である
    Ｇｇ／λ＞８４５４４×（Ｇｌ／Ｇｇ×λ×ψ）^{−０．６７６}
    となるように前記横穴の流路断面積が選定されていることを特徴とする請求項１及至９の何れか一項に記載の熱交換器。
11. 第１流体が流れる利用側流体配管と、第２流体が流れる熱源側流体配管と、第１流体と第２流体との間で熱交換を行う請求項１乃至１０の何れか一項に記載の熱交換器とを有し、
    利用側流体配管は、前記熱交換器の第１流体流路、前記第１流体を送り出すポンプおよび利用側熱交換器を順次連結して、前記第１流体の循環を可能にし、
    前記熱源側流体配管は、前記熱交換器の第２流体を圧縮する圧縮機、前記第２流体流路、膨張弁および熱源側熱交換器を順次連結して、第２流体の循環を可能にしていることを特徴とする冷凍サイクル装置。

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