JPWO2017130399A1 - 冷凍サイクル装置及び扁平管熱交換器 - Google Patents
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Abstract
Description
図1Aは、本実施の形態1に係る冷凍サイクル装置100Aの冷媒回路構成の一例を示す概略構成図である。図1Aに基づいて、冷凍サイクル装置100Aについて説明する。
冷凍サイクル装置100Aは、室外機1と、室内機2を有している。室外機1と室内機2とは、冷媒配管である液管7及びガス管9を介して接続されている。冷凍サイクル装置100Aに封入する冷媒には、例えば、自己分解をする性質のものを用いることができる。
室内機(利用側機)2は、冷媒と室内送風機8aによって搬送される室内機2の周囲の空気とで熱交換し、例えば室内空間の冷却又は加熱を行うことで冷房又は暖房を実現する室内熱交換器8を備えている。室内熱交換器8には、室内熱交換器8に空気を供給する室内送風機8aが付設されている。
また、温熱供給モードでは、圧縮機3、四方弁4、室内熱交換器8、電子膨張弁6、室外熱交換器5、圧縮機3がこの順序で環状に接続される。そのため、冷熱供給モードでは、室外熱交換器5が凝縮器として機能し、室内熱交換器8が蒸発器として機能する。また、温熱供給モードでは、室外熱交換器5が蒸発器として機能し、室内熱交換器8が凝縮器として機能する。
図1Bは、本実施の形態1に係る冷凍サイクル装置100Aの扁平管熱交換器100の概要構成図である。図2は、本実施の形態1に係る冷凍サイクル装置100Aの扁平管熱交換器100の断面図である。図1B(a)は、伝熱管10に複数のフィン30が取り付けられている様子を示している。図1B(b)は、伝熱管10の説明図である。なお、図1B中のX方向と、Y方向と、Z方向とは直交する方向である。なお、図2は、フィン30の延伸方向に平行な断面における断面図である。図1B及び図2を参照して、扁平管熱交換器100の構成及び機能などについて説明する。
ここで、伝熱管10は、第1の扁平管10A1と、第1の扁平管10A1に対向して設けられた第2の扁平管10A2と、第1の扁平管10A1と第2の扁平管10A2とを接続する曲部10Bとを備えている。図1B(b)に示す伝熱管10が、例えば、図示省略のヘッダー等に接続される。
第1の扁平管10A1、第2の扁平管10A2及び曲部10Bには、冷媒が流れる流路Fが複数形成されている。
また、扁平管熱交換器100には、複数のフィン30が設けられている。そして、複数のフィン30は、一定の間隔をあけてY方向に並べられている。複数のフィン30は、Z方向に平行に設けられている。また、フィン30には、結露水を下方に導く排水路13が形成されている。
伝熱管10には、内部に冷媒が流れる流路が形成されている。第1の扁平管10A1及び第2の扁平管10A2は、直線状の扁平管である。第1の扁平管10A1はフィン30に交差して設けられている。第2の扁平管10A2もフィン30に交差して設けられている。第1の扁平管10A1はフィン30に連結し、第2の扁平管10A2もフィン30に連結している。本実施の形態1では、第1の扁平管10A1及び第2の扁平管10A2と、フィン30とは直交している。また、第1の扁平管10A1と第2の扁平管10A2との間には、間隔があけられている。
第1の扁平管10A1は、排水路13の端13Aに位置する第1の端部E1と、第1の端部E1よりも排水路13から遠い方に位置する第2の端部E2とを含む。扁平管熱交換器100が冷凍サイクル装置100Aに設置された状態においては、第1の端部E1の方が、第2の端部E2よりも、空気の流れ方向の上流側に位置する。また、扁平管熱交換器100が冷凍サイクル装置100Aに設置された状態においては、第1の扁平管10A1の方が第2の扁平管10A2よりも上側に位置する。
第2の扁平管10A2も、第1の扁平管10A1に準ずる構成である。すなわち、第2の扁平管10A2は、排水路13の端13Aに位置する第3の端部E3と、第3の端部E3よりも排水路13から遠い方に位置する第4の端部E4とを含む。
フィン30は、板状部材である。隣接するフィン30の間には、空気が流れる隙間が形成されている。フィン30には、伝熱管10が挿入される複数の切欠が形成されている。具体的には、フィン30の各切欠には、伝熱管10の第1の扁平管10A1及び第2の扁平管10A2が挿入される。なお、本実施の形態1では、フィン30に切欠が形成されている態様について説明するが、第1の扁平管10A1及び第2の扁平管10A2が挿入される穴が形成された態様であってもよい。
熱交換用切り起こし片12は、主に、扁平管熱交換器100の熱交換性能を向上させる機能を有している。熱交換用切り起こし片12は、第2の扁平管10A2の上面SF3の上側に位置している。第2の扁平管10A2の上面SF3に付着している結露水は、第2の扁平管10A2の下面SF4に付着している結露水よりもすみやかに流れる。これは、上面SF3には、フィン30等から結露水が流れ込んでくるためである。
第1の仮想面PL1は、第1の扁平管10A1と第2の扁平管10A2との間の中央を通り、第1の扁平管10A1の長軸AX1に平行な面である。
第2の仮想面PL2は、第1の扁平管10A1の長軸AX1における幅の中心と第2の扁平管10A2の長軸AX2における幅の中心とを通る面である。
第3の仮想面PL3は、第1の扁平管10A1の長軸AX1と平行であり、第1の扁平管10A1の面のうち第2の扁平管10A2との対向面(上面SF3)を通る面である。
第4の仮想面PL4は、X方向に平行であり、第1の扁平管10A1の第1の端部E1を通る面である。
第5の仮想面PL5は、第2の扁平管10A2の長軸AX2と平行であり、第2の扁平管10A2の面のうち第1の扁平管10A1との対向面(下面SF2)を通る面である。
第6の仮想面PL6は、X方向に平行であり、第2の扁平管10A2の第3の端部E3を通る面である。
本実施の形態1では、第4の仮想面PL4及び第6の仮想面PL6は、同一面上に位置している。
熱交換用切り起こし片12は、第1の仮想面PL1、第2の仮想面PL2、第5の仮想面PL5及び第6の仮想面PL6によって区画される第2の領域RE2に配置されている。より詳細には、熱交換用切り起こし片12は、第2の領域RE2のうち排水路13寄りであって上面SF3寄りの位置に配置されている。
このように、切り起こし片11及び熱交換用切り起こし片12は、フィン30のうちの第1の領域RE1及び第2の領域RE2にそれぞれ配置されている。
第7の仮想面PL7は、X方向に平行であり、第1の扁平管10A1の第2の端部E2を通る面である。
第8の仮想面PL8は、X方向に平行であり、第2の扁平管10A2の第4の端部E4を通る面である。
本実施の形態1では、第7の仮想面PL7及び第8の仮想面PL8は、同一面上に位置している。
ここで、第1の仮想面PL1、第2の仮想面PL2、第3の仮想面PL3及び第7の仮想面PL7によって区画される部分を第3の領域RE3と称する。
また、第1の仮想面PL1、第2の仮想面PL2、第5の仮想面PL5及び第8の仮想面PL8によって区画される部分を第4の領域RE4と称する。
第3の領域RE3及び第4の領域RE4は、共に平面であり、切り起こし片は形成されていない。切り起こし片が形成されることによって、フィン30を通過する空気の圧力損失が増大してしまうことを回避している。
図3は、本実施の形態1に係る冷凍サイクル装置100Aの扁平管熱交換器100上に残る水量と時間の関係を示す図である。
扁平管熱交換器100が蒸発器として機能するとき、フィン30の表面に切り起こし片11を形成する(立てる)ことによって、第1の扁平管10A1の下面SF2に発生した結露水を、切り起こし片11に引き込む毛管力が働く。これにより、扁平管熱交換器100に付着した結露水の水量Mが減りやすくなり、フィン30の表面に切り起こし片11がない態様の扁平管熱交換器よりも、早く結露水を排水することができる。
図3の実線で示すように、本実施の形態1に係る冷凍サイクル装置100Aの扁平管熱交換器100はすみやかに水量Mが減少していくことがわかる。一方、フィン30に全く切り起こし片を形成しない態様の扁平管熱交換器では、図3の破線に示すように、水量Mの減少が遅くなっていることがわかる。
扁平管熱交換器100が凝縮器として機能するとき、切り起こし片11、及び熱交換用切り起こし片12を形成することでフィン30の表面の流れが局所的に乱され、空気と扁平管熱交換器100の熱交換量が向上するため、伝熱性能αoが向上する。
図4に示すように、扁平管熱交換器100は、切り起こし片11及び熱交換用切り起こし片12が形成されていない扁平管熱交換器と比較すると、伝熱性能αoが15%ほど改善していることがわかる。
切り起こし片11及び熱交換用切り起こし片12を形成することで空気が扁平管熱交換器100のフィン30を通過する際に発生する通風抵抗も上がってしまう。しかし、通年エネルギー消費効率を考慮すると、伝熱性能が向上する効果の寄与が大きいため、通年エネルギー消費効率は向上する。
図5に示すように、扁平管熱交換器100は、切り起こし片11及び熱交換用切り起こし片12が形成されていない扁平管熱交換器と比較すると、通年エネルギー消費効率が0.5%ほど改善していることがわかる。
このように、フィン30に切り起こし片11及び熱交換用切り起こし片12を形成することで、扁平管熱交換器100の排水性を向上しつつ、扁平管熱交換器100の伝熱性能の向上を図ることができる。
図6は、本実施の形態2に係る冷凍サイクル装置100Aの扁平管熱交換器100の断面図である。なお、図6は、フィン30の延伸方向に平行な断面における断面図である。本実施の形態2では、実施の形態1と共通する構成については同一符号を付して説明をし、実施の形態1とは異なる部分を中心に説明する。
本実施の形態2で説明する切り起こし片11Bは、第1の扁平管10A1寄りの部分から第2の扁平管10A2寄りの部分に向かうにしたがって、排水路13に近づくように形成されている。すなわち、切り起こし片11Bは、扁平管熱交換器100が冷凍サイクル装置100Aに搭載された状態において、重力方向に対して平行ではなく、交差するように形成されている。
図7は、本発明の実施の形態2に係る冷凍サイクル装置100Aの扁平管熱交換器100上に残る水量と時間の関係を示す図である。
切り起こし片11Bは、一方の端部が下面SF2寄りに配置され、他方の端部が排水路13寄りに配置された構成となっている。このため、第1の扁平管10A1の下面SF2の結露水を、より確実に排水路13に導くことができるようになっている。
図7の実線で示すように、本実施の形態2に係る冷凍サイクル装置100Aの扁平管熱交換器100は、実施の形態1の態様(図7の破線参照)よりも、すみやかに水量Mが減少していくことがわかる。
切り起こし片11Bを形成することで、フィン30の表面の流れが実施の形態1よりもさらに局所的に乱され、空気と扁平管熱交換器100の熱交換量が向上する。このため、伝熱性能αoが実施の形態1よりもさらに向上する。
図8に示すように、本実施の形態2の扁平管熱交換器100は、実施の形態1の態様と比較すると、伝熱性能αoが2.5%ほど改善していることがわかる。
切り起こし片11Bを形成することで空気が扁平管熱交換器100を通過する際に発生する通風抵抗も上がってしまう。しかし、通年エネルギー消費効率通年エネルギー消費効率を考慮すると、伝熱性能が向上する効果の寄与が大きいため、通年エネルギー消費効率は向上する。
図9に示すように、本実施の形態2の扁平管熱交換器100は、実施の形態1の態様と比較すると、通年エネルギー消費効率が0.1%ほど改善していることがわかる。
このように、フィン30に切り起こし片11Bを形成することで、さらに、扁平管熱交換器100の伝熱性能の向上を図ることができる。
図10は、本実施の形態3に係る冷凍サイクル装置100Aの扁平管熱交換器100の断面図である。なお、図10は、フィン30の延伸方向に平行な断面における断面図である。本実施の形態3では、実施の形態1と共通する構成については同一符号を付して説明をし、実施の形態1、2とは異なる部分を中心に説明する。
なお、本実施の形態3では、切り起こし片11C及び熱交換用切り起こし片12Cは、実施の形態1で説明した切り起こし片11及び熱交換用切り起こし片12と同じ形状であるが、配置位置が異なっている。
図11は、本発明の実施の形態3に係る冷凍サイクル装置100Aの扁平管熱交換器100上に残る水量と時間の関係を示す図である。
切り起こし片11Cの中心線と熱交換用切り起こし片12Cの中心線が一致している場合には、第1の扁平管10A1の下面SF2から切り起こし片11Cに引き込まれた結露水が、熱交換用切り起こし片12Cに引き込まれてしまうことがある。つまり、切り起こし片11Cに留まっている結露水が、熱交換用切り起こし片12Cに起因する毛細管の作用により、熱交換用切り起こし片12Cに引き込まれてしまう現象が生じる場合があるということである。
本実施の形態3では、このような現象を回避するために、切り起こし片11Cの中心線と熱交換用切り起こし片12Cの中心線をずらしている。具体的には、第2の仮想面PL2と切り起こし片11Cとの距離の方が、第2の仮想面PL2と熱交換用切り起こし片12Cとの距離よりも大きくしている。
これにより、切り起こし片11Cから排水された結露水が、熱交換用切り起こし片12に引き込まれることを抑制し、切り起こし片11Cから排水された結露水を、より確実に排水路13へ導くことができる。
図11の実線で示すように、本実施の形態3に係る冷凍サイクル装置100Aの扁平管熱交換器100は、実施の形態2の態様(図11の破線参照)よりも、すみやかに水量Mが減少していくことがわかる。
第2の仮想面PL2と切り起こし片11Cとの距離を、第2の仮想面PL2と熱交換用切り起こし片12Cとの距離よりも大きくすることで、フィン30の表面の流れがさらに局所的に乱され、空気と扁平管熱交換器100の熱交換量が向上する。
図12に示すように、本実施の形態3の扁平管熱交換器100は、実施の形態2の態様と比較すると、伝熱性能αoが5.0%ほど改善していることがわかる。
切り起こし片11C及び熱交換用切り起こし片12Cを形成することで空気が扁平管熱交換器100を通過する際に発生する通風抵抗も上がってしまう。しかし、通年エネルギー消費効率通年エネルギー消費効率を考慮すると、伝熱性能が向上する効果の寄与が大きいため、通年エネルギー消費効率は向上する。
図13に示すように、本実施の形態3の扁平管熱交換器100は、実施の形態2の態様と比較すると、通年エネルギー消費効率が0.2%ほど改善していることがわかる。
このように、フィン30に切り起こし片11C及び熱交換用切り起こし片12Cを形成することで、さらに、扁平管熱交換器100の伝熱性能の向上を図ることができる。
図14は、本実施の形態4に係る冷凍サイクル装置100Aの扁平管熱交換器100の断面図である。なお、図14は、フィン30の延伸方向に平行な断面における断面図である。本実施の形態4では、実施の形態1と共通する構成については同一符号を付して説明をし、実施の形態1〜3とは異なる部分を中心に説明する。
上述の実施の形態1〜3では、第1の扁平管10A1の長軸AX1及び第2の扁平管10A2の長軸AX2については、水平方向に平行であった。本実施の形態4では、第1の扁平管10A1の長軸AX1及び第2の扁平管10A2の長軸AX2が水平方向と交差する態様となっている。ここで、長軸AX1は、第1の扁平管10A1の、フィン30の延伸方向に平行な断面における長軸である。長軸AX1は、第1の長軸に対応している。また、長軸AX2は、第2の扁平管10A2の、フィン30の延伸方向に平行な断面における長軸である。長軸AX2は、第2の長軸に対応している。
ここで、第1の扁平管10A1は、空気が流入する方に位置する第1の端部E1が、空気が流出する方に位置する第2の端部E2よりも下に配置されている。すなわち、第1の扁平管10A1の長軸AX1は、水平方向と平行ではなく、水平方向と交差している。なお、長軸AX1と水平方向とは、角度θをなしている。
第4の仮想面PL4は、重力方向gに平行であり、第1の扁平管10A1の第1の端部E1を通る面である。
そして、第1の領域RE1は、第1の仮想面PL1、第2の仮想面PL2、第3の仮想面PL3及び第4の仮想面PL4によって区画される範囲内に形成されている。本実施の形態4では、切り起こし片11Dは、第1の領域RE1のうちの排水路13寄りの位置に形成されている。
第6の仮想面PL6は、重力方向gに平行であり、第2の扁平管10A2の第3の端部E3を通る面である。
そして、第2の領域RE2は、第1の仮想面PL1、第2の仮想面PL2、第5の仮想面PL5及び第6の仮想面PL6によって区画される範囲内に形成されている。本実施の形態4では、熱交換用切り起こし片12Dは、第2の領域RE2のうちの排水路13寄りの位置に形成されている。
このように、第4の仮想面PL4及び第6の仮想面PL6の定義が変わることにより、第1の領域RE1及び第2の領域RE2の形状も実施の形態1とは異なる。すなわち、実施の形態1の第1の領域RE1及び第2の領域RE2は、長方形形状であったが、本実施の形態4の第1の領域RE1及び第2の領域RE2は、台形である。
第7の仮想面PL7は、重力方向gに平行であり、第1の扁平管10A1の第2の端部E2を通る面である。
第8の仮想面PL8は、重力方向gに平行であり、第2の扁平管10A2の第4の端部E4を通る面である。
第3の領域RE3は、第1の仮想面PL1、第2の仮想面PL2、第3の仮想面PL3及び第7の仮想面PL7によって区画される部分である。
第4の領域RE4は、第1の仮想面PL1、第2の仮想面PL2、第5の仮想面PL5及び第8の仮想面PL8によって区画される部分である。
第3の領域RE3及び第4の領域RE4は、共に平面であり、切り起こし片は形成されていない。切り起こし片が形成されることによって、フィン30を通過する空気の圧力損失が増大してしまうことを回避している。
図15は、本実施の形態4に係る冷凍サイクル装置100Aの扁平管熱交換器100上に残る水量と時間の関係を示す図である。
本実施の形態4では、第1の扁平管10A1の長軸AX1及び第2の扁平管10A2の長軸AX2が水平方向と交差する態様となっている。このため、第1の扁平管10A1の上面SF1及び第2の扁平管10A2の上面SF3の結露水は、フィン30などから流れてくる結露水とともに、排水路13へ流れていく。
また、第1の扁平管10A1の下面SF2の結露水については、重力の作用によって第1の端部E1寄りに移動していき、その後、切り起こし片11Dによる毛細管の作用によって切り起こし片11に引き込まれる。そして、切り起こし片11Dに引き込まれた結露水は、排水路13に流れていく。このようにして、第1の扁平管10A1の下面SF2の結露水もすみやかに排水路13に導かれることになる。
扁平管熱交換器100では、第1の扁平管10A1の周りの空気のはく離による熱交換能力低下が生じている。しかし、熱交換用切り起こし片12による伝熱促進効果も生じている。熱交換能力低下よりも、伝熱促進効果の方が大きいため、伝熱性能αoは向上する。
図16に示すように、本実施の形態4は、扁平管熱交換器が第1の扁平管10A1の長軸AX1及び第2の扁平管10A2の長軸AX2が水平方向と平行の態様よりも、伝熱性能αoが2.0%ほど改善していることがわかる。
切り起こし片11D及び熱交換用切り起こし片12Dを形成することで空気が扁平管熱交換器100のフィン30を通過する際に発生する通風抵抗も上がってしまう。しかし、通年エネルギー消費効率を考慮すると、伝熱性能が向上する効果の寄与が大きいため、通年エネルギー消費効率は向上する。
図17に示すように、実施の形態4では、扁平管熱交換器が第1の扁平管10A1の長軸AX1及び第2の扁平管10A2の長軸AX2が水平方向と平行の態様と比較すると、通年エネルギー消費効率は同等である。
これは、切り起こし片11D及び熱交換用切り起こし片12Dを形成したことによる通風抵抗悪化と、切り起こし片11D及び熱交換用切り起こし片12Dを形成したことによる伝熱促進効果とが同等程度であるということである。
図18は、本実施の形態4に係る冷凍サイクル装置100Aの扁平管熱交換器100に形成した切り起こし片11D及び熱交換用切り起こし片12Dの断面図である。
熱交換用切り起こし片12Dの高さh及びフィン30のピッチFPを次のように設定するとよい。すなわち、熱交換用切り起こし片12Dの切り起こし片の高さhは、フィン30のピッチFPの半分以下とするとよい。ここで、高さhというのは、図1BのY方向に対応している。
図19に示すように、高さhをパラメータにしたとき、h=1/2FPのとき伝熱性能αoはピーク値をとる。ただし、通風抵抗の寄与が大きい場合はスリット高さを1/2FP以下にしたほうがよい。したがって、本実施の形態4の変形例では、高さhをフィン30のピッチFPの半分以下としている。
すなわち、本実施の形態4で説明した切り起こし片11Dは、実施の形態2のように、第1の扁平管10A1寄りの部分から第2の扁平管10A2寄りの部分に向かうにしたがって、排水路13に近づくように形成されていてもよい。
また、実施の形態3のように、第2の仮想面PL2と切り起こし片11Dとの距離の方が、第2の仮想面PL2と熱交換用切り起こし片12Dとの距離よりも大きくなっていてもよい。
Claims (6)
- 熱交換器及び前記熱交換器に空気を供給する送風機を備えた冷凍サイクル装置であって、
前記熱交換器は、
フィンと、
前記フィンに連結し、前記空気が流入する方に位置する第1の端部が、前記空気が流出する方に位置する第2の端部よりも下に配置された第1の扁平管と、
前記フィンに連結し、前記第1の扁平管の下に間隔をあけて配置された第2の扁平管と、
を備え、
前記第1の扁平管の、前記フィンの延伸方向に平行な断面における長軸を第1の長軸とし、前記第2の扁平管の、前記フィンの延伸方向に平行な断面における長軸を第2の長軸としたとき、
前記第1の長軸と前記第2の長軸は平行であり、
前記フィンは、
前記第1の扁平管と前記第2の扁平管との間の位置に切り起こし片が形成され、
前記切り起こし片は、
前記第1の扁平管と前記第2の扁平管との間の中央を通り、前記第1の長軸に平行な面を第1の仮想面とし、
前記第1の長軸における幅の中心と前記第2の長軸における幅の中心とを通る面を第2の仮想面とし、
前記第1の長軸と平行であり、前記第1の扁平管の下面を通る面を第3の仮想面とし、
重力方向に平行であり、前記第1の扁平管の前記第1の端部を通る面を第4の仮想面としたとき、
前記第1の仮想面、前記第2の仮想面、前記第3の仮想面及び第4の仮想面によって区画される第1の領域に配置されている
冷凍サイクル装置。 - 前記第2の扁平管は、
前記空気が流入する方に位置する第3の端部と、前記空気が流出する方に位置し、前記第3の端部よりも上側に位置する第4の端部とを含み、
前記フィンは、
前記第1の扁平管と前記第2の扁平管との間の位置に、空気との熱交換を促進する熱交換用切り起こし片が形成され、
前記熱交換用切り起こし片は、
前記第2の長軸と平行であり、前記第2の扁平管の上面を通る面を第5の仮想面とし、
前記重力方向に平行であり、前記第2の扁平管の前記第3の端部を通る面を第6の仮想面としたとき、
前記第1の仮想面、前記第2の仮想面、前記第5の仮想面及び第6の仮想面によって区画される第2の領域に配置されている
請求項1に記載の冷凍サイクル装置。 - 前記熱交換用切り起こし片の高さは、
前記フィンのピッチの半分以下である
請求項1又は2に記載の冷凍サイクル装置。 - フィンと、
前記フィンに連結している第1の扁平管と、
前記フィンに連結し、前記第1の扁平管に間隔をあけて配置された第2の扁平管と、
を備え、
前記フィンは、
前記第1の扁平管から前記第2の扁平管に向かう予め定められた方向に平行に延びるように形成され、前記フィンの端部に位置する排水路と、
前記第1の扁平管と前記第2の扁平管との間の位置に形成された切り起こし片及び熱交換用切り起こし片とを含み、
前記第1の扁平管の、前記フィンの延伸方向に平行な断面における長軸を第1の長軸とし、前記第2の扁平管の、前記フィンの延伸方向に平行な断面における長軸を第2の長軸としたとき、
前記第1の長軸と前記第2の長軸は平行であり、
前記第1の扁平管は、
前記排水路の端に位置する第1の端部と、前記第1の端部よりも前記排水路から遠い方に位置する第2の端部とを含み、
前記第2の扁平管は、
前記排水路の端に位置する第3の端部と、前記第3の端部よりも前記排水路から遠い方に位置する第4の端部とを含み、
前記切り起こし片は、
前記第1の扁平管と前記第2の扁平管との間の中央を通り、前記第1の長軸に平行な面を第1の仮想面とし、
前記第1の長軸における幅の中心と前記第2の長軸における幅の中心とを通る面を第2の仮想面とし、
前記第1の長軸と平行であり、前記第1の扁平管の面のうち前記第2の扁平管との対向面を通る面を第3の仮想面とし、
前記予め定められた方向に平行であり、前記第1の扁平管の前記第1の端部を通る面を第4の仮想面としたとき、
前記第1の仮想面、前記第2の仮想面、前記第3の仮想面及び前記第4の仮想面によって区画される第1の領域に配置され、
前記熱交換用切り起こし片は、
前記第2の長軸と平行であり、前記第2の扁平管の面のうち前記第1の扁平管との対向面を通る面を第5の仮想面とし、
前記予め定められた方向に平行であり、前記第2の扁平管の前記第3の端部を通る面を第6の仮想面としたとき、
前記第1の仮想面、前記第2の仮想面、前記第5の仮想面及び前記第6の仮想面によって区画される第2の領域に配置されている
扁平管熱交換器。 - 前記切り起こし片は、
前記第1の扁平管寄りの部分から前記第2の扁平管寄りの部分に向かうにしたがって、前記排水路に近づくように形成されている
請求項4に記載の扁平管熱交換器。 - 前記第2の仮想面と前記切り起こし片との距離の方が、前記第2の仮想面と前記熱交換用切り起こし片との距離よりも大きい
請求項4又は5に記載の扁平管熱交換器。
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