WO2019077655A1 - 熱交換器および冷凍サイクル装置 - Google Patents

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WO2019077655A1
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transfer pipe
heat exchanger
heat
fin
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中村　伸
前田　剛志
石橋　晃
智行 林
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三菱電機株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a heat exchanger and a refrigeration cycle apparatus, and more particularly to a fin-and-tube type heat exchanger and a refrigeration cycle apparatus including the same.
  • a fin-and-tube type heat provided with a plurality of plate-like fins juxtaposed spaced apart by a predetermined fin pitch and a plurality of heat transfer tubes penetrating the fins along the direction in which the plurality of fins are arranged.
  • Exchangers are known.
  • the plurality of heat transfer tubes are inserted into openings such as through holes or notches provided in the plurality of fins.
  • the plurality of heat transfer tubes are in a state of penetrating the fins.
  • the end of each heat transfer tube is connected to a distribution pipe or a header.
  • a heat exchange fluid such as water or a refrigerant flows through each heat transfer pipe, and heat is exchanged between the heat exchange fluid such as air flowing between the plurality of fins and the heat exchange fluid.
  • heat transfer tubes having a flat cross section can reduce peeling during ventilation and can reduce ventilation resistance as compared to heat transfer tubes having a circular cross section, they can be mounted at high density. it can.
  • heat transfer tubes having a flat cross section are mounted at high density, the balance between the heat transfer performance and the ventilation performance is improved.
  • the heat exchanger when the heat exchanger operates as an evaporator, for example, in an environment where the outside air temperature is below the freezing point, the water in the heat exchange fluid condenses around the heat transfer tube to form frost. Although the frost is melted by the defrosting operation to form water droplets, the water droplets need to be properly discharged from the periphery of the heat transfer tubes in order to prevent the retention and freezing of the water droplets around the heat transfer tubes.
  • JP-A-10-62086 a lower surface of a flat heat transfer tube and an insertion hole into which the heat transfer tube is inserted for the purpose of discharging water droplets from the periphery of the heat transfer tube appropriately and shortening the defrosting time And a fin-and-tube heat exchanger in which a gap for water flow is formed therebetween.
  • the absolute humidity of the heat exchange fluid flowing between adjacent heat transfer tubes decreases from the windward side to the windward side in the flow direction, and the temperature boundary formed between the adjacent heat transfer pipes The layer becomes thicker from the windward side to the windward side. Therefore, in the conventional fin-and-tube type heat exchanger as described in JP-A-10-62086, the heat exchange fluid has a smaller absolute humidity of the heat exchange fluid and a thicker temperature boundary layer than the leeward side. Frost formation is likely to occur on the windward side where the absolute humidity is large and the temperature boundary layer becomes thin.
  • the main object of the present invention is to provide a heat exchanger and a refrigeration cycle apparatus capable of effectively suppressing the obstruction of the heat exchange fluid flow path by frost as compared with the conventional fin and tube type heat exchanger. It is.
  • a heat exchanger includes a plate-like fin having one end and the other end in a first direction, and a first heat transfer pipe which penetrates the fin and is adjacent in a second direction intersecting the first direction and And a second heat transfer pipe.
  • the outer shape of the cross section perpendicular to the extending direction of the first heat transfer pipe and the second heat transfer pipe is a flat shape having a longitudinal direction and a short side direction.
  • the first end of the first heat transfer tube located on the one end side is disposed on one side in the second direction than the second end of the first heat transfer tube located on the other end side.
  • the third end of the second heat transfer pipe positioned on the one end side is disposed on one side in the second direction than the fourth end of the second heat transfer pipe positioned on the other end side.
  • the at least one void portion is disposed on the one end side in the first direction than a virtual center line extending along the short direction through the longitudinal center of the first heat transfer tube.
  • the temperature drop of the fin positioned on the first virtual line during the operation as the evaporator is suppressed compared to the conventional heat exchanger by the gap portion arranged to overlap the first virtual line. ing. Therefore, according to the present invention, it is possible to provide a heat exchanger and a refrigeration cycle apparatus capable of effectively suppressing the blockage of the flow path of the heat exchange fluid due to frost.
  • FIG. 2 is a view showing an example of a refrigerant circuit of the refrigeration cycle apparatus according to Embodiment 1. It is a perspective view which shows an example of the heat exchanger shown by FIG.
  • FIG. 3 is a partial cross-sectional view of the heat exchanger shown in FIG. 2
  • FIG. 3 is a partial cross-sectional view of the heat exchanger shown in FIG. 2
  • FIG. 5 is a partial cross-sectional view as viewed from line segment VV in FIG. 4
  • It is a fragmentary sectional view which shows heat-flux distribution of the heat exchanger shown by FIG. It is a fragmentary sectional view showing heat flux distribution of a comparative example.
  • FIG. 3 is a partial cross-sectional view of the heat exchanger shown in FIG. 2
  • FIG. 3 is a partial cross-sectional view of the heat exchanger shown in FIG. 2
  • FIG. 5 is a partial cross-sectional view as viewed from line segment VV in FIG. 4
  • It is a fragmentary sectional
  • FIG. 7 is a partial cross-sectional view of a heat exchanger according to Embodiment 2;
  • FIG. 10 is a partial cross-sectional view of a heat exchanger according to Embodiment 3.
  • FIG. 20 is a partial cross-sectional view of a heat exchanger according to Embodiment 4;
  • Embodiment 1 ⁇ Configuration of refrigeration cycle apparatus>
  • the refrigeration cycle apparatus 1 includes a compressor 2, an indoor heat exchanger 3, an indoor fan 4, an expansion device 5, an outdoor heat exchanger 10, an outdoor fan 6, and a four-way valve. It is equipped with seven.
  • the compressor 2, the outdoor heat exchanger 10, the expansion device 5 and the four-way valve 7 are provided in the outdoor unit, and the indoor heat exchanger 3 is provided in the indoor unit.
  • the compressor 2, the indoor heat exchanger 3, the expansion device 5, the outdoor heat exchanger 10, and the four-way valve 7 constitute a refrigerant circuit in which the refrigerant can circulate.
  • a refrigeration cycle is performed in which the refrigerant circulates in the refrigerant circuit while changing its phase.
  • the compressor 2 compresses the refrigerant.
  • the compressor 2 is, for example, a rotary compressor, a scroll compressor, a screw compressor, or a reciprocating compressor.
  • the indoor heat exchanger 3 functions as a condenser during heating operation and functions as an evaporator during cooling operation.
  • the indoor heat exchanger 3 is, for example, a fin and tube heat exchanger, a microchannel heat exchanger, a shell and tube heat exchanger, a heat pipe heat exchanger, a double pipe heat exchanger, or a plate heat exchange. And so on.
  • the expansion device 5 expands and reduces the pressure of the refrigerant.
  • the expansion device 5 is, for example, an electric expansion valve capable of adjusting the flow rate of the refrigerant.
  • the throttling device 5 is not limited to the electric expansion valve, but may be a mechanical expansion valve employing a diaphragm in the pressure receiving portion, a capillary tube, or the like.
  • the outdoor heat exchanger 10 functions as an evaporator during heating operation and functions as a condenser during cooling operation.
  • the outdoor heat exchanger 10 is a fin and tube type heat exchanger. Details of the outdoor heat exchanger 10 will be described later.
  • the four-way valve 7 can switch the flow path of the refrigerant in the refrigeration cycle apparatus 1.
  • the four-way valve 7 is switched to connect the discharge port of the compressor 2 to the indoor heat exchanger 3 and connect the suction port of the compressor 2 to the outdoor heat exchanger 10 during heating operation.
  • the four-way valve 7 connects the discharge port of the compressor 2 to the outdoor heat exchanger 10 and switches the suction port of the compressor 2 to the indoor heat exchanger 3 during cooling operation and dehumidifying operation.
  • the indoor fan 4 is attached to the indoor heat exchanger 3 and supplies the indoor heat exchanger 3 with air in the living room as a heat exchange fluid.
  • the outdoor fan 6 is attached to the outdoor heat exchanger 10 and supplies outdoor air to the outdoor heat exchanger 10.
  • the heat exchanger 10 will be described with reference to FIGS. 2 and 3.
  • the direction in which the short side of each of the plurality of fins 30 provided in the heat exchanger 10 extends is taken as the x direction, and each of the plurality of heat transfer tubes 20 provided in the heat exchanger 10
  • the extending direction is the y direction, and the long sides of the plurality of fins 30 provided in the heat exchanger 10 extend, and the plurality of heat transfer tubes 20 are arranged side by side at a distance from each other.
  • the z direction (second direction) is taken as the direction in which the In the refrigeration cycle apparatus 1, the heat exchanger 10 is disposed such that the x direction is along the flow direction of the heat exchange fluid supplied from the outdoor fan 6 shown in FIG. 1 and the z direction is along the gravity direction. Ru.
  • the heat exchanger 10 is, for example, a heat exchanger having a two-row structure, and is disposed on the downwind side with the first heat exchanger 11 disposed on the windward side in the x direction.
  • a second heat exchanger 12 is provided.
  • Each of the first heat exchanger 11 and the second heat exchanger 12 is configured as a fin-and-tube type heat exchanger.
  • Each of the first heat exchanger 11 and the second heat exchanger 12 includes a plurality of heat transfer tubes spaced apart from one another in the direction of gravity, and a plurality of fins through which each of the plurality of heat transfer tubes penetrates. Is equipped.
  • the heat exchanger 10 is constituted of only one heat exchanger having a single-row structure, that is, one of the first heat exchanger 11 and the second heat exchanger 12 It may be
  • one end of the heat transfer tube of the first heat exchanger 11 is connected to the first header portion 13.
  • One end of the heat transfer tube of the second heat exchanger 12 is connected to the second header portion 14.
  • the other end of the heat transfer tube of the first heat exchanger 11 and the other end of the heat transfer tube of the second heat exchanger 12 are connected to the inter-row connection member 15.
  • the first header portion 13 is provided so as to be able to distribute the refrigerant supplied from the outside to the respective heat transfer pipes of the first heat exchanger 11.
  • the second header portion 14 is provided so as to be capable of distributing the refrigerant supplied from the outside to the respective heat transfer pipes of the second heat exchanger 12.
  • the heat exchanger 10 includes the first header portion 13, the heat transfer pipes of the first heat exchanger 11, the inter-row connection members 15, the heat transfer pipes of the second heat exchanger 12, and the second header portion 14.
  • the refrigerant flow path formed in order is provided.
  • Each of the first heat exchanger 11 and the second heat exchanger 12 has, for example, the same configuration.
  • the configuration of the first heat exchanger 11 will be described on behalf of both.
  • the first heat exchanger 11 includes a plurality of heat transfer tubes 20 and a plurality of fins 30.
  • Each of the plurality of heat transfer tubes 20 extends along the y direction.
  • the plurality of heat transfer tubes 20 include a first heat transfer tube 20a and a second heat transfer tube 20b adjacent in the z direction.
  • the first heat transfer pipe 20a is disposed below the second heat transfer pipe 20b.
  • Each of the plurality of fins 30 is provided in a plate shape.
  • Each of the plurality of fins 30 has, for example, a rectangular outer shape in a plane perpendicular to the y direction. When viewed from the y direction, the short sides of the fins 30 are along the x direction, and the long sides of the fins 30 are along the z direction.
  • the fin 30 has one end 30a and the other end 30b in the x direction. One end 30a is disposed on the windward side in the flow direction of the heat exchange fluid, and the other end 30b is disposed on the windward side.
  • the plurality of fins 30 are provided with a through hole through which each of the plurality of heat transfer pipes 20 penetrates, and air gaps 41 a and 41 b connected to the through holes (the details will be described later).
  • the first heat transfer pipe 20 a and the second heat transfer pipe 20 b shown in FIG. 3 are arbitrary two heat transfer pipes adjacent to each other in the direction of gravity among the plurality of heat transfer pipes 20 in the first heat exchanger 11.
  • the fins 30 shown in FIG. 3 are any one of the plurality of fins 30 in the first heat exchanger 11.
  • the outer shape of the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b in a cross section perpendicular to the y direction is a flat shape having a longitudinal direction and a transverse direction orthogonal to the longitudinal direction.
  • Each of the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b has an upper flat surface and a lower flat surface which are spaced apart from each other in the lateral direction.
  • the upper and lower planes of the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b are arranged, for example, in parallel with each other.
  • Each of the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b connects the upper plane and the lower plane at the windward side with the first surface connecting the upper plane and the lower plane and at the leeward side. It further has a second surface.
  • a plurality of flow paths through which the refrigerant flows are arranged, for example, in the longitudinal direction of the flat shape.
  • the end of the first heat transfer pipe 20a located on the windward side (the end 30a side of the fin 30) is referred to as the windward end 21a (first end), and the windward side (the other end of the fin 30)
  • the end of the first heat transfer pipe 20a located on the 30b side) is the leeward end 22a (second end).
  • the boundary between the upper flat surface of the first heat transfer pipe 20a and the first surface is referred to as a first boundary 25a
  • the boundary between the lower flat surface of the first heat transfer pipe 20a and the first surface is referred to as a second boundary 26a.
  • the end of the second heat transfer pipe 20b located on the windward side is the windward end 21b (third end), and the end of the second heat transfer pipe 20b located on the windward side is the leeward end 22b (fourth end) Department).
  • a boundary between the upper flat surface of the second heat transfer pipe 20b and the first surface is referred to as a third boundary 25b, and a boundary between the lower flat surface of the second heat transfer pipe 20b and the first surface is referred to as a fourth boundary 26b.
  • the windward end 21 a is disposed above the windward end 22 a.
  • the upwind end 21b is disposed above the downwind end 22b.
  • each of the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b is inclined downward in the direction of gravity from the windward side in the flow direction to the windward side. From a different point of view, the distance between the windward end 21a of the first heat transfer pipe 20a and the windward end 22b of the second heat transfer pipe 20b in the z direction is the leeward end 22a of the first heat transfer pipe 20a. And the distance between the windward end 21b of the second heat transfer pipe 20b and the z-direction.
  • the longitudinal directions of the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b form an angle with respect to the x direction with respect to the z direction. It is arranged to be smaller than that.
  • the respective latitudinal directions of the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b are arranged such that the angle formed with the x direction is larger than the angle formed with the z direction There is.
  • the angle formed by the longitudinal directions of the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b in the cross section perpendicular to the y direction is, for example, 20 degrees or less.
  • the windward end 21a and the windward end 21b are arranged to overlap in the z direction.
  • the first boundary 25a and the second boundary 26a are arranged to overlap in the short direction.
  • the third boundary 25 b and the fourth boundary 26 b are arranged to overlap in the short direction.
  • the downwind side end 22a and the downwind side end 22b are arranged to overlap in the z direction.
  • the first boundary 25a and the third boundary 25b are arranged to overlap in the z direction.
  • the first heat transfer pipe 20 a and the second heat transfer pipe 20 b pass through each of the plurality of fins 30.
  • Each of the plurality of fins 30 is disposed at a predetermined interval FP (see FIG. 5) in the y direction.
  • a virtual line segment located is defined as a first virtual line segment 1a.
  • An imaginary line extending along the short direction and passing through the center of the first heat transfer tube 20a in the longitudinal direction is defined as an imaginary center line L2a.
  • An imaginary line segment extending along the short side direction, passing through the third boundary 25b and the fourth boundary 26b, and positioned between the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b 2 Define as virtual line segment L1 b.
  • an imaginary line L3 passing through the center of the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b in the short direction and extending along the longitudinal direction is extended the lower plane of the second heat transfer pipe 20b
  • An imaginary line connecting the windward end 21b and the upwind end 21b is defined as an imaginary line L7
  • an imaginary line connecting the downwind side end 22a and the downwind side end 22b is defined as an imaginary line L8.
  • an area located between the first heat transfer pipe 20 a and the second heat transfer pipe 20 b and along which the heat exchange fluid flows along the fins 30 is defined as an air passage area RP.
  • the air passage region RP is, in the y direction, between an imaginary line L7 connecting the windward end 21a and the windward end 21b and an imaginary line L8 connecting the windward end 22a and the windward end 22b. It is arranged.
  • a region which is disposed on the windward side with respect to the air passage region RP, that is, on the windward side with respect to the virtual line L7, and is continuous with the air passage region RP is defined as a windward region RW.
  • a region which is disposed on the leeward side with respect to the air passage region RP, that is, on the leeward side with respect to the virtual line L8, and is continuous with the air passage region RP is defined as the leeward region RL.
  • a region which is disposed between the second heat transfer pipe 20b and the third heat transfer pipe 20c and in which the heat exchange fluid flows is defined as a second air passage region RP2.
  • the air passage region RP and the second air passage region RP2 are disposed apart from the second heat transfer pipe 20b.
  • a region in which the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b are connected at the shortest distance is defined as a first region R1.
  • the first region R1 is between the imaginary line L5a extending the upper plane of the first heat transfer pipe 20a in the z direction and the imaginary line L4b extending the lower plane of the second heat transfer pipe 20b on the fins 30, It is an area disposed between the first virtual line segment L1a and the third virtual line L6b in the flow direction.
  • the first region R1 is rectangular.
  • an area disposed between the first area R1 and the upwind area RW is referred to as a second area R2, and an area disposed between the first area R1 and the downwind area RL. Is defined as a third region R3.
  • the first virtual line segment L1a is a virtual line segment connecting the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b by the shortest distance, and is drawn on the most windward side in the x direction Is an imaginary line segment.
  • the first virtual line segment L1a is drawn on the upwind side on the first region R1, and forms one side of the first region R1.
  • the second imaginary line segment L1b connects the second heat transfer pipe 20b and the third heat transfer pipe 20c disposed adjacent to the second heat transfer pipe 20b above the second heat transfer pipe 20b by the shortest distance. It is a virtual line segment and is the virtual line segment drawn on the windward side in the x direction.
  • the virtual center line L2a is a virtual line connecting the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b at the shortest distance, and is a virtual line drawn on the leeward side of the first virtual line segment L1a.
  • the virtual center line L2a passes the leeward side of the center of the first region R1 in the longitudinal direction.
  • a gap 41 a separating the first heat transfer pipe 20 a and the fins 30 is disposed on the windward side with respect to the virtual center line L2 a.
  • the air gap 41a is disposed so as not to overlap with the virtual center line L2a.
  • the void 41 a is formed, for example, as a through hole penetrating the fin 30 in the y direction.
  • the air gap portion 41a is a heat path between the first heat transfer pipe 20a facing the air gap portion 41a and the fins 30, and the heat passage between the first heat transfer pipe 20a facing the air gap portion 41a and the fins 30.
  • the fin 30 may have any configuration as long as it can be longer than the path.
  • the fin 30 may be configured as a recess with respect to a plane perpendicular to the y direction.
  • the air gap 41 a is disposed, for example, on the windward side of the virtual center line L 2 b of the second heat transfer pipe 20 b.
  • the air gap portion 41a is disposed, for example, so as not to overlap with the virtual center line L2b of the second heat transfer pipe 20b.
  • the gap 41 a is disposed to overlap, for example, the first virtual line segment L1 a.
  • the air gap 41 a faces, for example, each of the upper flat surface of the first heat transfer pipe 20 a and a part of the first surface.
  • the air gap 41a is disposed, for example, to straddle the first region R1 and the second region R2. That is, the gap 41a faces the portion located on the windward side in the upper plane of the first heat transfer pipe 20a.
  • the void 41a may be disposed, for example, so as to straddle the first region R1, the second region R2, and the upwind region RW.
  • the planar shape of the air gap 41a viewed from the y direction may be any shape, for example, as shown in FIG. 3, a part of the first heat transfer tube 20a located on the first virtual line segment L1a, ie, It has a fan shape centered on the first boundary 25a.
  • the width in the short direction of the gap 41a is, for example, the widest on the first virtual line segment L1a.
  • the width in the longitudinal direction of the gap 41a is, for example, the largest on the imaginary line L5a. In other words, the widest portion of the gap 41 a in the longitudinal direction is, for example, a portion facing the first heat transfer tube 20 a in the gap 41 a.
  • the width of the gap 41a in the short direction is, for example, gradually narrowed as it is separated from the first imaginary line segment L1a in the longitudinal direction.
  • the width of the gap 41a in the longitudinal direction is, for example, gradually narrowed as it is separated from the first heat transfer pipe 20a in the lateral direction.
  • the width W 1 of the fin 30 on the first virtual segment L 1 a is the first transmission without passing through the gap portion 41 a in the first region R 1. It is shorter than an arbitrary virtual line connecting the heat pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b at the shortest distance, for example, the width W2 of the fin 30 on the virtual center line L2a.
  • the width W1 of the fins 30 on the first imaginary line segment L1a is an arbitrary length connecting the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b at the shortest distance in the first region R1.
  • the phantom line for example, is shorter than the width of the fin 30 on the imaginary line located on the leeward side of the first imaginary line segment L1a and drawn so as to overlap with the air gap 41a.
  • the maximum width of the air gap portion 41 a is, for example, less than the width of the first heat transfer pipe 20 a in the short side direction.
  • the length in the longitudinal direction of the portion facing the gap 41a is, for example, the longitudinal direction of the portion located on the leeward side of the portion and facing the fin 30 Less than the length of
  • a gap 41b separating the second heat transfer pipe 20b and the fins 30 is disposed so as to overlap the second virtual line segment L1b.
  • the void 41 b has the same configuration as the void 41 a.
  • the second heat transfer pipe 20b has the same configuration as the first heat transfer pipe 20a in relation to the third heat transfer pipe 20c.
  • two heat transfer tubes adjacent in the direction of gravity have the same configuration as the first heat transfer tube 20a and the second heat transfer tube 20b.
  • the number of air gaps disposed on one fin 30 is equal to the number of heat transfer tubes.
  • each of the plurality of fins 30 void portions 41a and 41b as shown in FIG. 3 when the respective fins 30 are viewed in plan are disposed.
  • the void 41 a of one fin 30 is arranged to overlap the void 41 a of the other fin 30 in the y direction.
  • each of the plurality of air gaps disposed on one fin 30 is arranged to overlap each of the air gaps disposed on the other fin 30 in the y direction. That is, in the first heat exchanger 11, a plurality of air gaps of a plurality of air gaps arranged to overlap in the y direction are provided at intervals in the z direction.
  • the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b are joined to the fins 30 through the brazing material 33 except for the area facing the gap 41a or the gap 41b.
  • the fin 30 has a fin collar portion 32 provided around the through hole of the fin 30 into which the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b are inserted.
  • the fin collar portion 32 has a structure bent with respect to the main plate portion 31 of the fin 30 having a surface perpendicular to the y direction.
  • the fin collar portion 32 is also provided in a region in contact with the air gaps 41 a and 41 b.
  • the fin collar portion 32 not in contact with the air gaps 41a and 41b is in contact with the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b, and a fillet of the brazing material 33 is formed between them.
  • the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b and the fins 30 are metal-joined.
  • the contact area (joining area) between the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b and the fin 30 is widely provided by metal bonding via the brazing material 33, and good heat transfer can be realized between the two. It is assumed.
  • the heat conduction from the first heat transfer pipe 20a to the fins 30 located on the leeward side of the first virtual line segment L1a and not overlapping the gap portion 41a (for example, the virtual center line L2a) is It takes place efficiently, with the shortest path.
  • the fin collar portion 32 facing the void portions 41a and 41b and the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b are disposed at an interval, and the brazing material 33 is interposed therebetween. Not joined. That is, the brazing material 33 is not filled in the void portion 41 a disposed between the first heat transfer pipe 20 a and the fin collar portion 32 on the first imaginary line segment L 1 a. In the air gap portion 41a, a part of an upper plane and a first surface of the first heat transfer pipe 20a is exposed. Therefore, heat conduction from the first heat transfer pipe 20a to the fins 30 located on the first imaginary line segment L1a is inhibited by the air gap 41a in the shortest path.
  • the air gaps 41a and 41b may be formed by any method, but are formed simultaneously with the formation of the fin collar 32, for example.
  • the air gaps 41a and 41b can be used as a region in which a bar-like brazing material is disposed.
  • the rod-shaped brazing material is prepared, for example, by the number of the void portions arranged on one fin 30.
  • the length in the extending direction of each rod-shaped brazing material is, for example, equal to the length in the y direction of the first heat exchanger 11.
  • Each rod-shaped brazing material is provided so as to be insertable into a group of air gaps arranged in series in the y direction.
  • the rod-like brazing material is inserted into the above-mentioned one group of void portions, heated and melted, and is disposed between the heat transfer tube 20 and the fins 30 arranged to be continuous with the respective void portions, ie, the fin collar portion 32 Penetrate. Thereafter, the brazing material solidifies by being cooled, and as shown in FIG. 5, the heat transfer tube 20 and the fins 30 are firmly joined.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 is provided to be able to perform a cooling operation, a heating operation, and a defrosting operation.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 switches between the cooling operation and the defrosting operation and the heating operation by switching the refrigerant circuit by the four-way valve 7.
  • the directions of the flow of the refrigerant during the cooling operation and the defrosting operation are indicated by broken arrows, and the directions of the flow of the refrigerant during the heating operation are indicated by solid arrows.
  • a refrigerant circuit in which the compressor 2, the outdoor heat exchanger 10, the expansion device 5, and the indoor heat exchanger 3 are sequentially connected is formed.
  • the single-phase high-temperature, high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 2 flows through the four-way valve 7 into the outdoor heat exchanger 10 functioning as a condenser.
  • the outdoor heat exchanger 10 the heat exchange is performed between the inflowing high-temperature and high-pressure gas refrigerant and the air supplied by the outdoor fan 6, so that the high-temperature and high-pressure gas refrigerant is condensed to form a single-phase high-pressure liquid. It becomes a refrigerant.
  • the high-pressure liquid refrigerant delivered from the outdoor heat exchanger 10 is converted by the expansion device 5 into a two-phase refrigerant of low-pressure gas refrigerant and liquid refrigerant.
  • the two-phase refrigerant flows into the indoor heat exchanger 3 functioning as an evaporator.
  • heat exchange is performed between the inflowing two-phase refrigerant and the air supplied by the indoor fan 4, and the liquid refrigerant in the two-phase refrigerant is evaporated to be single-phase Low pressure gas refrigerant.
  • the room is cooled by this heat exchange.
  • the low-pressure gas refrigerant sent from the indoor heat exchanger 3 flows into the compressor 2 via the four-way valve 7, is compressed, becomes a high-temperature and high-pressure gas refrigerant, and is discharged again from the compressor 2. Hereinafter, this cycle is repeated.
  • a refrigerant circuit in which the compressor 2, the indoor heat exchanger 3, the expansion device 5, and the outdoor heat exchanger 10 are sequentially connected is formed.
  • the single-phase high-temperature, high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 2 flows through the four-way valve 7 into the indoor heat exchanger 3 functioning as a condenser.
  • the indoor heat exchanger 3 the heat exchange is performed between the inflowing high-temperature and high-pressure gas refrigerant and the air supplied by the indoor fan 4, so that the high-temperature and high-pressure gas refrigerant is condensed to form a single-phase high-pressure liquid. It becomes a refrigerant. This heat exchange heats the room.
  • the high-pressure liquid refrigerant delivered from the indoor heat exchanger 3 is converted by the expansion device 5 into a two-phase refrigerant of low-pressure gas refrigerant and liquid refrigerant.
  • the two-phase refrigerant flows into the outdoor heat exchanger 10 that functions as an evaporator.
  • heat exchange is performed between the inflowing two-phase refrigerant and the air supplied by the outdoor fan 6, and the liquid refrigerant in the two-phase refrigerant is evaporated to be single-phase refrigerant.
  • Low pressure gas refrigerant Low pressure gas refrigerant.
  • the low-pressure gas refrigerant sent from the outdoor heat exchanger 10 flows into the compressor 2 through the four-way valve 7, is compressed, becomes a high-temperature and high-pressure gas refrigerant, and is discharged again from the compressor 2. Hereinafter, this cycle is repeated.
  • each of the plurality of heat transfer pipes 20 is inclined downward in the direction of gravity from the windward side to the windward side in the circulating direction, so the condensed water reaching the surface of the heat transfer pipe 20 is outdoor heat.
  • the water is drained efficiently from the exchanger 10.
  • the outdoor heat exchanger 10 has high frost resistance (details will be described later).
  • the refrigeration cycle apparatus 1 is provided so as to be capable of performing a defrosting operation for melting the frost adhering to the outdoor heat exchanger 10.
  • a refrigerant circuit similar to that during the cooling operation is formed.
  • the refrigerant compressed by the compressor 2 is sent to the outdoor heat exchanger 10, and warms and melts the frost adhering to the outdoor heat exchanger 10.
  • the frost which arrived at the outdoor heat exchanger 10 at the time of heating operation melts by defrost operation, and turns into water.
  • the molten water is effectively drained from the outdoor heat exchanger 10.
  • the indoor fan 4 and the outdoor fan 6 are stopped, for example.
  • FIG. 6 is a partially enlarged view showing the configuration of the heat exchanger 10 and the heat flux distribution representing the amount of heat exchange per unit area on the fins 30.
  • FIG. 7 is a partially enlarged view showing the configuration of the comparative example and the heat flux distribution representing the amount of heat exchange per unit area on the fins 130.
  • Each dotted line annularly shown in FIGS. 6 and 7 indicates heat flux contours representing the amount of heat exchange per unit area on the fins. Since heat transfer and mass transfer generally have a correlation, it is considered that the heat flux also correlates with the mass transfer amount per unit area, that is, the mass flux indicating the local frost formation amount.
  • the heat exchanger of the comparative example shown in FIG. 7 differs from the heat exchanger 10 in the configuration of the air gap.
  • a gap portion 140a separating the first heat transfer pipe 120a and the fins 30 is disposed to face an air passage area between the first heat transfer pipe 120a and the second heat transfer pipe 120b.
  • the air gap portion 140a is disposed on the leeward side of the virtual center line L2a extending along the short direction through the longitudinal center of the first heat transfer pipe 120a.
  • the void portion 140 a is provided as a part of a drainage of condensed water.
  • the temperature of the refrigerant as the heat exchange fluid is lower than the temperature of air as the heat exchange fluid. Therefore, the surface temperature of the heat transfer tube 120a through which the refrigerant flows is lower than the surface temperature of the fins 130 in the air passage region through which the air flows.
  • the heat conduction between the heat transfer tube 120a and the fin 130 is performed from the fin 130 toward the heat transfer tube 120a, so the surface temperature of the fin 130 has a distribution corresponding to the distance between the heat transfer tube 120a.
  • the air is cooled when flowing from the windward side to the windward side through the heat transfer pipe 130 through which the refrigerant as the heat exchange fluid flows, and the moisture in the air is condensed. Therefore, the temperature and the absolute humidity of the air supplied to the windward side in the fin-and-tube type heat exchanger are higher than the temperature and the absolute humidity of the air passing the windward side.
  • the heat flux (material flux) distribution shown in FIG. 7 can be obtained by considering the surface temperature distribution as described above and the temperature / humidity distribution on the air side.
  • the first heat transfer pipe 120a located on the windward side of the virtual center line L2a and the fins 130 are connected at the shortest distance. Therefore, in the region located on the windward side with respect to virtual center line L2a, the contours of the heat flux are denser than the region located on the windward side with respect to virtual center line L2a.
  • the heat pipes 120b are disposed widely from one side to the other side. Therefore, in the comparative example, the temperature difference between the fins 130 and the air is large enough to cause frost formation over the entire region including on the imaginary line L3 in the region located on the windward side of the imaginary center line L2a.
  • the temperature difference between the fin 130 and the air is the largest on the first imaginary line segment L1a, that is, on the intersection of the first imaginary line segment L1a and the imaginary line L3. This is because the fins 130 on the intersection are sufficiently cooled since they are connected to the first heat transfer pipe 120a and the second heat transfer pipe 120b at the shortest distance, while the temperature is relatively high on the intersection Because air is supplied, the temperature difference between the fins 130 and the air on the intersection becomes large.
  • the air passage region RP is likely to be blocked by the frost, and the void portion 140a can not sufficiently suppress such blocking.
  • the heat exchanger of the comparative example it becomes difficult for the heat exchanger of the comparative example to exhibit sufficient evaporation capacity at the time of heating operation, and the capacity (heating capacity) on the indoor unit side is reduced.
  • the heat exchanger 10 penetrates the plate-like fin 30 and the fin 30, and the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b which are adjacent in the direction of gravity. Equipped with In the cross section perpendicular to the first direction in which the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b extend, the outer shapes of the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b are flat.
  • the first heat transfer pipe 20a is disposed below the second heat transfer pipe 20b.
  • a portion where the fin 30 and the first heat transfer pipe 20a are connected and a gap 41a separating the fin 30 and the first heat transfer pipe 20a Is arranged.
  • the air gap 41a is disposed on the windward side in the circulating direction with respect to the virtual center line L2a extending along the short direction through the center of the first heat transfer tube 20a in the longitudinal direction.
  • the heat exchanger 10 can suppress frost formation in the air passage region RP, particularly frost formation on the imaginary line L3, and suppress blockage of the air passage region RP due to frost, as compared with the comparative example. be able to.
  • the heat exchanger 10 can exhibit a sufficient evaporation capacity at the time of heating operation, and can suppress a decrease in the capacity (heating capacity) on the indoor unit side.
  • first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b are inclined such that the downwind side end portions 22a and 22b are positioned lower than the upwind side end portions 21a and 21b in the z direction. Therefore, according to the heat exchanger 10, for example, even in a state where air is not supplied from the outdoor fan 6 shown in FIG. 1 during the defrosting operation, water droplets attached on the surfaces of the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b. Under the influence of gravity, it flows downwind and is discharged through the downwind region. Therefore, the heat exchanger 10 has high drainage performance.
  • the void portion 41a is a virtual segment connecting the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b at the shortest distance, and is the first virtual drawn on the windward side in the circulating direction It is arranged to overlap the line segment.
  • the fins 30 located on the first virtual line segment L1a and the first boundary 25a of the first heat transfer pipe 20a are connected via the air gap 41a, and are not connected at the shortest distance. That is, heat conduction from the first heat transfer pipe 20a to the fins 30 located on the first virtual segment L1a is performed in the shortest path by the air gap portion 41a disposed so as to overlap the first virtual segment L1a. Is being inhibited. Therefore, according to the heat exchanger 10, compared to the comparative example, the temperature of the fin 30 located on the first virtual line segment L1a at the time of operation as the evaporator, for example, the first virtual line segment L1a and the virtual line L3 The temperature of the fins 30 located on the intersection can be increased. As a result, the heat exchanger 10 can effectively suppress the blockage due to the frost of the flow path of the heat exchange fluid, as compared with the comparative example.
  • the width of the fins 30 on the first imaginary line segment L1a is an imaginary line connecting the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b at the shortest distance, and the first heat transfer pipe 20a
  • the width of the fin 30 on the virtual center line L2a passing through the center of The fins 30 facing the air passage region RP and located at least on the virtual center line L2a are connected to the first heat transfer pipe 20a at the shortest distance. Therefore, heat can be efficiently exchanged with the first heat transfer pipe 20a. That is, according to the heat exchanger 10, sufficient heat exchange performance can be achieved while effectively suppressing the blockage due to the frost of the flow path of the heat exchange fluid at the time of operation as the evaporator as compared with the conventional heat exchanger. It can be secured.
  • the width of the air gap 41a in the direction along the first imaginary line segment L1a is the largest on the first imaginary line segment L1a.
  • the heat exchange between the fins 30 and the first heat transfer pipe 20a in the region not overlapping the first imaginary line segment L1a is not significantly impeded by the air gap 41a. Therefore, according to the heat exchanger 10, sufficient heat exchange performance can be achieved while effectively suppressing the blockage due to frost of the flow path of the heat exchange fluid at the time of operation as the evaporator as compared with the conventional heat exchanger. It can be secured.
  • the first heat transfer pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b of the heat exchanger 10 are upper and lower planes which are disposed parallel to each other with a space in the short direction of the cross section, and upper and lower planes at the windward side A first surface connecting the flat surface and a second surface connecting the upper flat surface and the lower flat surface on the downwind side in the circulating direction.
  • the first imaginary line segment L1a passes through the first boundary 25a between the upper plane of the first heat transfer pipe 20a and the first surface.
  • the air gap 41 a faces the upper flat surface and the first surface of the first heat transfer pipe 20 a.
  • the molten brazing material spreads along the upper plane and spreads along the first surface. It can spread wet along the surface. As a result, fillets of the brazing material 33 can be uniformly formed around the first heat transfer tube 20a.
  • the refrigeration cycle apparatus 1 includes a heat exchanger 10 and a fan 6 that blows a heat exchange fluid to the heat exchanger 10.
  • a refrigeration cycle apparatus 1 can be used as the heat exchanger of the comparative example because the heat exchanger 10 can exhibit high evaporation capacity as described above when the heat exchanger 10 is used as an evaporator. Compared to the provided refrigeration cycle apparatus, high heating capacity can be exhibited.
  • the first end portion of the first heat transfer pipe 20 a located on the end 30 a side of the fin 30 in the x direction The upwind end 21a) is disposed on one side in the z direction from the second end (downwind end 22a) of the first heat transfer pipe 20a located on the other end 30b side of the fin 30 in the x direction .
  • the third end (wind-side end 21b) of the second heat transfer pipe 20b located on the end 30a side in the x-direction is the fourth end (wind-side end located on the other end 30b side in the x-direction) 22b) are arranged on the one side in the z direction.
  • the distance in the z direction between the first end (wind-side end 21a) of the first heat transfer pipe 20a and the fourth end (wind-side end 22b) of the second heat transfer pipe 20b is the first heat transfer pipe 20a.
  • the void portion 41a is disposed closer to the one end 30a than the virtual center line L2a extending along the short direction through the longitudinal center of the first heat transfer pipe 20a in the x direction.
  • the heat exchanger 10 constituting the outdoor heat exchanger in the refrigeration cycle device 1 has the x direction along the flow direction of the heat exchange fluid formed by the outdoor fan 6 and the x direction of the fins 30.
  • the one end 30a of the above is disposed on the windward side of the heat exchange fluid, and the z direction is disposed along the gravity direction.
  • the first end of the first heat transfer pipe 20a and the third end of the second heat transfer pipe 20b are disposed on the windward side to be windward ends 21a and 21b, and the second end of the first heat transfer pipe 20a
  • the fourth end of the heat transfer tube 20b and the second heat transfer pipe 20b is disposed on the downwind side to be downwind side ends 22a and 22b.
  • the first heat transfer pipe 20a is disposed below the second heat transfer pipe 20b.
  • the heat exchanger 10A according to the second embodiment basically has the same configuration as the heat exchanger 10 according to the first embodiment, but faces the air passage region RP.
  • the difference is that the provided gap portion 42b faces the lower plane of the second heat transfer pipe 20b.
  • the air gap 42 b faces only the lower plane, for example, on the surface of the second heat transfer pipe 20 b.
  • the void portion 42 b is not in contact with, for example, the first surface of the second heat transfer pipe 20 b.
  • the planar shape of the air gap 42a viewed from the y direction may be any shape, but for example, as shown in FIG. 8, a part of the second heat transfer tube 20b located on the first virtual line segment L1a is centered It is a fan-like shape.
  • the air gap 42b is provided, for example, in line symmetry with the first virtual line segment L1a in the longitudinal direction.
  • the width W 3 of the fin 30 on the first imaginary line segment L 1 a is the first transmission without the air gap 42 b in the first region R 1. It is shorter than any virtual line connecting the heat pipe 20a and the second heat transfer pipe 20b at the shortest distance, for example, the virtual center line L2a, and the width W2 of the upper fin 30.
  • the void 42a facing the lower plane of the first heat transfer tube 20a has the same configuration as the void 42b.
  • the air gap portion 42a is disposed on the windward side relative to an imaginary center line of another heat transfer tube (not shown) disposed adjacent to the first heat transfer tube 20a at the lower side in the gravity direction. It arrange
  • the void portion 42a is disposed, for example, on the windward side of the virtual center line L2a of the first heat transfer pipe 20a.
  • the void portion 42a is disposed, for example, so as to overlap the imaginary center line L2b of the second heat transfer pipe 20b.
  • the air gap 42b is arranged on the windward side of the virtual center line L2a in the air passage region RP, and is further arranged to overlap the first virtual segment L1a. Therefore, the same effect as the heat exchanger 10 can be achieved. That is, the heat exchanger 10A can effectively suppress the blockage due to the frost of the flow path of the heat exchange fluid, as compared with the comparative example shown in FIG.
  • a heat exchanger 10B according to the third embodiment has basically the same configuration as the heat exchanger 10 according to the first embodiment and the heat exchanger 10A according to the second embodiment.
  • the air gap 43b provided to face the air passage region RP is not disposed so as to overlap the first virtual segment L1a, but is disposed on the windward side of the first virtual segment L1a It is different.
  • the void 43b is disposed, for example, so as to overlap the second virtual line segment L1b.
  • the void 43b portion faces, for example, the lower plane of the second heat transfer pipe 20b and the first surface of the second heat transfer pipe 20b.
  • the planar shape of the air gap 43b viewed from the y direction may be any shape, for example, as shown in FIG. 9, a part of the second heat transfer pipe 20b located on the first virtual line segment L1a, ie, It has a fan shape centered on the fourth boundary portion 26b.
  • the gap 43a facing the lower plane of the first heat transfer tube 20a has the same configuration as the gap 43b.
  • the air gap portion 43a is disposed on the windward side relative to the first imaginary line of another heat transfer tube (not shown) disposed adjacent to the first heat transfer tube 20a at the lower side in the direction of gravity. It arrange
  • the air gap 43b is arranged on the windward side of the virtual center line L2a in the air passage region RP, and is further arranged to overlap with the first virtual segment L1a. Therefore, the same effect as the heat exchanger 10 can be achieved. That is, the heat exchanger 10B can effectively suppress the blockage due to the frost of the flow path of the heat exchange fluid, as compared with the comparative example shown in FIG.
  • the heat exchanger 10C according to the fourth embodiment basically has the same configuration as the heat exchanger 10 according to the first embodiment, but a plurality of air path regions RP are provided. The difference is that the gaps (the first gap 44a and the second gap 45b) are disposed.
  • the plurality of air gaps are spaced apart from the first air gap 44a facing the upper flat surface of the first heat transfer pipe 20a and the first air gap 44a in the short direction, and the second transmission And a second air gap 45b facing the lower plane of the heat pipe 20b.
  • the first air gap 44a has the same configuration as the air gap 41a shown in FIG.
  • the second void 45 b has the same configuration as the void 42 b shown in FIG. 8.
  • the first air gap 44 a and the second air gap 45 b are spaced apart in the short direction.
  • the first air gap 44a and the second air gap 45b are arranged to overlap the first virtual line segment L1a.
  • the width W4 of the fin 30 on the first imaginary line segment L1a is the first heat transfer pipe 20a and the first heat transfer tube 20a without the first air gap 44a and the second air gap 45b in the first region R1. It is shorter than any virtual line connecting the second heat transfer pipe 20b with the shortest distance, for example, the virtual center line L2a, and the width W2 of the upper fin 30.
  • the width W4 is shorter than the width W1 of the heat exchanger 10 shown in FIG. 3 by the width of the second air gap 45b in the short direction.
  • the width W4 is shorter than the width W3 of the heat exchanger 10 shown in FIG. 8 by the width of the first air gap 44a in the short direction.
  • the fins 30 on the intersections of the first imaginary line segment L1a and the imaginary line L3 are connected to the first heat transfer pipe 20a via the first air gap 44a, and the second transmission via the second air gap 45b. It is connected with the heat pipe 20b.
  • a second air gap 45a facing the lower plane of the first heat transfer pipe 20a is disposed in another air passage area adjacent to the air path region RP via the first heat transfer pipe 20a.
  • the first air gap 44a facing the upper plane of the first heat transfer pipe 20a and the second air gap 45a facing the lower plane of the first heat transfer pipe 20a are, for example, the above. They are arranged so as not to overlap each other in the lateral direction.
  • gap part 45a may be arrange
  • the void 44 b has the same configuration as the void 41 b shown in FIG. 3.
  • the void 45a has the same configuration as the void 42a shown in FIG.
  • the first gaps 44a and 44b having the same configuration as the gaps 41a and 41b of the heat exchanger 10 and the configurations similar to the gaps 42a and 42b of the heat exchanger 10A
  • the same effects as the heat exchanger 10 and the heat exchanger 10A can be achieved by providing the air gaps 45a and 45b including the above.
  • the fins 30 on the intersection of the first imaginary line segment L1a and the imaginary line L3 are connected to the first heat transfer pipe 20a via the first air gap 44a, and
  • the second heat transfer pipe 20b is connected to the second heat transfer pipe 20b via the air gap 45b. Therefore, according to the heat exchanger 10C, since frost formation on the fins 30 on the intersection can be suppressed as compared with the heat exchangers 10 and 10A, the blockage of the flow path of the heat exchange fluid by the frost is more It can be effectively suppressed.
  • Reference Signs List 1 refrigeration cycle apparatus 2 compressor, 3 indoor heat exchanger, 4 indoor fan, 5 expansion device, 6 outdoor fan, 7 four-way valve, 10, 10A, 10B, 10C heat exchanger (outdoor heat exchanger), 20a, 20a, 120a first heat transfer pipe, 20b, 20b, 120b second heat transfer pipe, 11 first heat exchanger, 12 second heat exchanger, 13 first header portion, 14 second header portion, 15 inter-row connection member, Reference Signs List 20 heat transfer pipe 20a first heat transfer pipe 20b second heat transfer pipe 20c third heat transfer pipe 21a windward end (first end) 21b windward end (third end) 22a windward end Part (second end), 22b Downwind side end (fourth end), 25a first boundary, 25b third boundary, 26a second boundary, 26b fourth boundary, 30 plate fins, 31 Main plate, 32 33, braze material 41a, 41b, 42a, 42b, 43a, 44b, 44a, 44b, 45a, 45b void, L1a first virtual line, L1b second virtual line

Abstract

従来のフィンアンドチューブ型の熱交換器と比べて、熱交換流体の流路の霜による閉塞を効果的に抑制することができる熱交換器および冷凍サイクル装置を提供する。熱交換器（１０）は、第１方向において一端（３０ａ）および他端（３０ｂ）を有する板状のフィン（３０）と、フィン（３０）を貫通しており、第２方向において隣り合う第１伝熱管（２０ａ）および第２伝熱管（２０ｂ）とを備える。第１伝熱管（２０ａ）および第２伝熱管（２０ｂ）が延在する第１方向に垂直な断面において、第１伝熱管（２０ａ）および第２伝熱管（２０ｂ）の外形状は扁平形状である。フィン（３０）と第１伝熱管（２０ａ）との間には、フィン（３０）と第１伝熱管（２０ａ）とが接続されている部分と、フィン（３０）と第１伝熱管（２０ａ）との間を隔てている空隙部（４１ａ）とが配置されている。空隙部（４１ａ）は、第１伝熱管（２０ａ）の長手方向の中心を通って短手方向に沿って延びる仮想中心線（Ｌ２ａ）よりも、上記第１方向の一端側に配置されている。

Description

熱交換器および冷凍サイクル装置
　本発明は、熱交換器および冷凍サイクル装置に関し、特にフィンアンドチューブ型の熱交換器およびそれを備える冷凍サイクル装置に関する。
　従来、所定のフィンピッチ間隔を空けて並設された板状の複数のフィンと、複数のフィンの並設方向に沿ってフィンを貫通する複数の伝熱管とを備えたフィンアンドチューブ型の熱交換器が知られている。
　フィンアンドチューブ型の熱交換器において、複数の伝熱管は、複数のフィンに設けられた貫通孔または切欠き等の開口部に挿入されている。これにより複数の伝熱管はフィンを貫通した状態とされている。各伝熱管の端部は、分配管またはヘッダに接続されている。これにより各伝熱管には水または冷媒等の被熱交換流体が流通し、複数のフィン間を流れる空気等の熱交換流体と被熱交換流体との間で熱が交換される。
　従来のフィンアンドチューブ型の熱交換器には、各伝熱管の延在方向に垂直な断面形状が扁平形状であるものが知られている。断面が扁平形状である伝熱管は、断面が円形状である伝熱管に比べ、通風時の剥離を縮小することができ、通風抵抗を小さくすることができるため、高密度に実装されることができる。断面が扁平形状である伝熱管が高密度に実装された熱交換器は、伝熱性能と通風性能のバランスが向上されている。
　一方で、熱交換器が例えば外気温度が氷点下となる環境で蒸発器として動作する場合、上記熱交換流体中の水分が伝熱管の周囲に結露して霜が生じる。霜は除霜運転によって融解されて水滴となるが、伝熱管の周囲での水滴の滞留および凍結を防ぐため、水滴は伝熱管の周囲から適切に排出される必要がある。
　特開平１０－６２０８６号公報には、水滴を伝熱管の周囲から適切に排出して除霜時間を短縮することを目的として、扁平形状の伝熱管の下面と伝熱管が挿入される挿通孔との間に水の流動用の隙間が形成されているフィンアンドチューブ型熱交換器が開示されている。
特開平１０－６２０８６号公報
　しかしながら、従来のフィンアンドチューブ型の熱交換器では、隣り合う伝熱管間が霜によって閉塞されることを十分に防止し得ないという問題があった。
　フィンアンドチューブ型の熱交換器では、隣り合う伝熱管間を流れる熱交換流体の絶対湿度はその流通方向の風上側から風下側に向かって小さくなり、隣り合う伝熱管間に形成される温度境界層は風上側から風下側に向かって厚くなる。そのため、特開平１０－６２０８６公報に記載されているような従来のフィンアンドチューブ型の熱交換器では、熱交換流体の絶対湿度が小さくかつ温度境界層が厚くなる風下側よりも、熱交換流体の絶対湿度が大きくかつ温度境界層が薄くなる風上側に、着霜が生じやすい。
　特に、伝熱管を高密度に実装した場合には、隣り合う伝熱管間に配置される熱交換流体の流路が風上側に成長した霜によって閉塞されやすいという問題がある。熱交換流体の流路が霜によって閉塞されると、冷凍サイクル装置の暖房運転時の能力が低下する。
　本発明の主たる目的は、従来のフィンアンドチューブ型の熱交換器と比べて、熱交換流体の流路の霜による閉塞を効果的に抑制することができる熱交換器および冷凍サイクル装置を提供することにある。
　本発明に係る熱交換器は、第１方向において一端および他端とを有する板状のフィンと、フィンを貫通しており、第１方向と交差する第２方向において隣り合う第１伝熱管および第２伝熱管とを備える。第１伝熱管および第２伝熱管の延在方向に垂直な断面の外形状は、長手方向および短手方向を有する扁平形状である。上記一端側に位置する第１伝熱管の第１端部は上記他端側に位置する第１伝熱管の第２端部よりも第２方向の一方側に配置されている。上記一端側に位置する第２伝熱管の第３端部は上記他端側に位置する第２伝熱管の第４端部よりも第２方向の一方側に配置されている。フィンと第１伝熱管および第２伝熱管の少なくともいずれかとの間には、フィンと第１伝熱管および第２伝熱管の少なくともいずれかとが接続されている部分と、フィンと第１伝熱管および第２伝熱管の少なくともいずれかとの間を隔てている少なくとも１つの空隙部とが配置されている。少なくとも１つの空隙部は、第１伝熱管の長手方向の中心を通って短手方向に沿って延びる仮想中心線よりも、第１方向の上記一端側に配置されている。
　本発明によれば、第１仮想線と重なるように配置されている空隙部によって、蒸発器としての動作時に第１仮想線上に位置するフィンの温度低下が従来の熱交換器と比べて抑制されている。そのため、本発明によれば、熱交換流体の流路の霜による閉塞を効果的に抑制することができる熱交換器および冷凍サイクル装置を提供することができる。
実施の形態１に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路の一例を示す図である。 図１に示される熱交換器の一例を示す斜視図である。 図２に示される熱交換器の部分断面図である。 図２に示される熱交換器の部分断面図である。 図４中の線分Ｖ－Ｖから視た部分断面図である。 図３に示される熱交換器の熱流束分布を示す部分断面図である。 比較例の熱流束分布を示す部分断面図である。 実施の形態２に係る熱交換器の部分断面図である。 実施の形態３に係る熱交換器の部分断面図である。 実施の形態４に係る熱交換器の部分断面図である。
　以下、図面を参照して本発明の実施の形態について説明する。なお、以下の図面において同一または相当する部分には同一の参照番号を付してその説明は繰り返さない。
　実施の形態１．
　＜冷凍サイクル装置の構成＞
　図１を参照して、実施の形態１に係る冷凍サイクル装置１について説明する。図１に示されるように、冷凍サイクル装置１は、圧縮機２と、室内熱交換器３と、室内ファン４と、絞り装置５と、室外熱交換器１０と、室外ファン６と、四方弁７とを備えている。例えば、圧縮機２、室外熱交換器１０、絞り装置５および四方弁７が室外機に、室内熱交換器３が室内機に設けられている。
　圧縮機２、室内熱交換器３、絞り装置５、室外熱交換器１０、及び四方弁７は、冷媒が循環可能な冷媒回路を構成している。冷凍サイクル装置１では、上記冷媒回路中を冷媒が相変化しながら循環する冷凍サイクルが行われる。
　圧縮機２は、冷媒を圧縮させる。圧縮機２は、例えば、ロータリ圧縮機、スクロール圧縮機、スクリュー圧縮機、又は往復圧縮機等である。
　室内熱交換器３は、暖房運転時には凝縮器として機能し、冷房運転時には蒸発器として機能する。室内熱交換器３は、例えば、フィンアンドチューブ型熱交換器、マイクロチャネル熱交換器、シェルアンドチューブ式熱交換器、ヒートパイプ式熱交換器、二重管式熱交換器、又はプレート熱交換器等である。
　絞り装置５は、冷媒を膨張させて減圧させる。絞り装置５は、例えば冷媒の流量を調整可能な電動膨張弁等である。なお、絞り装置５としては、電動膨張弁だけでなく、受圧部にダイアフラムを採用した機械式膨張弁、又はキャピラリーチューブ等であってもよい。
　室外熱交換器１０は、暖房運転時には蒸発器として機能し、冷房運転時には凝縮器として機能する。室外熱交換器１０は、フィンアンドチューブ型熱交換器である。室外熱交換器１０の詳細は、後述する。
　四方弁７は、冷凍サイクル装置１における冷媒の流路を切り替え可能である。四方弁７は、暖房運転時、圧縮機２の吐出口と室内熱交換器３とを接続し、圧縮機２の吸入口と室外熱交換器１０とを接続するように切り替えられる。また、四方弁７は、冷房運転および除湿運転時、圧縮機２の吐出口と室外熱交換器１０とを接続し、圧縮機２の吸入口と室内熱交換器３とを接続するように切り替えられる。
　室内ファン４は、室内熱交換器３に付設されており、室内熱交換器３に対して熱交換流体としての居室内の空気を供給する。室外ファン６は、室外熱交換器１０に付設されており、室外熱交換器１０に対して室外の空気を供給する。
　＜熱交換器の構成＞
　次に、図２および図３を参照して、熱交換器１０について説明する。なお、以下では、説明の便宜上、熱交換器１０に備えられる複数のフィン３０の各々の短辺が延在する方向をｘ方向とし、熱交換器１０に備えられる複数の伝熱管２０の各々が延在する方向をｙ方向とし、熱交換器１０に備えられる複数のフィン３０の各々の長辺が延在する方向であって、複数の伝熱管２０の各々が互いに間隔を隔てて並んで配置されている方向をｚ方向（第２方向）とする。冷凍サイクル装置１において、熱交換器１０は、ｘ方向が図１に示される室外ファン６から供給される熱交換流体の流通方向に沿うように、かつｚ方向が重力方向に沿うように配置される。
　図２に示されるように、熱交換器１０は、例えば２列構造の熱交換器であり、ｘ方向において風上側に配置されている第１熱交換器１１と、風下側に配置されている第２熱交換器１２とを備えている。第１熱交換器１１および第２熱交換器１２の各々が、フィンアンドチューブ型の熱交換器として構成されている。第１熱交換器１１および第２熱交換器１２の各々は、重力方向において互いに間隔を隔てて配置されている複数の伝熱管と、複数の伝熱管の各々が貫通している複数のフィンとを備えている。なお、熱交換器１０に課される熱交換負荷に応じて、熱交換器１０は１列構造の熱交換器、すなわち第１熱交換器１１および第２熱交換器１２の一方のみで構成されていてもよい。
　図２に示されるように、第１熱交換器１１の伝熱管の一端は、第１ヘッダ部１３に接続されている。第２熱交換器１２の伝熱管の一端は、第２ヘッダ部１４に接続されている。第１熱交換器１１の伝熱管の他端および第２熱交換器１２の伝熱管の他端は、列間接続部材１５に接続されている。第１ヘッダ部１３は、外部から供給された冷媒を第１熱交換器１１の各伝熱管に分配可能に設けられている。第２ヘッダ部１４は、外部から供給された冷媒を第２熱交換器１２の各伝熱管に分配可能に設けられている。これにより、熱交換器１０は、第１ヘッダ部１３、第１熱交換器１１の各伝熱管、列間接続部材１５、第２熱交換器１２の各伝熱管、および第２ヘッダ部１４が順に接続されて成る冷媒流路を備えている。
　第１熱交換器１１および第２熱交換器１２の各々は、例えば同等の構成を備えている。以下においては、双方を代表して、第１熱交換器１１の構成について説明する。
　図３および図４に示されるように、第１熱交換器１１は、複数の伝熱管２０と、複数のフィン３０とを備える。複数の伝熱管２０の各々は、ｙ方向に沿って延在している。複数の伝熱管２０は、ｚ方向において隣り合う第１伝熱管２０ａと第２伝熱管２０ｂとを含む。第１伝熱管２０ａは、第２伝熱管２０ｂよりも下方に配置されている。
　複数のフィン３０の各々は、板状に設けられている。複数のフィン３０の各々は、ｙ方向に垂直な面の外形が例えば長方形状である。ｙ方向から視て、フィン３０の短辺はｘ方向に沿っており、かつフィン３０の長辺はｚ方向に沿っている。フィン３０は、ｘ方向において一端３０ａおよび他端３０ｂを有している。一端３０ａは熱交換流体の流通方向における風上側に配置され、他端３０ｂは風下側に配置されている。複数のフィン３０には、複数の伝熱管２０の各々が貫通されている貫通孔と、該貫通孔と連なる空隙部４１ａ，４１ｂとが設けられている（詳細は後述する）。なお、図３に示される第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂは、第１熱交換器１１における複数の伝熱管２０のうち重力方向に隣り合う任意の２つの伝熱管である。図３に示されるフィン３０は、第１熱交換器１１における複数のフィン３０のうちの任意の１つのフィンである。
　図３に示されるように、ｙ方向に垂直な断面の第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂの外形状は、長手方向、および該長手方向に直交する短手方向を有する扁平形状である。第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂの各々は、上記短手方向に互いに間隔を隔てて配置されている上平面および下平面を有している。第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂの各上平面および各下平面は、例えば互いに平行に配置されている。第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂの各々は、風上側において上記上平面と上記下平面とを接続している第１面および風下側において上記上平面と上記下平面とを接続している第２面をさらに有している。第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂの各内部には、冷媒が流通するための複数の流路が、例えば上記扁平形状の長手方向に並んで配置されている。
　以下では、説明の便宜上、風上側（フィン３０の一端３０ａ側）に位置する第１伝熱管２０ａの端部を風上側端部２１ａ（第１端部）とし、風下側（フィン３０の他端３０ｂ側）に位置する第１伝熱管２０ａの端部を風下側端部２２ａ（第２端部）とする。第１伝熱管２０ａの上平面と第１面との境界部を第１境界部２５ａとし、第１伝熱管２０ａの下平面と第１面との境界部を第２境界部２６ａとする。風上側に位置する第２伝熱管２０ｂの端部を風上側端部２１ｂ（第３端部）とし、風下側に位置する第２伝熱管２０ｂの端部を風下側端部２２ｂ（第４端部）とする。第２伝熱管２０ｂの上平面と第１面との境界部を第３境界部２５ｂとし、第２伝熱管２０ｂの下平面と第１面との境界部を第４境界部２６ｂとする。
　図３および図４に示されるように、風上側端部２１ａは、風下側端部２２ａよりも上方に配置されている。風上側端部２１ｂは、風下側端部２２ｂよりも上方に配置されている。言い換えると、第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂの各々は、上記流通する方向の風上側から風下側に向かって重力方向の下向きに傾斜している。異なる観点から言えば、第１伝熱管２０ａの風上側端部２１ａと第２伝熱管２０ｂの風下側端部２２ｂとの間のｚ方向における距離は、第１伝熱管２０ａの風下側端部２２ａと第２伝熱管２０ｂの風上側端部２１ｂとの間のｚ方向における距離よりも短い。
　図３および図４に示されるように、ｙ方向に垂直な断面において第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂの各長手方向は、ｘ方向に対して成す角度がｚ方向に対して成す角度よりも小さくなるように、配置されている。ｙ方向に垂直な断面において第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂの各短手方向は、ｘ方向に対して成す角度がｚ方向に対して成す角度よりも大きくなるように、配置されている。ｙ方向に垂直な断面において第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂの各長手方向がｘ方向に対して成す角度は、例えば２０度以下である。
　図３および図４に示されるように、風上側端部２１ａと風上側端部２１ｂとは、ｚ方向において重なるように配置されている。第１境界部２５ａと第２境界部２６ａとは、上記短手方向において重なるように配置されている。第３境界部２５ｂと第４境界部２６ｂとは、上記短手方向において重なるように配置されている。風下側端部２２ａと風下側端部２２ｂとは、ｚ方向において重なるように配置されている。第１境界部２５ａと第３境界部２５ｂとは、ｚ方向において重なるように配置されている。
　図３，図４および図５に示されるように、第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂは、複数のフィン３０の各々を貫通している。複数のフィン３０の各々は、ｙ方向において所定の間隔ＦＰ（図５参照）を隔てて配置されている。
　図３に示されるように、上記短手方向に沿って延びており、第１境界部２５ａと第２境界部２６ａとを通り、かつ第１伝熱管２０ａと第２伝熱管２０ｂとの間に位置する仮想線分を、第１仮想線分１ａと定義する。上記短手方向に沿って延びており、上記長手方向における第１伝熱管２０ａの中心を通る仮想線を、仮想中心線Ｌ２ａと定義する。上記短手方向に沿って延びており、第３境界部２５ｂと第４境界部２６ｂとを通り、かつ第１伝熱管２０ａと第２伝熱管２０ｂとの間に位置する仮想線分を、第２仮想線分Ｌ１ｂと定義する。さらに、上記短手方向において第１伝熱管２０ａと第２伝熱管２０ｂとの中心を通り、かつ上記長手方向に沿って延びる仮想線を仮想線Ｌ３、第２伝熱管２０ｂの下平面を延長した仮想線を仮想線Ｌ４ｂ、第１伝熱管２０ａの上平面を延長線した仮想線を仮想線Ｌ５ａ、第２伝熱管２０ｂの上平面を延長線した仮想線を仮想線Ｌ５ｂ、風上側端部２１ａと風上側端部２１ｂとを結ぶ仮想線を仮想線Ｌ７、風下側端部２２ａと風下側端部２２ｂとを結ぶ仮想線を仮想線Ｌ８と定義する。
　図４に示されるように、第１伝熱管２０ａと第２伝熱管２０ｂとの間に位置し、かつフィン３０に沿って熱交換流体が流通する領域を風路領域ＲＰと定義する。風路領域ＲＰは、ｙ方向において、風上側端部２１ａと風上側端部２１ｂとを結ぶ仮想線Ｌ７と、風下側端部２２ａと風下側端部２２ｂとを結ぶ仮想線Ｌ８との間に配置されている。風路領域ＲＰよりも風上側、すなわち仮想線Ｌ７よりも風上側に配置されており、かつ風路領域ＲＰと連なる領域を風上領域ＲＷと定義する。風路領域ＲＰよりも風下側、すなわち仮想線Ｌ８よりも風下側に配置されており、かつ風路領域ＲＰと連なる領域を風下領域ＲＬと定義する。第２伝熱管２０ｂと第３伝熱管２０ｃとの間に配置されており、かつ熱交換流体が流通する領域を、第２風路領域ＲＰ２と定義する。風路領域ＲＰと第２風路領域ＲＰ２とは、第２伝熱管２０ｂを隔てて配置されている。
　図４に示されるように、風路領域ＲＰにおいて、第１伝熱管２０ａと第２伝熱管２０ｂとの間が最短距離で結ばれる領域を第１領域Ｒ１と定義する。第１領域Ｒ１は、フィン３０上において、ｚ方向において第１伝熱管２０ａの上平面を延長線した仮想線Ｌ５ａと第２伝熱管２０ｂの下平面を延長した仮想線Ｌ４ｂとの間にあって、上記流通方向において第１仮想線分Ｌ１ａと第３仮想線Ｌ６ｂとの間に配置されている領域である。第１領域Ｒ１は矩形状である。さらに、風路領域ＲＰにおいて、第１領域Ｒ１と風上領域ＲＷとの間に配置されている領域を第２領域Ｒ２とし、第１領域Ｒ１と風下領域ＲＬとの間に配置されている領域を第３領域Ｒ３と定義する。
　図３に示されるように、第１仮想線分Ｌ１ａは、第１伝熱管２０ａと第２伝熱管２０ｂとの間を最短距離で結ぶ仮想線分であって、ｘ方向における最も風上側に描かれる仮想線分である。言い換えると、第１仮想線分Ｌ１ａは、第１領域Ｒ１上において最も風上側に描かれるものであり、第１領域Ｒ１の一辺を成している。第２仮想線分Ｌ１ｂは、第２伝熱管２０ｂと第２伝熱管２０ｂよりも上方において第２伝熱管２０ｂと隣り合うように配置されている第３伝熱管２０ｃとの間を最短距離で結ぶ仮想線分であって、ｘ方向における最も風上側に描かれる仮想線分である。仮想中心線Ｌ２ａは、第１伝熱管２０ａと第２伝熱管２０ｂとの間を最短距離で結ぶ仮想線であって、第１仮想線分Ｌ１ａよりも風下側に描かれる仮想線である。仮想中心線Ｌ２ａは、上記長手方向における第１領域Ｒ１の中心よりも風下側を通る。第１仮想線分Ｌ１ａおよび仮想中心線Ｌ２ａなど、第１伝熱管２０ａと第２伝熱管２０ｂとの間を最短距離で結ぶ仮想線は、第１領域Ｒ１上に描かれる。
　図３に示されるように、風路領域ＲＰには、第１伝熱管２０ａとフィン３０との間を隔てている空隙部４１ａが、仮想中心線Ｌ２ａよりも風上側に配置されている。空隙部４１ａは、仮想中心線Ｌ２ａと重ならないように配置されている。空隙部４１ａは、例えばｙ方向においてフィン３０を貫通している貫通孔として形成されている。空隙部４１ａは、空隙部４１ａに面している第１伝熱管２０ａとフィン３０との間の熱経路を、空隙部４１ａに面していない第１伝熱管２０ａとフィン３０との間の熱経路よりも長くすることができる限りにおいて、任意の構成を有していればよく、例えばフィン３０においてｙ方向に垂直な面に対する凹部等として構成されていてもよい。
　図３に示されるように、空隙部４１ａは、例えば第２伝熱管２０ｂの仮想中心線Ｌ２ｂよりも風上側に配置されている。空隙部４１ａは、例えば第２伝熱管２０ｂの仮想中心線Ｌ２ｂと重ならないように配置されている。
　図３に示されるように、空隙部４１ａは、例えば第１仮想線分Ｌ１ａと重なるように配置されている。空隙部４１ａは、例えば第１伝熱管２０ａの上平面および第１面の各一部と面している。ｙ方向から視て、空隙部４１ａは、例えば第１領域Ｒ１および第２領域Ｒ２を跨ぐように配置されている。つまり、空隙部４１ａは、第１伝熱管２０ａの上平面において最も風上側に位置する部分と面している。なお、ｙ方向から視て、空隙部４１ａは、例えば第１領域Ｒ１、第２領域Ｒ２、および風上領域ＲＷを跨ぐように配置されていてもよい。
　ｙ方向から視た空隙部４１ａの平面形状は、任意の形状であればよいが、例えば図３に示されるように第１仮想線分Ｌ１ａ上に位置する第１伝熱管２０ａの一部、すなわち第１境界部２５ａを中心とする扇形状である。空隙部４１ａの上記短手方向の幅は、例えば第１仮想線分Ｌ１ａ上において最も広い。空隙部４１ａの上記長手方向の幅は、例えば仮想線Ｌ５ａ上において最も広い。言い換えると、上記長手方向において空隙部４１ａの最も幅広な部分は、例えば空隙部４１ａにおいて第１伝熱管２０ａに面している部分である。空隙部４１ａの上記短手方向の幅は、例えば上記長手方向において第１仮想線分Ｌ１ａから離れるにつれて徐々に狭くなっている。空隙部４１ａの上記長手方向の幅は、例えば上記短手方向において第１伝熱管２０ａから離れるにつれて徐々に狭くなっている。
　図３に示されるように、空隙部４１ａが配置されていることにより、第１仮想線分Ｌ１ａ上のフィン３０の幅Ｗ１は、第１領域Ｒ１内において空隙部４１ａを介さずに第１伝熱管２０ａと第２伝熱管２０ｂとの間を最短距離で結ぶ任意の仮想線、例えば仮想中心線Ｌ２ａ上のフィン３０の幅Ｗ２よりも短い。
　図３に示されるように、第１仮想線分Ｌ１ａ上のフィン３０の幅Ｗ１は、第１領域Ｒ１内において第１伝熱管２０ａと第２伝熱管２０ｂとの間を最短距離で結ぶ任意の仮想線、例えば第１仮想線分Ｌ１ａよりも風下側に位置しかつ空隙部４１ａと重なるように描かれる仮想線上のフィン３０の幅よりも短い。
　図３に示されるように、ｙ方向から視て、空隙部４１ａの最大幅は、例えば第１伝熱管２０ａの短手方向の幅未満である。第１伝熱管２０ａの上平面において、空隙部４１ａと面している部分の上記長手方向の長さは、例えば当該部分よりも風下側に位置しフィン３０と面している部分の上記長手方向の長さよりも短い。
　図３に示されるように、第２風路領域ＲＰ２には、第２伝熱管２０ｂとフィン３０との間を隔てている空隙部４１ｂが、第２仮想線分Ｌ１ｂと重なるように配置されている。空隙部４１ｂは、空隙部４１ａと同様の構成を有している。異なる観点から言えば、第２伝熱管２０ｂは、第３伝熱管２０ｃとの関係において第１伝熱管２０ａと同様の構成を有している。第１熱交換器１１の複数の伝熱管において重力方向に隣り合う２つの伝熱管は、第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂと同様の構成を有している。図３，図４に示される第１熱交換器１１では、１つのフィン３０上に配置されている空隙部の数は、伝熱管の数に等しい。
　複数のフィン３０の各々には、各フィン３０を平面視したときに図３に示されるような空隙部４１ａ，４１ｂが配置されている。１つのフィン３０の空隙部４１ａは、他のフィン３０の空隙部４１ａと、ｙ方向において重なるように配置されている。言い換えると、１つのフィン３０上に配置されている複数の空隙部の各々は、他のフィン３０上に配置されている空隙部の各々と、ｙ方向において重なるように配置されている。つまり、第１熱交換器１１には、ｙ方向において重なるように配置された複数の空隙部からなる１群の空隙部が、ｚ方向に間隔を隔てて複数設けられている。
　図５に示されるように、第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂは、空隙部４１ａまたは空隙部４１ｂに面している領域を除いて、ロウ材３３を介してフィン３０と接合されている。フィン３０は、第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂが挿入されているフィン３０の貫通孔の周囲に設けられたフィンカラー部３２を有している。フィンカラー部３２は、ｙ方向に垂直な面を有するフィン３０の主板部３１に対し折り曲げられた構造を有している。フィンカラー部３２は、空隙部４１ａ，４１ｂと接する領域にも設けられている。空隙部４１ａ，４１ｂに接していないフィンカラー部３２と、第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂとは接しており、かつそれらの間にはロウ材３３によるフィレットが形成されている。これにより、第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂとフィン３０とは金属接合されている。第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂとフィン３０との密着面積（接合面積）は、ロウ材３３を介した金属接合により広く設けられており、両者の間で良好な熱伝達を実現可能とされている。つまり、第１伝熱管２０ａから、第１仮想線分Ｌ１ａよりも風下側に位置しかつ空隙部４１ａと重ならない上記仮想線（例えば仮想中心線Ｌ２ａ）上に位置するフィン３０への熱伝導は、最短の経路で効率的に行われる。
　一方で、空隙部４１ａ，４１ｂに面しているフィンカラー部３２と第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂとは間隔を隔てて配置されており、それらの間はロウ材３３を介して接合されていない。つまり、第１仮想線分Ｌ１ａ上において、第１伝熱管２０ａとフィンカラー部３２との間に配置されている空隙部４１ａ内には、ロウ材３３が充填されてない。空隙部４１ａ内には、第１伝熱管２０ａの上平面および第１面の一部が表出している。そのため、第１伝熱管２０ａから第１仮想線分Ｌ１ａ上に位置するフィン３０への熱伝導は、空隙部４１ａにより、最短の経路で行うことが阻害されている。
　空隙部４１ａ，４１ｂは、任意の方法により形成され得るが、例えばフィンカラー部３２の成形と同時に、形成される。また、空隙部４１ａ，４１ｂは、第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂと複数のフィン３０とを接合する際に、棒状のロウ材が配置される領域として利用可能である。棒状ロウ材は、例えば１つのフィン３０上に配置されている空隙部の数だけ準備される。各棒状ロウ材の延在方向の長さは、例えば第１熱交換器１１のｙ方向の長さと等しい。各棒状ロウ材は、ｙ方向に連なるように配置された１群の空隙部に挿入可能に設けられている。棒状ロウ材は、上記１群の空隙部に挿入された後、加熱されて溶融し、各空隙部と連なるように配置されている伝熱管２０とフィン３０との間、すなわちフィンカラー部３２に浸透する。その後、ロウ材は、冷却されることにより凝固し、図５に示されるように伝熱管２０とフィン３０とを強固に接合する。
　＜空気調和機および室外熱交換器の動作＞
　次に、冷凍サイクル装置１および室外熱交換器１０の動作について説明する。冷凍サイクル装置１は、冷房運転、暖房運転、および除霜運転を実施可能に設けられている。冷凍サイクル装置１は、四方弁７によって上記冷媒回路が切り替えられることにより、冷房運転および除霜運転と、暖房運転とが切り替えられる。なお、図１では、冷房運転時及び除霜運転時の冷媒の流れの方向を破線の矢印で示し、暖房運転時の冷媒の流れの方向を実線の矢印で示している。
　冷凍サイクル装置１の冷房運転時には、圧縮機２、室外熱交換器１０、絞り装置５、室内熱交換器３が順に接続された冷媒回路が形成される。圧縮機２から吐出した単相の高温高圧のガス冷媒は、四方弁７を介して凝縮器として機能する室外熱交換器１０に流れ込む。室外熱交換器１０では、流れ込んだ高温高圧のガス冷媒と室外ファン６によって供給される空気との間で熱交換が行われることにより、高温高圧のガス冷媒は凝縮して単相の高圧の液冷媒になる。室外熱交換器１０から送り出された高圧の液冷媒は、絞り装置５によって、低圧のガス冷媒と液冷媒との二相状態の冷媒になる。二相状態の冷媒は、蒸発器として機能する室内熱交換器３に流れ込む。室内熱交換器３では、流れ込んだ二相状態の冷媒と、室内ファン４によって供給される空気との間で熱交換が行われて、二相状態の冷媒のうち液冷媒が蒸発して単相の低圧のガス冷媒になる。この熱交換によって、室内が冷却されることになる。室内熱交換器３から送り出された低圧のガス冷媒は、四方弁７を介して圧縮機２に流れ込み、圧縮されて高温高圧のガス冷媒となって、再び圧縮機２から吐出される。以下、このサイクルが繰り返される。
　冷凍サイクル装置１の暖房運転時には、圧縮機２、室内熱交換器３、絞り装置５、室外熱交換器１０が順に接続された冷媒回路が形成される。圧縮機２から吐出された単相の高温高圧のガス冷媒は、四方弁７を介して凝縮器として機能する室内熱交換器３に流れ込む。室内熱交換器３では、流れ込んだ高温高圧のガス冷媒と室内ファン４によって供給される空気との間で熱交換が行われることにより、高温高圧のガス冷媒は凝縮して単相の高圧の液冷媒になる。この熱交換によって、室内が暖房されることになる。室内熱交換器３から送り出された高圧の液冷媒は、絞り装置５によって、低圧のガス冷媒と液冷媒との二相状態の冷媒になる。二相状態の冷媒は、蒸発器として機能する室外熱交換器１０に流れ込む。室外熱交換器１０では、流れ込んだ二相状態の冷媒と、室外ファン６によって供給される空気との間で熱交換が行われて、二相状態の冷媒のうち液冷媒が蒸発して単相の低圧のガス冷媒になる。室外熱交換器１０から送り出された低圧のガス冷媒は、四方弁７を介して圧縮機２に流れ込み、圧縮されて高温高圧のガス冷媒となって、再び圧縮機２から吐出される。以下、このサイクルが繰り返される。
　暖房運転時には、室外の空気に含まれる水分が蒸発器として機能する室外熱交換器１０により凝縮されることにより、複数の伝熱管２０および複数の板状フィン３０の表面には凝縮水が発生する。凝縮水は、伝熱管２０およびフィン３０の表面を伝って下方に落下していき、ドレン水として蒸発器の下方に排出される。このとき、複数の伝熱管２０の各々は、上記流通する方向の風上側から風下側に向かって重力方向の下向きに傾斜しているため、伝熱管２０の表面に達した凝縮水は、室外熱交換器１０から効率的に排水される。さらに、室外熱交換器１０は、高い着霜耐力を有している（詳細は後述する）。
　ただし、凝縮水の一部は、室外熱交換器１０に霜となって付着することがある。室外熱交換器１０に付着した霜は冷媒と室外の空気との間の熱交換を阻害し、その結果冷凍サイクル装置１の暖房効率が低下する。そのため、冷凍サイクル装置１は、室外熱交換器１０に付着した霜を融解するための除霜運転を実施可能に設けられている。
　冷凍サイクル装置１の除霜運転時には、冷房運転時と同様の冷媒回路が形成される。圧縮機２にて圧縮された冷媒は、室外熱交換器１０に送られ、室外熱交換器１０に付着した霜を温めて融解させる。これにより、暖房運転時において室外熱交換器１０に着いた霜は、除霜運転により融解して水となる。当該融解水は、室外熱交換器１０から効果的に排水される。なお、除霜運転時には、室内ファン４および室外ファン６は、例えば停止される。
　＜作用効果＞
　次に、図６および図７を参照して、熱交換器１０の作用効果を、比較例との対比に基づいて説明する。図６は、熱交換器１０の構成と、フィン３０上における単位面積当たりの熱交換量を表す熱流束分布を示す部分拡大図である。図７は、比較例の構成と、フィン１３０上における単位面積当たりの熱交換量を表す熱流束分布を示す部分拡大図である。図６および図７中において環状に示された各点線は、フィン上における単位面積当たりの熱交換量を表す熱流束の等高線を示す。なお、一般的に熱移動と物質移動には相関性があるため、熱流束は、単位面積当たりの物質移動量、すなわち局所の着霜量を示す質量流束とも相関があると考えられる。
　図７に示される比較例の熱交換器は、熱交換器１０と比較して、空隙部の構成が異なっている。比較例では、第１伝熱管１２０ａとフィン３０との間を隔てている空隙部１４０ａが第１伝熱管１２０ａと第２伝熱管１２０ｂとの間の風路領域に面して配置されている。空隙部１４０ａは、第１伝熱管１２０ａの長手方向の中心を通り短手方向に沿って延びる仮想中心線Ｌ２ａよりも風下側に配置されている。空隙部１４０ａは、結露水の排水路の一部として設けられている。
　比較例の熱交換器が蒸発器として動作する場合、被熱交換流体としての冷媒の温度は熱交換流体としての空気の温度よりも低い。そのため、冷媒が内部を流通する伝熱管１２０ａの表面温度は、空気が流通する風路領域にあるフィン１３０の表面温度よりも低い。伝熱管１２０ａとフィン１３０との間の熱伝導は、フィン１３０から伝熱管１２０ａに向かって行われるため、フィン１３０の表面温度は伝熱管１２０ａとの間の距離に応じた分布を示す。また、空気は、風上側から被熱交換流体としての冷媒が流通する伝熱管１３０を経て風下側に流れる際に冷却され、かつ空気中の水分は凝縮される。そのため、フィンアンドチューブ型熱交換器において風上側に供給される空気の温度および絶対湿度は、風下側を通る空気の温度および絶対湿度と比べて高い。
　上記のような表面温度分布と、空気側の温度・湿度分布とを考慮することにより、図７に示される熱流束（物質流束）分布が求められる。図７に示される比較例では、仮想中心線Ｌ２ａよりも風上側に位置する第１伝熱管１２０ａとフィン１３０とが最短距離で接続されている。そのため、仮想中心線Ｌ２ａよりも風上側に位置する領域では、熱流束の等高線が、仮想中心線Ｌ２ａよりも風下側に位置する領域と比べて、密にかつ第１伝熱管１２０ａおよび第２伝熱管１２０ｂの一方から他方に向かって広く配置されている。そのため、比較例では、仮想中心線Ｌ２ａよりも風上側に位置する領域の、仮想線Ｌ３上も含む全体に渡って、フィン１３０と空気との温度差が着霜を生じさせる程度に大きくなる。
　特に、仮想線Ｌ３上においては、第１仮想線分Ｌ１ａ上、すなわち第１仮想線分Ｌ１ａと仮想線Ｌ３との交点上において、フィン１３０と空気との温度差が最も大きくなる。これは、上記交点上のフィン１３０が第１伝熱管１２０ａおよび第２伝熱管１２０ｂと最短距離で接続されているため十分に冷却されているのに対し、上記交点上には比較的温度の高い空気が供給されるため、上記交点上におけるフィン１３０と空気との温度差が大きくなるためである。
　そのため、比較例では、仮想線Ｌ３上も着霜されやすいため、風路領域ＲＰが霜によって閉塞されやすく、空隙部１４０ａはこのような閉塞を十分に抑制できない。その結果、比較例の熱交換器は、暖房運転時に十分な蒸発能力を発揮することが困難となり、室内機側の能力（暖房能力）を低下させてしまう。
　これに対し、図６に示されるように、熱交換器１０は、板状のフィン３０と、フィン３０を貫通しており、重力方向において隣り合う第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂとを備える。第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂが延在する第１方向に垂直な断面において、第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂの外形状は扁平形状である。第１伝熱管２０ａは、第２伝熱管２０ｂよりも下方に配置されている。第１伝熱管２０ａとフィン３０との間には、フィン３０と第１伝熱管２０ａとが接続されている部分と、フィン３０と第１伝熱管２０ａとの間を隔てている空隙部４１ａとが配置されている。空隙部４１ａは、第１伝熱管２０ａの長手方向の中心を通って短手方向に沿って延びる仮想中心線Ｌ２ａよりも、上記流通する方向の風上側に配置されている。
　図６に示される熱交換器１０では、仮想中心線Ｌ２ａよりも風上側に位置する第１伝熱管２０ａとフィン３０との間の一部が空隙部４１ａを介して接続されており、残部が空隙部４１ａを介さずに直接接続されている。そのため、空隙部４１ａを介して接続されている第１伝熱管２０ａとフィン３０との間の熱経路は、空隙部４１ａを介さずに直接接続されている第１伝熱管２０ａとフィン３０との間の熱経路よりも長くなる。その結果、図６に示される熱流束の等高線は、仮想中心線Ｌ２ａよりも風上側に配置された空隙部４１ａと上記短手方向に重なるフィン３０の領域上で、第１伝熱管２０ａ側に凹状になる。つまり、熱交換器１０によれば、比較例と比べて、蒸発器としての動作時に仮想中心線Ｌ２ａよりも風上側に位置するフィン３０の温度、特に空隙部４１ａと上記短手方向に重なるとともに仮想線Ｌ３上に位置するフィン３０の温度を高くすることができる。そのため、熱交換器１０は、比較例と比べて、風路領域ＲＰ内の着霜、特に仮想線Ｌ３上での着霜を抑制することができ、霜による風路領域ＲＰの閉塞を抑制することができる。その結果、熱交換器１０は、暖房運転時に十分な蒸発能力を発揮することができ、室内機側の能力（暖房能力）の低下を抑制することができる。
　さらに、熱交換器１０の空隙部４１ａ内には第１伝熱管２０ａの上平面および第１面の一部が表出している。そのため、熱交換器１０によれば、蒸発器としての動作時に空隙部４１ａ内に剥き出しとされた第１伝熱管２０ａの表面上に霜を集中的に生じさせることができるため、熱交換流体の流路の霜による閉塞をより効果的に抑制することができる。
　さらに、第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂは、ｚ方向において、風下側端部２２ａ，２２ｂが風上側端部２１ａ，２１ｂよりも下側に位置するよう傾斜している。そのため、熱交換器１０によれば、例えば除霜運転時において図１に示す室外ファン６から空気が供給されない状態においても、第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂの表面上に付着した水滴は重力を受けて風下側に流出して風下領域を経て排出される。そのため、熱交換器１０は、高い排水性を有している。
　熱交換器１０では、空隙部４１ａが、第１伝熱管２０ａと第２伝熱管２０ｂとの間を最短距離で結ぶ仮想線分であって上記流通する方向における最も風上側に描かれる第１仮想線分と重なるように配置されている。
　そのため、第１仮想線分Ｌ１ａ上に位置するフィン３０と第１伝熱管２０ａの第１境界部２５ａとは、空隙部４１ａを介して接続されており、最短距離で接続されていない。つまり、第１伝熱管２０ａから第１仮想線分Ｌ１ａ上に位置するフィン３０への熱伝導が、第１仮想線分Ｌ１ａと重なるように配置されている空隙部４１ａにより、最短の経路で行うことが阻害されている。そのため、熱交換器１０によれば、比較例と比べて、蒸発器としての動作時に第１仮想線分Ｌ１ａ上に位置するフィン３０の温度、例えば第１仮想線分Ｌ１ａと仮想線Ｌ３との交点上に位置するフィン３０の温度、を高くすることができる。その結果、熱交換器１０は、比較例と比べて、熱交換流体の流路の霜による閉塞を効果的に抑制することができる。
　上記熱交換器１０では、第１仮想線分Ｌ１ａ上のフィン３０の幅が、第１伝熱管２０ａと第２伝熱管２０ｂとの間を最短距離で結ぶ仮想線であって第１伝熱管２０ａの中心を通る仮想中心線Ｌ２ａ上のフィン３０の幅よりも短い。風路領域ＲＰに面しておりかつ少なくとも仮想中心線Ｌ２ａ上に位置するフィン３０は、第１伝熱管２０ａと最短距離で接続されている。そのため、第１伝熱管２０ａとの間で効率的に熱をやり取りすることができる。つまり、熱交換器１０によれば、蒸発器としての動作時の熱交換流体の流路の霜による閉塞を従来の熱交換器と比べて効果的に抑制しながらも、十分な熱交換性能を確保することができる。
　上記熱交換器１０において、第１仮想線分Ｌ１ａに沿った方向における空隙部４１ａの幅は、第１仮想線分Ｌ１ａ上において最も大きい。
　このようにすれば、第１仮想線分Ｌ１ａと重ならない領域上のフィン３０と第１伝熱管２０ａとの間の熱交換は、空隙部４１ａによって大きく妨げられない。そのため、熱交換器１０によれば、蒸発器としての動作時の熱交換流体の流路の霜による閉塞を従来の熱交換器と比べて効果的に抑制しながらも、十分な熱交換性能を確保することができる。
　上記熱交換器１０の第１伝熱管２０ａおよび第２伝熱管２０ｂは、断面における短手方向に互いに間隔を隔てて平行に配置されている上平面および下平面と、風上側において上平面と下平面とを接続している第１面および流通する方向の風下側において上平面と下平面とを接続している第２面とを有している。第１仮想線分Ｌ１ａは、第１伝熱管２０ａの上平面と第１面との第１境界部２５ａを通る。空隙部４１ａは、第１伝熱管２０ａの上平面と第１面とに面している。
　このようにすれば、熱交換器１０の製造方法において空隙部４１ａを棒状のロウ材の挿入部として用いた場合に、溶融したロウ材は、上記上平面を伝って濡れ広がるとともに、上記第１面を伝って濡れ広がることができる。その結果、ロウ材３３によるフィレットは第１伝熱管２０ａの周囲に均一に形成され得る。
　冷凍サイクル装置１は、熱交換器１０と、熱交換器１０に熱交換流体を吹付けるファン６とを備える。このような冷凍サイクル装置１は、熱交換器１０が蒸発器として使用されたときに、上述のように熱交換器１０が高い蒸発能力を発揮することができるため、比較例の熱交換器を備える冷凍サイクル装置と比べて、高い暖房能力を発揮することができる。
　なお、上記熱交換器１０に関し、冷凍サイクル装置１内で配置される形態を考慮しない観点から言えば、ｘ方向においてフィン３０の一端３０ａ側に位置する第１伝熱管２０ａの第１端部（風上側端部２１ａ）は、ｘ方向においてフィン３０の他端３０ｂ側に位置する第１伝熱管２０ａの第２端部（風下側端部２２ａ）よりもｚ方向の一方側に配置されている。ｘ方向において一端３０ａ側に位置する第２伝熱管２０ｂの第３端部（風上側端部２１ｂ）は、ｘ方向においてフィン３０の他端３０ｂ側に位置する第４端部（風下側端部２２ｂ）よりもｚ方向の当該一方側に配置されている。第１伝熱管２０ａの第１端部（風上側端部２１ａ）と第２伝熱管２０ｂの第４端部（風下側端部２２ｂ）との間のｚ方向における距離は、第１伝熱管２０ａの第２端部（風下側端部２２ａ）と第２伝熱管２０ｂの第３端部（風上側端部２１ｂ）との間のｚ方向における距離よりも短い。空隙部４１ａは、上記ｘ方向において、第１伝熱管２０ａの長手方向の中心を通って短手方向に沿って延びる仮想中心線Ｌ２ａよりも上記一端３０ａ側に配置されている。
　上述のように、冷凍サイクル装置１内において室外熱交換器を構成している熱交換器１０は、ｘ方向が室外ファン６により形成される熱交換流体の流通方向に沿うとともにフィン３０のｘ方向の上記一端３０ａが熱交換流体の風上側に配置され、かつｚ方向が重力方向に沿うように配置される。これにより、第１伝熱管２０ａの第１端部および第２伝熱管２０ｂの第３端部は風上側に配置されて風上側端部２１ａ，２１ｂとされ、第１伝熱管２０ａの第２端部および第２伝熱管２０ｂの第４端部は風下側に配置されて風下側端部２２ａ，２２ｂとされる。さらに、第１伝熱管２０ａが第２伝熱管２０ｂよりも下方に配置される。
　実施の形態２．
　図８に示されるように、実施の形態２に係る熱交換器１０Ａは、実施の形態１に係る熱交換器１０と基本的に同様の構成を備えるが、風路領域ＲＰに面するように設けられている空隙部４２ｂが第２伝熱管２０ｂの下平面に面している点で異なる。
　空隙部４２ｂは、例えば第２伝熱管２０ｂの表面において下平面のみに面している。空隙部４２ｂは、例えば第２伝熱管２０ｂの第１面には接していない。ｙ方向から視た空隙部４２ａの平面形状は、任意の形状であればよいが、例えば図８に示されるように第１仮想線分Ｌ１ａ上に位置する第２伝熱管２０ｂの一部を中心とする扇形状である。空隙部４２ｂは、例えば上記長手方向において第１仮想線分Ｌ１ａに対し線対称に設けられている。
　図８に示されるように、空隙部４２ｂが配置されていることにより、第１仮想線分Ｌ１ａ上のフィン３０の幅Ｗ３は、第１領域Ｒ１内において空隙部４２ｂを介さずに第１伝熱管２０ａと第２伝熱管２０ｂとの間を最短距離で結ぶ任意の仮想線、例えば仮想中心線Ｌ２ａ、上のフィン３０の幅Ｗ２よりも短い。
　第１伝熱管２０ａの下平面に面している空隙部４２ａは、空隙部４２ｂと同様の構成を備えている。空隙部４２ａは、重力方向の下方において第１伝熱管２０ａと隣り合うように配置されている他の伝熱管（図示しない）の仮想中心線よりも風上側に配置されており、さらに当該他の伝熱管における第１仮想線と重なるように配置されている。空隙部４２ａは、例えば第１伝熱管２０ａの仮想中心線Ｌ２ａよりも風上側に配置されている。空隙部４２ａは、例えば第２伝熱管２０ｂの仮想中心線Ｌ２ｂと重なるように配置されている。
　このような熱交換器１０Ａによれば、空隙部４２ｂが、風路領域ＲＰにおいて仮想中心線Ｌ２ａよりも風上側に配置されており、さらに第１仮想線分Ｌ１ａと重なるように配置されているため、熱交換器１０と同様の効果を奏することができる。つまり、熱交換器１０Ａは、図７に示される比較例と比べて、熱交換流体の流路の霜による閉塞を効果的に抑制することができる。
　実施の形態３．
　図９に示されるように、実施の形態３に係る熱交換器１０Ｂは、実施の形態１に係る熱交換器１０および実施の形態２に係る熱交換器１０Ａと基本的に同様の構成を備えるが、風路領域ＲＰに面するように設けられている空隙部４３ｂが第１仮想線分Ｌ１ａと重なるように配置されておらず第１仮想線分Ｌ１ａよりも風上側に配置されている点で異なる。
　空隙部４３ｂは、例えば第２仮想線分Ｌ１ｂと重なるように配置されている。空隙部４３ｂ部は、例えば第２伝熱管２０ｂの下平面および第２伝熱管２０ｂの第１面と面している。ｙ方向から視た空隙部４３ｂの平面形状は、任意の形状であればよいが、例えば図９に示されるように第１仮想線分Ｌ１ａ上に位置する第２伝熱管２０ｂの一部、すなわち第４境界部２６ｂを中心とする扇形状である。
　第１伝熱管２０ａの下平面に面している空隙部４３ａは、空隙部４３ｂと同様の構成を備えている。空隙部４３ａは、重力方向の下方において第１伝熱管２０ａと隣り合うように配置されている他の伝熱管（図示しない）の第１仮想線よりも風上側に配置されており、さらに第１伝熱管２０ａの第１仮想線分Ｌ１ａと重なるように配置されている。
　このような熱交換器１０Ｂによれば、空隙部４３ｂが、風路領域ＲＰにおいて仮想中心線Ｌ２ａよりも風上側に配置されており、さらに第１仮想線分Ｌ１ａと重なるように配置されているため、熱交換器１０と同様の効果を奏することができる。つまり、熱交換器１０Ｂは、図７に示される比較例と比べて、熱交換流体の流路の霜による閉塞を効果的に抑制することができる。
　実施の形態４．
　図１０に示されるように、実施の形態４に係る熱交換器１０Ｃは、実施の形態１に係る熱交換器１０と基本的に同様の構成を備えるが、１つの風路領域ＲＰに複数の空隙部（第１空隙部４４ａおよび第２空隙部４５ｂ）が配置されている点で異なる。
　複数の空隙部は、第１伝熱管２０ａの上平面に面している第１空隙部４４ａと、上記短手方向において第１空隙部４４ａと間隔を隔てて配置されており、かつ第２伝熱管２０ｂの下平面に面している第２空隙部４５ｂとを含む。
　第１空隙部４４ａは、図３に示される空隙部４１ａと同様の構成を備えている。第２空隙部４５ｂは、図８に示される空隙部４２ｂと同様の構成を備えている。第１空隙部４４ａおよび第２空隙部４５ｂは、短手方向において間隔を隔てて配置されている。第１空隙部４４ａおよび第２空隙部４５ｂは、第１仮想線分Ｌ１ａと重なるように配置されている。
　図１０に示されるように、第１仮想線分Ｌ１ａ上のフィン３０の幅Ｗ４は、第１領域Ｒ１内において第１空隙部４４ａおよび第２空隙部４５ｂを介さずに第１伝熱管２０ａと第２伝熱管２０ｂとの間を最短距離で結ぶ任意の仮想線、例えば仮想中心線Ｌ２ａ、上のフィン３０の幅Ｗ２よりも短い。上記幅Ｗ４は、図３に示される熱交換器１０における上記幅Ｗ１と比べて、第２空隙部４５ｂの上記短手方向の幅の分だけ短い。また、上記幅Ｗ４は、図８に示される熱交換器１０における上記幅Ｗ３と比べて、第１空隙部４４ａの上記短手方向の幅の分だけ短い。第１仮想線分Ｌ１ａと仮想線Ｌ３との交点上のフィン３０は、第１空隙部４４ａを介して第１伝熱管２０ａと接続されているとともに、第２空隙部４５ｂを介して第２伝熱管２０ｂと接続されている。
　上記風路領域ＲＰと第１伝熱管２０ａを介して隣り合う他の風路領域には、第１伝熱管２０ａの下平面に面している第２空隙部４５ａが配置されている。図１０に示されるように、第１伝熱管２０ａの上平面に面している第１空隙部４４ａと第１伝熱管２０ａの下平面に面している第２空隙部４５ａとは、例えば上記短手方向において互いに重ならないように配置されている。なお、第１空隙部４４ａおよび第２空隙部４５ａの各一部は、上記短手方向において互いに重なるように配置されていてもよい。
　空隙部４４ｂは、図３に示される空隙部４１ｂと同様の構成を備えている。空隙部４５ａは、図８に示される空隙部４２ａと同様の構成を備えている。
　このような熱交換器１０Ｃによれば、熱交換器１０の空隙部４１ａ，４１ｂと同様の構成を備える第１空隙部４４ａ，４４ｂと、熱交換器１０Ａの空隙部４２ａ，４２ｂと同様の構成を備える空隙部４５ａ，４５ｂとが設けられていることにより、熱交換器１０および熱交換器１０Ａと同様の効果を奏することができる。
　さらに、熱交換器１０Ｃによれば、第１仮想線分Ｌ１ａと仮想線Ｌ３との交点上のフィン３０は、第１空隙部４４ａを介して第１伝熱管２０ａと接続されているとともに、第２空隙部４５ｂを介して第２伝熱管２０ｂと接続されている。そのため、熱交換器１０Ｃによれば、熱交換器１０，１０Ａと比べて、上記交点上のフィン３０への着霜を抑制することができるため、熱交換流体の流路の霜による閉塞をより効果的に抑制することができる。
　以上のように本発明の実施の形態について説明を行なったが、上述の実施の形態を様々に変形することも可能である。また、本発明の範囲は上述の実施の形態に限定されるものではない。本発明の範囲は、請求の範囲によって示され、請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更を含むことが意図される。
　１　冷凍サイクル装置、２　圧縮機、３　室内熱交換器、４　室内ファン、５　絞り装置、６　室外ファン、７　四方弁、１０，１０Ａ，１０Ｂ，１０Ｃ　熱交換器（室外熱交換器）、２０ａ，２０ａ，１２０ａ　第１伝熱管、２０ｂ，２０ｂ，１２０ｂ　第２伝熱管、１１　第１熱交換器、１２　第２熱交換器、１３　第１ヘッダ部、１４　第２ヘッダ部、１５　列間接続部材、２０　伝熱管、２０ａ　第１伝熱管、２０ｂ　第２伝熱管、２０ｃ　第３伝熱管、２１ａ　風上側端部（第１端部）、２１ｂ　風上側端部（第３端部）、２２ａ　風下側端部（第２端部）、２２ｂ　風下側端部（第４端部）、２５ａ　第１境界部、２５ｂ　第３境界部、２６ａ　第２境界部、２６ｂ　第４境界部、３０　板状フィン、３１　主板部、３２　フィンカラー部、３３　ロウ材、４１ａ，４１ｂ，４２ａ，４２ｂ，４３ａ，４３ｂ，４４ａ，４４ｂ，４５ａ，４５ｂ　空隙部、Ｌ１ａ　第１仮想線、Ｌ１ｂ　第２仮想線、Ｌ２ｂ，Ｌ２ａ　仮想中心線、Ｌ３，Ｌ４ｂ，Ｌ５ｂ，Ｌ５ａ，Ｌ７，Ｌ８　仮想線、Ｌ６ｂ　第３仮想線、Ｒ１　第１領域、Ｒ２　第２領域、Ｒ３　第３領域、ＲＬ　風下領域、ＲＰ　風路領域、ＲＰ２　第２風路領域、ＲＷ　風上領域。

Claims (10)

  1. 　第１方向において一端および他端とを有する板状のフィンと、
    　前記フィンを貫通しており、前記第１方向と交差する第２方向において隣り合う第１伝熱管および第２伝熱管とを備え、
    　前記第１伝熱管および前記第２伝熱管の延在方向に垂直な断面の外形状は、長手方向および短手方向を有する扁平形状であり、
    　前記一端側に位置する前記第１伝熱管の第１端部は前記他端側に位置する前記第１伝熱管の第２端部よりも前記第２方向の一方側に配置されており、
    　前記一端側に位置する前記第２伝熱管の第３端部は前記他端側に位置する前記第２伝熱管の第４端部よりも前記第２方向の前記一方側に配置されており、
    　前記フィンと前記第１伝熱管および前記第２伝熱管の少なくともいずれかとの間には、前記フィンと前記第１伝熱管および前記第２伝熱管の少なくともいずれかとが接続されている部分と、前記フィンと前記第１伝熱管および前記第２伝熱管の少なくともいずれかとの間を隔てている少なくとも１つの空隙部とが配置されており、
    　前記少なくとも１つの空隙部は、前記第１伝熱管の前記長手方向の中心を通って前記短手方向に沿って延びる仮想中心線よりも、前記第１方向の前記一端側に配置されている、熱交換器。
  2. 　前記少なくとも１つの空隙部が、前記第１伝熱管と前記第２伝熱管との間を最短距離で結ぶ仮想線であって前記第１方向において最も前記一端側に描かれる第１仮想線分と重なるように配置されている、請求項１に記載の熱交換器。
  3. 　前記第１仮想線分上の前記フィンの幅は、前記仮想中心線上の前記フィンの幅よりも短い、請求項２に記載の熱交換器。
  4. 　前記第１仮想線分に沿った方向における前記空隙部の幅は、前記第１仮想線分上において最も大きい、請求項３に記載の熱交換器。
  5. 　前記第１伝熱管および前記第２伝熱管は、前記短手方向に互いに間隔を隔てて平行に配置されている上平面および下平面と、前記一端側において前記上平面と前記下平面とを接続している第１面および前記他端側において前記上平面と前記下平面とを接続している第２面とを有し、
    　前記第１仮想線分は、前記第１伝熱管の前記上平面と前記第１面との境界部を通る、請求項２～４のいずれか１項に記載の熱交換器。
  6. 　前記少なくとも１つの空隙部は、前記第１伝熱管の前記上平面に面している、請求項５に記載の熱交換器。
  7. 　前記少なくとも１つの空隙部は、前記第２伝熱管の前記下平面に面している、請求項５または６に記載の熱交換器。
  8. 　前記少なくとも１つの空隙部は、複数の前記空隙部であり、
    　前記複数の空隙部は、前記第１伝熱管の前記上平面に面している第１空隙部と、前記第１仮想線分に沿った方向において前記第１空隙部と間隔を隔てて配置されており、かつ前記第２伝熱管の前記下平面に面している第２空隙部とを含む、請求項６または７に記載の熱交換器。
  9. 　前記第１伝熱管の前記第１端部と前記第２伝熱管の前記第４端部との間の前記第２方向における距離は、前記第１伝熱管の前記第２端部と前記第２伝熱管の前記第３端部との間の前記第２方向における距離よりも短い、請求項１～８のいずれか１項に記載の熱交換器。
  10. 　請求項１～９のいずれか１項に記載の熱交換器と、
    　前記熱交換器に対し、前記第１方向に沿って熱交換流体を吹付けるファンとを備え、
    　前記熱交換器は、前記フィンの前記一端が前記熱交換流体の風上側に位置しかつ前記第２方向が重力方向に沿うように配置されている、冷凍サイクル装置。
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