WO2020079731A1 - 熱交換器 - Google Patents

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WO2020079731A1
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heat exchanger
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忠聖 関
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三菱電機株式会社
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B39/00—Evaporators; Condensers
    • F25B39/02—Evaporators
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D1/00—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators
    • F28D1/02—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid
    • F28D1/04—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits
    • F28D1/053—Heat-exchange apparatus having stationary conduit assemblies for one heat-exchange medium only, the media being in contact with different sides of the conduit wall, in which the other heat-exchange medium is a large body of fluid, e.g. domestic or motor car radiators with heat-exchange conduits immersed in the body of fluid with tubular conduits the conduits being straight
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F1/00—Tubular elements; Assemblies of tubular elements
    • F28F1/10—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses
    • F28F1/42—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being both outside and inside the tubular element

Definitions

  • the flow resistance of the heat transfer tubes is sequentially increased from the heat transfer tube group in the row on the windward side to the heat transfer tube group in the row on the leeward side, and in the heat transfer tube group on the windward side with a large heat load It is possible to improve the heat exchange performance by increasing the mass flow rate of the refrigerant supplied to and reducing the region where the refrigerant is completely evaporated.
  • the refrigerant is supplied to each heat transfer tube by appropriately selecting the dimensions such as the inner diameter or the length of the spiral groove of the refrigerant distributor that distributes and distributes the refrigerant to a large number of heat transfer tubes.
  • a technique for adjusting the mass flow rate of the refrigerant is described.
  • the flow resistance of the refrigerant distributor is changed by appropriately selecting the dimensions such as the inner diameter or the length of the spiral groove of the refrigerant distributor, and the suction air passing through the heat exchanger is changed. Since the mass flow rate of the refrigerant supplied into each heat transfer tube can be adjusted according to the velocity distribution of, the heat exchange performance can be improved.
  • the flow resistance of the heat transfer tube is based on the difference in groove height of the spiral groove provided on the inner surface of the heat transfer tube. Therefore, the flow resistance of the heat transfer tube can be adjusted only by the number of groove heights of the spiral grooves provided on the inner surface of the heat transfer tube, so that an appropriate mass flow rate of the refrigerant corresponding to each heat transfer tube can be obtained.
  • the refrigerant is insufficient in other flow paths, the gas single-phase region increases in the heat transfer tube, and heat exchange performance deteriorates.
  • the heat exchange performance can be improved by stirring the refrigerant flowing in the heat transfer tubes, but since the flow resistance of the heat transfer tubes cannot be adjusted, it corresponds to each heat transfer tube. It is not possible to obtain an appropriate mass flow rate of the refrigerant, and while excess refrigerant flows in a specific flow path, the other flow paths run out of refrigerant, increasing the gas single-phase region in the heat transfer tube, and There is a problem that the exchange performance deteriorates.
  • the present invention has been made to solve the above problems, and is to obtain a heat exchanger capable of performing efficient heat exchange.
  • the heat exchanger according to the present invention has one end and the other end provided at both ends in the vertical direction, and a side connecting the one end and the other end, and the refrigerant flows into the one end or the side.
  • a confluent header and one end in the axial direction are connected to the side portion of the distribution header, the other end in the axial direction is connected to the side portion of the confluent header, and a refrigerant flow path in which the refrigerant flows from one end to the other end is provided.
  • a plurality of tubular refrigerant pipes are provided at different positions in the vertical direction.
  • the heat transfer part has external fins, and the connection part is provided at both ends of the heat transfer part and has no external fins.
  • the heat transfer part of the refrigerant pipe has a first flow resistance.
  • the refrigerant tube is formed with an axial length that provides flow resistance according to the vertical position.
  • the outdoor unit 1 has a compressor 11, a four-way switching valve 12, an outdoor heat exchanger 100, a throttle mechanism 13, and an outdoor blower 14 inside.
  • the four-way switching valve 12 switches the circulation direction of the refrigerant compressed by the compressor 11.
  • the indoor heat exchanger 31 exchanges heat with the air by evaporating or condensing the inflowing refrigerant to cool or heat the air.
  • the indoor heat exchanger 31 functions as an evaporator to evaporate the inflowing refrigerant.
  • the indoor heat exchanger 31 functions as a condenser and condenses the inflowing refrigerant.
  • the indoor blower 32 is installed near the indoor heat exchanger 31.
  • the indoor blower 32 generates an air flow passing through the indoor heat exchanger 31, and discharges the heat-exchanged air indoors.
  • the flow direction of the refrigerant is switched, and the cooling operation can be performed.
  • the outdoor heat exchanger 100 provided in the outdoor unit 1 acts as a condenser
  • the indoor heat exchanger 31 provided in the indoor unit 3 acts as an evaporator.
  • FIG. 2 is a perspective view of heat exchanger 100 according to Embodiment 1 of the present invention.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of the heat exchanger 100 according to the first embodiment taken along the line AA of FIG.
  • the heat exchanger 100 has one end connected to a distribution header 101 provided so as to extend in a substantially vertical direction, and a merge header 102 provided so as to extend in a substantially vertical direction.
  • a plurality of heat transfer tubes 103 which are connected to the distribution header 101 via the pipes 105a and whose other ends are connected to the merge header 102 via the connection pipes 105b, and which are provided so as to extend in a substantially horizontal direction, and the heat transfer tubes 103.
  • each heat transfer tube 103 Inside each heat transfer tube 103, a refrigerant channel 103a through which the refrigerant passes from one end to the other end is provided.
  • an opening 103b on the distribution header 101 side of each refrigerant passage 103a is a refrigerant inlet
  • an opening 103c on the confluence header 102 side is a refrigerant outlet.
  • the heat transfer tube 103 is tubular.
  • the cross section of the heat transfer tube 103 is not particularly limited in shape, but is formed of a cylindrical tube in the first embodiment.
  • the pipe to which the heat transfer pipe 103, the connection pipe 105a, and the connection pipe 105b are connected is referred to as a refrigerant pipe 110.
  • a refrigerant pipe 110 Inside the refrigerant pipe 110, one end in the axial direction where the connection pipe 105a and the side portion 101d of the distribution header 101 are connected to the other end in the axial direction where the connection pipe 105b and the side portion 102d of the merge header 102 are connected.
  • a coolant channel 110a through which the coolant passes is provided.
  • the heat transfer pipe 103 is used as a heat transfer unit
  • the connection pipe 105a and the connection pipe 105b are used as connection units.
  • the heat transfer tube 103, the connection pipe 105a, and the connection pipe 105b may be integrally formed as the refrigerant pipe 110.
  • the connection pipe 105a, and the connection pipe 105b are integrally formed as the refrigerant pipe 110, the section where the fins are provided on the outer surface is connected to the heat transfer section, and the section where the fins are not provided on the outer surface is connected. Part.
  • the axial length L of the heat transfer tube 103 is respectively the axial length La of the spiral grooved tube 131, the axial length Lb of the smooth tube 132, and the axial length Lc of the irregular tube 133. Is the sum of the axial lengths of.
  • the irregular tube 133 is, for example, a spiral grooved tube whose inner surface is provided with a spiral groove different from the spiral grooved tube 131.
  • the flow resistance of each heat transfer tube 103 is the axial length La of the spiral grooved tube 131 with respect to the axial length L of the heat transfer tube 103. It can be adjusted using the ratio.
  • FIG. 7 is a diagram exemplifying the value of the mass flow rate of the refrigerant flowing inside the heat transfer tube 103 with respect to the vertical position of the heat transfer tube 103 in the heat exchanger 100 when the flow resistance of each heat transfer tube 103 is the same.
  • the vertical axis represents the vertical position where the heat transfer tubes 103 are connected to the distribution header 101
  • the horizontal axis represents the mass flow rate of the refrigerant flowing inside the heat transfer tubes 103
  • the black circles represent the mass flow rates flowing through each heat transfer tube 103.
  • connection pipes 105 a and the connection pipes 105 b not provided with the fins 104 are not pipes for exchanging heat with the air (fluid) around the heat exchanger 100, but the heat transfer pipes 103 are connected to the distribution header 101 and the confluence header 102. It is a pipe for connecting. That is, even if the mass flow rate of the refrigerant flowing in each heat transfer tube 103 is adjusted by providing the spiral groove in the connection pipe 105a or the connection pipe 105b, the heat exchange performance cannot be improved.
  • a spiral grooved tube having a plurality of fins 104 arranged on the outer surface thereof.
  • the ratio of the axial length La of the spiral grooved tube 131 to the axial length L of the heat transfer tube 103, which is a pipe configured by the 131 and the smooth tube 132, is measured in the vertical direction in which the heat transfer tube 103 is connected to the distribution header 101.
  • the flow resistance of the heat transfer tube 103 is determined by the ratio of the axial length La of the spiral grooved tube 131 (first resistance region) to the axial length L of the heat transfer tube 103. Therefore, the adjustment range of the flow resistance of the heat transfer tube 103 is large, and an appropriate mass flow rate of the refrigerant corresponding to each heat transfer tube 103 can be set.
  • the refrigerant pipe has a heat transfer portion having external fins, and connection portions provided at both ends of the heat transfer portion without external fins, and the heat transfer portion of the refrigerant pipe is A first resistance region having a spiral groove on its inner surface and a second resistance region having a second flow resistance different from the first resistance region, and the first resistance region and The second resistance region is formed with an axial length such that the refrigerant tube has a flow resistance corresponding to the vertical position.
  • the flow resistance of the refrigerant pipe is adjusted by the ratio of the axial length of the first resistance region to the axial length of the heat transfer portion of the refrigerant pipe.
  • the spiral groove provided in the spiral grooved tube 131 and the straight groove provided in the straight grooved tube 134 are discontinuous groove shapes.
  • the groove shape in heat transfer tube 103 is discontinuous, the refrigerant flowing in heat transfer tube 103 is agitated, and heat exchange performance can be improved.
  • the straight grooved tube 134 having a larger cross-sectional area than the smooth tube 132 is provided instead of the smooth tube 132, so that the heat exchange efficiency can be improved.
  • the heat exchanger 200 can set an appropriate mass flow rate of the refrigerant corresponding to each heat transfer tube 103, agitates the refrigerant flowing in the heat transfer tube 103, and performs efficient heat exchange. It can be carried out.
  • Embodiment 3 The configuration of heat exchanger 300 according to Embodiment 3 of the present invention will be described. It should be noted that description of configurations that are the same as or corresponding to those of the first embodiment will be omitted, and only different portions will be described.
  • FIG. 9 is a sectional view of the heat exchanger 300 according to the third embodiment.
  • the heat exchanger 300 has, instead of the smooth tube 132, a spiral grooved tube 135 which is an inner grooved tube having a constant lead angle ⁇ with respect to the tube axis P on the inner surface. is there.
  • the lead angle ⁇ of the spiral grooved tube 135 is smaller than the lead angle ⁇ of the spiral grooved tube 131.

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Abstract

効率的な熱交換を行うことができる熱交換器を得る。熱交換器１００は、鉛直方向に延存して設けられ内部に分配流路１０１ｅが形成された分配ヘッダ１０１と、鉛直方向に延存して設けられ内部に合流流路１０２ｅが形成された合流ヘッダ１０２と、一端を分配ヘッダ１０１に接続され、他端を合流ヘッダ１０２に接続され、内部に冷媒が一端から他端に流れる冷媒流路１０３ａが設けられた管状の冷媒管１１０とを備え、冷媒管１１０は、鉛直方向に異なる位置に複数設けられ、冷媒管１１０は、外部にフィン１０４が設けられた伝熱部と、伝熱部の両端に設けられ外部にフィン１０４が設けられていない接続部とを有し、冷媒管１１０の伝熱部は、内面に螺旋溝が設けられた第１抵抗領域及び第１抵抗領域と異なる流動抵抗を有する第２抵抗領域を有し、第１抵抗領域及び第２抵抗領域は、冷媒管１１０が鉛直方向位置に応じた流動抵抗となるような軸方向長さで形成される。

Description

熱交換器
　本発明は、空気調和機などにおいて、主として蒸発器としての機能を果たす熱交換器に関するものである。
　従来の空気調和機の熱交換器は、複数の伝熱管を備えている。複数の伝熱管を備えた熱交換器が蒸発器として機能する場合は、各伝熱管内に供給される気液二相冷媒の質量流量を適切に分配しなければ、特定の流路に過剰な液冷媒が流れる一方、他の流路では液冷媒が不足してガス単相領域が増大するため、熱交換器性能が低下する。
　特許文献１に記載の熱交換器では、空気流動方向に対して複数列を有する伝熱管群において、伝熱管内面に設けられた螺旋溝の溝高さを、風上側の列の伝熱管群から風下側の列の伝熱管群にかけて順次高くする技術について記載されている。
　特許文献１に記載の熱交換器では、伝熱管の流動抵抗を風上側の列の伝熱管群から風下側の列の伝熱管群へ順次大きくし、熱負荷の大きい風上側の伝熱管群内に供給される冷媒の質量流量を大きくし、冷媒が完全に蒸発する領域を減少させることで、熱交換性能の向上をはかることができる。
　特許文献２に記載の熱交換器では、伝熱管に対してひねり加工を行い、伝熱管内面の螺旋溝のリード角を調整する技術について記載されている。
　特許文献２に記載の熱交換器では、伝熱管内の螺旋溝のリード角を調整することで伝熱管内を流れる冷媒を撹拌することができるため、熱交換作用を向上することができる。
　特許文献３に記載の冷媒分配器では、多数の伝熱管に冷媒を分配して流す冷媒分配器の螺旋溝の内径又は長さ等の寸法を適宜選択することで、各伝熱管内に供給される冷媒の質量流量を調整する技術について記載されている。
　特許文献３に記載の冷媒分配器では、冷媒分配器の螺旋溝の内径又は長さ等の寸法を適宜選択することで、冷媒分配器の流動抵抗を変更し、熱交換器を通過する吸込空気の速度分布に合わせて各伝熱管内に供給される冷媒の質量流量を調整できるため、熱交換性能の向上をはかることができる。
特開平４－３０９７９２ 特開２０１０－１０１５０８ 特開２００９－２２２３６６
　特許文献１に記載の熱交換器において、伝熱管の流動抵抗は、伝熱管内面に設けられた螺旋溝の溝高さの相違に基づいている。したがって、伝熱管の流動抵抗の調整は、伝熱管内面に設けられた螺旋溝の溝高さの種類数でしか行うことができないため、各伝熱管に対応した適切な冷媒の質量流量を得ることができず、特定の流路に過剰な冷媒が流れる一方、他の流路では冷媒が不足して、伝熱管内にガス単相領域が増大し、熱交換性能が低下するという課題がある。
　また、特許文献１に記載の熱交換器では、伝熱管内面に設けられた螺旋溝のリード角は一定であるため、冷媒はリード角に沿って流れる状態にあり、撹拌され難く、伝熱管内での温度境界層の発達を抑制できないため、熱交換性能が低下するという課題がある。
　特許文献２に記載の熱交換器では、伝熱管内を流れる冷媒の撹拌により熱交換性能を向上させることはできるが、伝熱管の流動抵抗の調整をすることができないため、各伝熱管に対応した適切な冷媒の質量流量を得ることができず、特定の流路に過剰な冷媒が流れる一方、他の流路では冷媒が不足して、伝熱管内にガス単相領域が増大し、熱交換性能が低下するという課題がある。
　特許文献３に記載の冷媒分配器では、冷媒分配器の流動抵抗を調整できるが、冷媒分配器は伝熱管と比較して小さいため、冷媒分配器のみで調節ができる流動抵抗は限定的であり、各伝熱管に対応した適切な冷媒の質量流量を得ることができず、特定の流路に過剰な冷媒が流れる一方、他の流路では冷媒が不足して、伝熱管内にガス単相領域が増大し、熱交換性能が低下するという課題がある。
　また、特許文献３に記載の冷媒分配器では、伝熱管内面に螺旋溝は設けられていないため、伝熱管内を流れる冷媒は撹拌されにくいため、熱交換器としての熱交換性能が低下するという課題がある。
　本発明は、上記のような課題を解決するためになされたもので、効率的な熱交換を行うことができる熱交換器を得るものである。
　本発明に係る熱交換器は、鉛直方向の両端に設けられた一端部及び他端部、並びに一端部と他端部とを接続する側部を有し、一端部又は側部に冷媒が流入する流入口が設けられ、内部に一端部から他端部に向かって冷媒が流れる分配流路が形成された分配ヘッダと、鉛直方向の両端に設けられた一端部及び他端部、並びに一端部と他端部とを接続する側部を有し、一端部又は側部に冷媒が流出する流出口が設けられ、内部に一端部から他端部に向かって冷媒が流れる合流流路が形成された合流ヘッダと、軸方向の一端を分配ヘッダの側部に接続され、軸方向の他端を合流ヘッダの側部に接続され、内部に冷媒が一端から他端に流れる冷媒流路が設けられた管状の冷媒管とを備え、冷媒管は、鉛直方向に異なる位置に複数設けられ、冷媒管は、外部にフィンが設けられた伝熱部と、伝熱部の両端に設けられ外部にフィンが設けられていない接続部とを有し、冷媒管の伝熱部は、第１の流動抵抗を有し、内面に螺旋溝が設けられた第１抵抗領域及び第１抵抗領域と異なる流動抵抗である第２の流動抵抗を有する第２抵抗領域を有し、第１抵抗領域及び第２抵抗領域は、冷媒管が鉛直方向位置に応じた流動抵抗となるような軸方向長さで形成される。
　本発明に係る熱交換器によれば、効率的な熱交換を行うことができる。
本発明の実施の形態１に係る熱交換器を用いた冷凍サイクルを例示する構成図である。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器の斜視図である。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器の断面図である。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器の断面図である。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器の断面図である。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器の断面図である。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器の伝熱管の内部を流れる冷媒の質量流量の値を例示した図である。 本発明の実施の形態２に係る熱交換器の断面図である。 本発明の実施の形態３に係る熱交換器の断面図である。
　以下、添付図面を参照して、本願が開示する熱交換器に係る実施の形態を詳細に説明する。なお、以下に示す実施の形態は一例であり、これらの実施の形態によって本発明が限定されるものではない。
実施の形態１．
　図１は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器１００を用いた冷凍サイクルの例を示す図である。図１において、実線矢印は冷房運転時の冷媒の流れを示し、破線矢印は暖房運転時の冷媒の流れを示す。
　図１に示すように、冷凍サイクルは、室外機１と、室内機３と、室外機１及び室内機３を接続する冷媒配管２とを備える。
　室外機１は、その内部に、圧縮機１１と、四方切換弁１２と、室外熱交換器１００と、絞り機構１３と、室外送風機１４とを有する。
　圧縮機１１は、供給された冷媒を圧縮し、高温高圧のガス冷媒に変化させて、四方切換弁１２に送出する。圧縮機１１には、電源が接続されている。
　四方切換弁１２は、圧縮機１１によって圧縮された冷媒の還流方向を切り替える。
　室外熱交換器１００は、流入した冷媒を、蒸発又は凝縮することにより、空気と熱交換をし、空気を冷却又は加熱する。例えば、冷房運転時においては、室外熱交換器１００は、凝縮器として機能して、流入した冷媒を凝縮させる。また、暖房運転時においては、室外熱交換器１００は、蒸発器として機能して、流入した冷媒を蒸発させる。
　絞り機構１３は、開度が変更可能な減圧装置である。絞り機構１３は、流入した冷媒を減圧する。
　室外送風機１４は、室外熱交換器１００の近傍に設置されている。室外送風機１４は、室外熱交換器１００を通過する空気流を生成し、熱交換された空気を、屋外に排出する。
　室内機３は、その内部に、室内熱交換器３１と、室内送風機３２とを有する。
　室内熱交換器３１は、流入した冷媒を、蒸発又は凝縮することにより、空気と熱交換をし、空気を冷却又は加熱する。例えば、冷房運転時においては、室内熱交換器３１は、蒸発器として機能して、流入した冷媒を蒸発させる。また、暖房運転時においては、室内熱交換器３１は、凝縮器として機能して、流入した冷媒を凝縮させる。
　室内送風機３２は、室内熱交換器３１の近傍に設置されている。室内送風機３２は、室内熱交換器３１を通過する空気流を生成し、熱交換された空気を、室内に排出する。
　次に、破線矢印で示す暖房運転時の冷凍サイクルについて説明する。電源が投入されることにより、圧縮機１１が動作する。圧縮機１１が動作すると、冷凍サイクル回路内の冷媒の循環が開始される。圧縮機１１で圧縮されて高温高圧となったガス冷媒は、四方切換弁１２を通過し、冷媒配管２を通過して室内機３へと導かれる。室内機３へ導かれた冷媒は、室内機３内に設けられた室内熱交換器３１において室内送風機３２で送風された室内空気により冷却されて凝縮し、気液二相状態または液相状態の冷媒を生成する。室内送風機３２は、暖房運転時に凝縮器として作用する。気液二相状態または液相状態の冷媒は、冷媒配管２を通過して室外機１側へ送出される。
　気液二相状態または液相状態の冷媒は、絞り機構１３によって減圧されて、低圧の状態に変化し、室外機１内に設けられた室外熱交換器１００に流入する。絞り機構１３は、開度が変更可能な減圧装置である。冷媒は、室外機１内に設けられた室外熱交換器１００に流入すると、室外送風機１４によって供給される外部空気によって加熱され、高温低圧のガス冷媒に変化する。室外機１内に設けられた室外熱交換器１００は、暖房運転時に蒸発器として作用する。高温低圧のガス冷媒は、四方切換弁１２を通過し、圧縮機１１再び戻る。これによって、冷媒が循環する一連の冷凍サイクルが構成される。
　また、四方切換弁１２を図１の実線のように切替えることにより、冷媒の流路方向が切替えられ、冷房運転とすることができる。冷房運転の場合には、室外機１内に設けられた室外熱交換器１００が凝縮器として作用し、室内機３内に設けられた室内熱交換器３１が蒸発器として作用することとなる。
　次に、暖房運転時において蒸発器として作用する室外機１内に設けられた室外熱交換器１００の構成及び動作について説明する。以下、室外熱交換器１００を熱交換器１００とする。
　図２は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器１００の斜視図である。図３は、実施の形態１に係る熱交換器１００を、図２のＡ－Ａ線で切断した断面図である。図２に示すように、熱交換器１００は、略鉛直方向に延在するように設けられた分配ヘッダ１０１と、略鉛直方向に延在するように設けられた合流ヘッダ１０２と、一端が接続配管１０５ａを介して分配ヘッダ１０１に接続され、他端が接続配管１０５ｂを介して合流ヘッダ１０２に接続され、略水平方向に延在するように設けられた複数の伝熱管１０３と、伝熱管１０３の軸方向に対して直交状態で挿通される複数の板状のフィン１０４と、を備える。また、複数の伝熱管１０３は、空気の流動方向Ｚに対して、複数列の構成であってもよい。ここで、図２に示すＸ方向を水平方向、Ｙ方向を鉛直方向とする。
　なお、分配ヘッダ１０１及び合流ヘッダ１０２は形状を特に限定するものではないが、実施の形態１では一端がそれぞれ閉鎖された円筒管で形成される。
　分配ヘッダ１０１の鉛直方向の一端部１０１ａには、冷媒の流入口１０１ｂが形成されており、鉛直方向の他端部１０１ｃは閉塞している。ここで、分配ヘッダ１０１の一端部１０１ａと他端部１０１ｃとを接続する側面を側部１０１ｄとする。流入口１０１ｂは、冷凍サイクルを構成する図示しない冷媒配管２に接続している。分配ヘッダ１０１の内部には、略鉛直方向に延在する態様で分配流路１０１ｅが形成される。分配流路１０１ｅは、流入口１０１ｂより流入した冷媒を一端部１０１ａから他端部１０１ｃに向けて通過させる。
　なお、冷媒の流入口１０１ｂは、側部１０１ｄに設けられてもよい。
　合流ヘッダ１０２の鉛直方向の一端部１０２ａには、冷媒の流出口１０２ｂが形成されており、鉛直方向の他端部１０２ｃは閉塞している。ここで、合流ヘッダ１０２の一端部１０２ａと他端部１０２ｃとを接続する側面を側部１０２ｄとする。流出口１０２ｂは、冷凍サイクルを構成する図示しない冷媒配管２に接続している。合流ヘッダ１０２の内部には、略鉛直方向に延在する態様で合流流路１０２ｅが形成される。合流流路１０２ｅは、複数の伝熱管１０３から排出された冷媒を一端部１０２ａから他端部１０２ｃに向けて通過させる。
　なお、冷媒の流出口１０２ｂは、側部１０２ｄに設けられてもよい。
　伝熱管１０３は略水平方向に延在し、伝熱管１０３の両端には接続配管１０５ａ及び接続配管１０５ｂが設けられる。接続配管１０５ａは伝熱管１０３と分配ヘッダ１０１の側部１０１ｄとを接続するための配管であり、接続配管１０５ｂは伝熱管１０３と合流ヘッダ１０２の側部１０２ｄとを接続するための配管である。伝熱管１０３は、軸方向の一端が接続配管１０５ａを介して分配ヘッダ１０１の側部１０１ｄに接続され、軸方向の他端が接続配管１０５ｂを介して合流ヘッダ１０２の側部１０２ｄに接続される。複数の伝熱管１０３は、鉛直方向に異なる位置に設けられる。各伝熱管１０３の内部には、冷媒が一端から他端に向けて通過する冷媒流路１０３ａが設けられる。各伝熱管１０３における各冷媒流路１０３ａの分配ヘッダ１０１側の開口１０３ｂが冷媒の入口であり、合流ヘッダ１０２側の開口１０３ｃが冷媒の出口である。
　なお、伝熱管１０３は管状である。伝熱管１０３の断面は、形状を特に限定するものではないが、実施の形態１では円筒管で形成される。
　複数の伝熱管１０３の外表面には、複数の板状のフィン１０４が配設される。フィン１０４は、伝熱管１０３内を通過する冷媒と、熱交換器１００の周囲の空気（流体）との熱交換を促進させる。
　接続配管１０５ａ及び接続配管１０５ｂは、主に熱交換を行うための配管ではなく、伝熱管１０３を分配ヘッダ１０１及び合流ヘッダ１０２に接続するための配管であるため、接続配管１０５ａ及び接続配管１０５ｂの外表面にはフィン１０４が設けられていない。実施の形態１において、伝熱管１０３と、接続配管１０５ａ及び接続配管１０５ｂとは、例えば、ろう付けによって接続される。
　なお、接続配管１０５ａ及び接続配管１０５ｂは形状を特に限定するものではないが、実施の形態１では円筒管で形成される。
　ここで、伝熱管１０３、接続配管１０５ａ及び接続配管１０５ｂが接続された配管を冷媒管１１０とする。冷媒管１１０の内部には、接続配管１０５ａと分配ヘッダ１０１の側部１０１ｄとが接続される軸方向の一端から接続配管１０５ｂと合流ヘッダ１０２の側部１０２ｄとが接続される軸方向の他端に向けて冷媒が通過する冷媒流路１１０ａが設けられる。冷媒管１１０において、伝熱管１０３を伝熱部、接続配管１０５ａ及び接続配管１０５ｂを接続部とする。
　また、伝熱管１０３、接続配管１０５ａ及び接続配管１０５ｂは、冷媒管１１０として一体に形成されてもよい。冷媒管１１０として伝熱管１０３、接続配管１０５ａ及び接続配管１０５ｂが一体に形成された場合は、外表面にフィンが設けられた区間を伝熱部、外表面にフィンが設けられていない区間を接続部とする。
　実施の形態１において、冷媒は、冷媒配管から分配ヘッダ１０１へ供給され、分配ヘッダ１０１から複数の伝熱管１０３を通って合流ヘッダ１０２へと流動し、合流ヘッダ１０２から冷媒配管へと排出される。
　実施の形態１において、分配ヘッダ１０１、合流ヘッダ１０２、伝熱管１０３、フィン１０４、接続配管１０５ａ及び接続配管１０５ｂを構成する材料として、例えば、銅、鉄、アルミニウム、鉄合金もしくはアルミニウム合金等の金属材料、又は、熱伝導率の高い樹脂等が挙げられる。
　次に、伝熱管１０３の構成について説明する。伝熱管１０３は、流動抵抗の異なる複数の抵抗領域を有する。具体的には、実施の形態１に係る伝熱管１０３は、図３に示すように、螺旋溝付管１３１と、平滑管１３２とから構成されている。
　螺旋溝付管１３１は、内面に管軸Ｐに対して一定のリード角αをもつ螺旋溝が設けられた内面溝付管である。平滑管１３２は、内面が平滑面の円筒管である。螺旋溝付管１３１（第１抵抗領域）の流動抵抗（第１の流動抵抗）は、平滑管１３２（第２抵抗領域）の流動抵抗（第２の流動抵抗）よりも大きい。
　図３に示す軸方向長さＬは伝熱管１０３の軸方向の長さであり、軸方向長さＬａは螺旋溝付管１３１の軸方向長さであり、軸方向長さＬｂは平滑管１３２の軸方向長さである。軸方向長さＬは、軸方向長さＬａと軸方向長さＬｂとの和である。
　各伝熱管１０３の軸方向長さＬは等しいが、伝熱管１０３の軸方向長さＬに対する螺旋溝付管１３１の軸方向長さＬａの比は、分配ヘッダ１０１に伝熱管１０３が接続される鉛直方向位置に応じた流動抵抗となるよう設定される。螺旋溝付管１３１の流動抵抗は、平滑管１３２の流動抵抗よりも大きいため、伝熱管１０３の軸方向長さＬに対する螺旋溝付管１３１の軸方向長さＬａの比を、各伝熱管１０３の鉛直方向位置に応じた比に調整することによって、各伝熱管１０３に対応した適切な冷媒の質量流量を得ることができる。
　なお、伝熱管１０３の軸方向長さＬは、軸方向長さＬａと軸方向長さＬｂとの和であるため、伝熱管１０３の軸方向長さＬに対する螺旋溝付管１３１の軸方向長さＬａの比は、平滑管１３２の軸方向長さＬｂに対する螺旋溝付管１３１の軸方向長さＬａの比と同義である。つまり、各伝熱管１０３のそれぞれの流動抵抗は、平滑管１３２の軸方向長さＬｂに対する螺旋溝付管１３１の軸方向長さＬａの比を用いて調整することもできる。
　伝熱管１０３は、螺旋溝付管１３１と平滑管１３２とを、例えば、ろう付け等によって接続し、一体化することで製作される。伝熱管１０３は、軸方向長さＬに対する軸方向長さＬａの比を調整するため、例えば、螺旋溝付管１３１と平滑管１３２とをろう付けによって接続した後に、螺旋溝付管１３１又は平滑管１３２の少なくとも一方を適宜長さに切断して製作する。
　図４、図５及び図６は、実施の形態１に係る熱交換器１００の伝熱管１０３の変形例を示した図である。図３において、伝熱管１０３は、螺旋溝付管１３１が分配ヘッダ１０１側に、平滑管１３２が合流ヘッダ１０２側に設けられた構成を例示しているが、伝熱管１０３の構成はこれに限るものではない。伝熱管１０３は、例えば、図４に示すように、螺旋溝付管１３１が合流ヘッダ１０２側に、平滑管１３２が分配ヘッダ１０１側に設けられた構成、図５に示すように、螺旋溝付管１３１及び平滑管１３２を複数に分割してそれぞれを接続した構成、又は、図６に示すように、一定の流動抵抗を示す変則管１３３が各伝熱管１０３に対してそれぞれ設けられた構成としてもよい。
　なお、図５に示す軸方向長さＬａ１及び軸方向長さＬａ２は、複数に分割された螺旋溝付管１３１１及び螺旋溝付管１３１２のそれぞれの軸方向長さであり、軸方向長さＬａ１と、軸方向長さＬａ２との和を、螺旋溝付管１３１（第１抵抗領域）の軸方向長さＬａとする。また、図５に示す軸方向長さＬｂ１及び軸方向長さＬｂ２は、複数に分割された平滑管１３２１及び平滑管１３２２のそれぞれの軸方向長さであり、軸方向長さＬｂ１と、軸方向長さＬｂ２との和を平滑管１３２（第２抵抗領域）の軸方向長さＬｂとする。したがって、抵抗領域の軸方向長さとは、各伝熱管１０３における同じ内面形状の領域の軸方向長さの合計である。
　また、図６において、伝熱管１０３の軸方向長さＬは、螺旋溝付管１３１の軸方向長さＬａ、平滑管１３２の軸方向長さＬｂ及び変則管１３３の軸方向長さＬｃのそれぞれの軸方向長さの和である。ここで、変則管１３３とは、例えば、内面に螺旋溝付管１３１と異なる螺旋溝が設けられた螺旋溝付管である。図６において、各変則管１３３は、同じ長さであるため、各伝熱管１０３のそれぞれの流動抵抗は、伝熱管１０３の軸方向長さＬに対する螺旋溝付管１３１の軸方向長さＬａの比を用いて調整することができる。
　次に、実施の形態１に係る熱交換器１００における、伝熱管１０３の軸方向長さＬに対する螺旋溝付管１３１の軸方向長さＬａの比の決定方法について説明する。
　図７は、各伝熱管１０３の流動抵抗が同一の場合の熱交換器１００における、伝熱管１０３の鉛直方向位置に対する伝熱管１０３の内部を流れる冷媒の質量流量の値を例示した図である。図７において、縦軸は分配ヘッダ１０１に伝熱管１０３が接続される鉛直方向位置、横軸は伝熱管１０３内を流れる冷媒の質量流量を示し、黒丸が各伝熱管１０３を流れる質量流量である。
　一般的に、分配流路１０１ｅ内を流れる冷媒の流速は、重力の作用により、鉛直下方と比較して鉛直上方において小さくなる。したがって、図７に示すように、伝熱管１０３の内部を流れる冷媒の質量流量は、分配流路１０１ｅの鉛直上方に位置する伝熱管１０３ほど小さく、分配流路１０１ｅの鉛直下方である鉛直下方に位置する伝熱管１０３ほど大きくなる。
　図７に示すように、各伝熱管１０３の内部を流れる冷媒の質量流量に差が生じると、鉛直下方に位置する伝熱管１０３には過剰な冷媒が流れる一方、鉛直上方に位置する伝熱管１０３に供給される冷媒が不足して、鉛直方向に位置する伝熱管１０３内にガス単相領域が増大し、熱交換器１００の熱交換性能が低下する。
　したがって、実施の形態１に係る熱交換器１００では、各伝熱管１０３の内部を流れる冷媒の質量流量の差による熱交換性能の低下を抑制するために、各伝熱管１０３の内部を流れる冷媒の質量流量が平準化されるように、分配ヘッダ１０１に伝熱管１０３が接続される鉛直方向位置に応じて伝熱管１０３の軸方向長さＬに対する螺旋溝付管１３１の軸方向長さＬａの比を決定する。
　具体的には、伝熱管１０３の軸方向長さＬに対する螺旋溝付管１３１の軸方向長さＬａの比は、図３に示すように、分配流路１０１ｅの鉛直上方に接続された伝熱管１０３から分配流路１０１ｅの鉛直下方に接続された伝熱管１０３へ順次大きくなるように決定する。
　ここで、螺旋溝付管１３１の流動抵抗は、平滑管１３２より大きいため、軸方向長さＬに対する軸方向長さＬａの比が小さいほど伝熱管１０３の流動抵抗は小さくなり、軸方向長さＬに対する軸方向長さＬａの比が大きいほど、伝熱管１０３の流動抵抗は大きくなる。
　つまり、図３に示す熱交換器１００では、各伝熱管１０３の流動抵抗が同一の場合に分配流路１０１ｅ内を流れる冷媒の流速が大きくなる鉛直下方に接続された伝熱管１０３の流動抵抗は大きく、各伝熱管１０３の流動抵抗が同一の場合に分配流路１０１ｅ内を流れる冷媒の流速が小さくなる鉛直上方に接続された伝熱管１０３の流動抵抗は小さい構成である。
　したがって、実施の形態１に係る熱交換器１００では、伝熱管１０３の軸方向長さＬに対する螺旋溝付管１３１の軸方向長さＬａの比を分配流路１０１ｅの鉛直上方に接続された伝熱管１０３から分配流路１０１ｅの鉛直下方に接続された伝熱管１０３へ順次大きくなるように決定するため、伝熱管１０３の流動抵抗を分配流路１０１ｅの鉛直上方に接続された伝熱管１０３から分配流路１０１ｅの鉛直下方に接続された伝熱管１０３へ順次大きくでき、各伝熱管１０３の内部を流れる冷媒の質量流量を平準化することができる。
　なお、伝熱管１０３が空気の流動方向Ｚに対して複数列設けられており、分配ヘッダ１０１に伝熱管１０３が接続される鉛直方向位置が同一の伝熱管１０３が存在する場合、分配ヘッダ１０１に対して同一の鉛直方向位置に接続された伝熱管１０３は、同一の流動抵抗を有する。また、各伝熱管１０３の流動抵抗が同一の場合に分配流路１０１ｅ内を流れる冷媒の流速が大きく変化しない鉛直方向区間に接続された伝熱管１０３は、同一の流動抵抗を有してもよい。つまり、実施の形態１に係る熱交換器１００は、鉛直方向に異なる位置に複数設けられた伝熱管１０３のうち少なくとも一部の伝熱管１０３の流動抵抗が異なるように、それぞれの伝熱管１０３の螺旋溝付管１３１の軸方向長さＬａ及び平滑管１３２の軸方向長さＬｂが形成される。
　実施の形態１において、各伝熱管１０３内を流れる冷媒の質量流量は、接続配管１０５ａ又は接続配管１０５ｂに螺旋溝を設けることによって調整することができる。しかし、接続配管１０５ａ又は接続配管１０５ｂのみに螺旋溝を設けて各伝熱管１０３内を流れる冷媒の質量流量を調整した場合、伝熱管１０３の内面に螺旋溝が設けられていないため、伝熱管１０３内を流れる冷媒は撹拌され難い。
　フィン１０４を設けていない接続配管１０５ａ及び接続配管１０５ｂは、熱交換器１００の周囲の空気（流体）との熱交換を行うための配管ではなく、伝熱管１０３を分配ヘッダ１０１及び合流ヘッダ１０２と接続するための配管である。つまり、接続配管１０５ａ又は接続配管１０５ｂに螺旋溝を設けることによって各伝熱管１０３内を流れる冷媒の質量流量を調整したとしても、熱交換性能の向上をはかることができない。
　一方、実施の形態１に係る熱交換器１００では、熱交換器１００の周囲の空気（流体）との熱交換を行うために、外表面に複数のフィン１０４が配設された螺旋溝付管１３１及び平滑管１３２から構成された配管である伝熱管１０３の軸方向長さＬに対する螺旋溝付管１３１の軸方向長さＬａの比を、分配ヘッダ１０１に伝熱管１０３が接続される鉛直方向位置に応じて変更することで、各伝熱管１０３に対応した適切な冷媒の質量流量の調整をすることができ、熱交換性能の向上をはかることができる。
　また、実施の形態１に係る熱交換器１００は、螺旋溝付管１３１のリード角を伝熱管１０３毎に変更することなく、各伝熱管１０３に対応した適切な冷媒の質量流量を設定できる。
　また、実施の形態１に係る熱交換器１００は、伝熱管１０３の軸方向長さＬに対する螺旋溝付管１３１（第１抵抗領域）の軸方向長さＬａの比によって伝熱管１０３の流動抵抗を調整できるため、伝熱管１０３の流動抵抗の調整幅が大きく、各伝熱管１０３に対応した適切な冷媒の質量流量を設定できる。
　また、実施の形態１に係る熱交換器１００の伝熱管１０３は、螺旋溝付管１３１の内面に設けられた螺旋溝によって、伝熱管１０３内を流れる冷媒を撹拌するため、熱交換性能の向上をはかることができる。
　また、実施の形態１に係る熱交換器１００の伝熱管１０３は、螺旋溝付管１３１と平滑管１３２とがろう付け等によって接続され構成される。したがって、伝熱管１０３の内面の形状は不連続であり、伝熱管１０３内を流れる冷媒の流れに変化をもたせることができ、冷媒の撹拌作用が向上するため、熱交換性能の向上をはかることができる。
　実施の形態１に係る熱交換器１００は、鉛直方向の両端に設けられた一端部及び他端部、並びに一端部と他端部とを接続する側部を有し、一端部又は側部に冷媒が流入する流入口が設けられ、内部に一端部から他端部に向かって冷媒が流れる分配流路が形成された分配ヘッダと、鉛直方向の両端に設けられた一端部及び他端部、並びに一端部と他端部とを接続する側部を有し、一端部又は側部に冷媒が流出する流出口が設けられ、内部に一端部から他端部に向かって冷媒が流れる合流流路が形成された合流ヘッダと、軸方向の一端を分配ヘッダの側部に接続され、軸方向の他端を合流ヘッダの側部に接続され、内部に冷媒が一端から他端に流れる冷媒流路が設けられた管状の冷媒管とを備え、冷媒管は、鉛直方向に異なる位置に複数設けられ、冷媒管は、外部にフィンが設けられた伝熱部と、伝熱部の両端に設けられ外部にフィンが設けられていない接続部とを有し、冷媒管の伝熱部は、第１の流動抵抗を有し、内面に螺旋溝が設けられた第１抵抗領域及び第１抵抗領域と異なる流動抵抗である第２の流動抵抗を有する第２抵抗領域を有し、第１抵抗領域及び第２抵抗領域は、冷媒管が鉛直方向位置に応じた流動抵抗となるような軸方向長さで形成される。
　また、実施の形態１に係る熱交換器１００は、鉛直方向に異なる位置に複数設けられた冷媒管のうち少なくとも一部の冷媒管の流動抵抗が異なるように、それぞれの冷媒管の伝熱部の第１抵抗領域の軸方向長さ及び第２抵抗領域の軸方向長さが形成されたことを特徴とする。
　また、実施の形態１に係る熱交換器１００において、冷媒管の流動抵抗は、冷媒管の伝熱部の軸方向長さに対する第１抵抗領域の軸方向長さの比によって調整することを特徴とする。
　また、実施の形態１に係る熱交換器１００において、第２抵抗領域は、内面が平滑面であることを特徴とする。
　また、実施の形態１に係る熱交換器１００において、伝熱管の伝熱部の流動抵抗は、鉛直上方に設けられた伝熱管から鉛直下方に設けられた伝熱管へ順次大きくなることを特徴とする。
　以上の構成によって実施の形態１に係る熱交換器１００は、各伝熱管１０３に対応した適切な冷媒の質量流量を設定でき、伝熱管１０３内を流れる冷媒を撹拌し、効率的な熱交換を行うことができる。
実施の形態２．
　本発明の実施の形態２に係る熱交換器２００の構成について説明する。なお、実施の形態１と同一または対応する構成については、その説明を省略し、構成の異なる部分のみを説明する。
　図８は、実施の形態２に係る熱交換器２００の断面図である。図８に示すように、熱交換器２００は、平滑管１３２の代わりに、内面に管軸Ｐに平行な方向に伸びる直線状のストレート溝を有するストレート溝付管１３４を有する構成である。ストレート溝付管１３４（第２抵抗領域）の流動抵抗（第２の流動抵抗）は、螺旋溝付管１３１（第１抵抗領域）の流動抵抗（第１の流動抵抗）よりも小さい。図８に示す軸方向長さＬｄは、ストレート溝付管１３４の軸方向長さであり、伝熱管１０３の軸方向長さＬは、螺旋溝付管１３１（第１抵抗領域）の軸方向長さＬａと、ストレート溝付管１３４（第２抵抗領域）の軸方向長さＬｄとの和である。
　熱交換器２００では、伝熱管１０３の軸方向長さＬに対する螺旋溝付管１３１の軸方向長さＬａの比を、分配ヘッダ１０１に伝熱管１０３が接続される鉛直方向位置に応じて変更することで、各伝熱管１０３に対応した適切な冷媒の質量流量の調整をすることができ、熱交換性能の向上をはかることができる。具体的には、軸方向長さＬに対する軸方向長さＬａの比が、分配流路１０１ｅの鉛直上方に接続された伝熱管１０３から分配流路１０１ｅの鉛直下方に接続された伝熱管１０３へ順次大きくなる。
　実施の形態２に係る熱交換器２００では、螺旋溝付管１３１に設けられた螺旋溝と、ストレート溝付管１３４に設けられたストレート溝とは、不連続の溝形状である。実施の形態２に係る熱交換器２００では、伝熱管１０３内の溝形状が不連続であることによって、伝熱管１０３内を流れる冷媒が撹拌され、熱交換性能の向上をはかることができる。
　また、実施の形態２に係る熱交換器２００では、平滑管１３２の代わりに、平滑管１３２よりも断面積が大きいストレート溝付管１３４を有するため、熱交換効率の向上をはかることができる。
　実施の形態２に係る熱交換器２００では、第２抵抗領域は、内面に、管軸Ｐに対して並行な方向に伸びる直線状のストレート溝が設けられたことを特徴とする。
　以上の構成によって実施の形態２に係る熱交換器２００は、各伝熱管１０３に対応した適切な冷媒の質量流量を設定でき、伝熱管１０３内を流れる冷媒を撹拌し、効率的な熱交換を行うことができる。
実施の形態３．
　本発明の実施の形態３に係る熱交換器３００の構成について説明する。なお、実施の形態１と同一または対応する構成については、その説明を省略し、構成の異なる部分のみを説明する。
　図９は、実施の形態３に係る熱交換器３００の断面図である。図９に示すように、熱交換器３００は、平滑管１３２の代わりに、内面に管軸Ｐに対して一定のリード角βをもつ内面溝付管である螺旋溝付管１３５を有する構成である。ここで、螺旋溝付管１３５のリード角βは、螺旋溝付管１３１のリード角αよりも小さい角度である。
　螺旋溝付管１３５の螺旋溝のリード角βは、螺旋溝付管１３１の螺旋溝のリード角αよりも小さいため、螺旋溝付管１３５（第２抵抗領域）の流動抵抗（第２の流動抵抗）は、螺旋溝付管１３１（第１抵抗領域）の流動抵抗（第１の流動抵抗）よりも小さい。図９に示す軸方向長さＬｅは、螺旋溝付管１３５の軸方向長さであり、伝熱管１０３の軸方向長さＬは、螺旋溝付管１３１（第１抵抗領域）の軸方向長さＬａと、螺旋溝付管１３５（第２抵抗領域）の軸方向長さＬｅとの和である。
　熱交換器３００では、伝熱管１０３の軸方向長さＬに対する螺旋溝付管１３１の軸方向長さＬａの比を、分配ヘッダ１０１に伝熱管１０３が接続される鉛直方向位置に応じて変更することで、各伝熱管１０３に対応した適切な冷媒の質量流量の調整をすることができ、熱交換性能の向上をはかることができる。具体的には、軸方向長さＬに対する軸方向長さＬａの比が、分配流路１０１ｅの鉛直上方に接続された伝熱管１０３から分配流路１０１ｅの鉛直下方に接続された伝熱管１０３へ順次大きくなる。
　実施の形態３に係る熱交換器３００では、螺旋溝付管１３１に設けられた螺旋溝と、螺旋溝付管１３５に設けられた螺旋溝とは、不連続の溝形状である。実施の形態３に係る熱交換器３００では、伝熱管１０３内の溝形状が不連続であることにより、伝熱管１０３内を流れる冷媒が撹拌され、熱交換性能の向上をはかることができる。
　また、実施の形態３に係る熱交換器３００は、平滑管１３２の代わりに、平滑管１３２よりも断面積が大きい螺旋溝付管１３５を有するため、熱交換効率の向上をはかることができる。
　また、実施の形態３に係る熱交換器３００の伝熱管１０３は、リード角が異なる螺旋溝が設けられた螺旋溝付管１３１及び螺旋溝付管１３５によって構成されるため、螺旋溝付管１３１及び平滑管１３２によって構成される伝熱管１０３よりも伝熱管１０３内を流れる冷媒の流れに変化をもたせることができ、冷媒の撹拌作用を向上することができる。
　ここで、実施の形態３に係る熱交換器３００では、螺旋溝付管１３５のリード角βが、螺旋溝付管１３１のリード角αよりも小さい角度である場合を例として説明したが、螺旋溝付管１３５のリード角βが、螺旋溝付管１３１のリード角αよりも大きい角度であってもよい。リード角αよりもリード角βの方が大きい角度の場合、螺旋溝付管１３５は螺旋溝付管１３１よりも流動抵抗が大きくなるため、伝熱管１０３の軸方向長さＬに対する螺旋溝付管１３５の軸方向長さＬｅの比が、分配流路１０１ｅの鉛直上方に接続された伝熱管１０３から分配流路１０１ｅの鉛直下方に接続された伝熱管１０３へ順次大きくなる。
　実施の形態３に係る熱交換器３００では、複数の抵抗領域は、第２抵抗領域は、内面に、第１抵抗領域の内面に設けられた螺旋溝のリード角と異なるリード角の螺旋溝が設けられたことを特徴とする。
　以上の構成によって実施の形態３に係る熱交換器３００は、各伝熱管１０３に対応した適切な冷媒の質量流量を設定でき、伝熱管１０３内を流れる冷媒を撹拌し、効率的な熱交換を行うことができる。
　本発明は、発明の範囲内において、各実施の形態を自由に組み合わせることや、各実施の形態を適宜、変形、省略することが可能である。
１　室外機
２　冷媒配管
３　室内機
１１　圧縮機
１２　四方切換弁
１３　絞り機構
１４　室外送風機
３１　室内熱交換器
３２　室内送風機
１００，２００，３００　熱交換器
１０１　分配ヘッダ
１０２　合流ヘッダ
１０３　伝熱管
１０４　フィン
１０５ａ，１０５ｂ　接続配管
１０１ａ，１０２ａ　一端部
１０１ｂ　流入口
１０２ｂ　流出口
１０１ｃ，１０２ｃ　他端部
１０１ｄ，１０２ｄ　側部
１０１ｅ　分配流路
１０２ｅ　合流流路
１０３ａ，１１０ａ　冷媒流路
１０３ｂ，１０３ｃ　開口
１１０　冷媒管
１３１，１３５　螺旋溝付管
１３２　平滑管
１３３　変則管
１３４　ストレート溝付管

Claims (8)

  1. 　鉛直方向の両端に設けられた一端部及び他端部、並びに前記一端部と前記他端部とを接続する側部を有し、前記一端部又は前記側部に冷媒が流入する流入口が設けられ、内部に前記一端部から前記他端部に向かって前記冷媒が流れる分配流路が形成された分配ヘッダと、
    　鉛直方向の両端に設けられた一端部及び他端部、並びに前記一端部と前記他端部とを接続する側部を有し、前記一端部又は前記側部に冷媒が流出する流出口が設けられ、内部に前記一端部から前記他端部に向かって前記冷媒が流れる合流流路が形成された合流ヘッダと、
    　軸方向の一端を前記分配ヘッダの前記側部に接続され、前記軸方向の他端を前記合流ヘッダの前記側部に接続され、内部に前記冷媒が前記一端から前記他端に流れる冷媒流路が設けられた管状の冷媒管とを備え、
    　前記冷媒管は、鉛直方向に異なる位置に複数設けられ、
    　前記冷媒管は、外部にフィンが設けられた伝熱部と、前記伝熱部の両端に設けられ外部にフィンが設けられていない接続部とを有し、
    　前記冷媒管の伝熱部は、第１の流動抵抗を有し、内面に螺旋溝が設けられた第１抵抗領域及び前記第１抵抗領域と異なる流動抵抗である第２の流動抵抗を有する第２抵抗領域を有し、
    　前記第１抵抗領域及び前記第２抵抗領域は、前記冷媒管が鉛直方向位置に応じた流動抵抗となるような軸方向長さで形成された
    　熱交換器。
  2. 　鉛直方向に異なる位置に複数設けられた前記冷媒管のうち少なくとも一部の前記冷媒管の流動抵抗が異なるように、それぞれの前記冷媒管の伝熱部の前記第１抵抗領域の軸方向長さ及び前記第２抵抗領域の軸方向長さが形成されたことを特徴とする請求項１に記載の熱交換器。
  3. 　前記冷媒管の流動抵抗は、前記冷媒管の伝熱部の軸方向長さに対する前記第１抵抗領域の軸方向長さの比によって調整することを特徴とする請求項１または請求項２に記載の熱交換器。
  4. 　前記第１抵抗領域と前記第２抵抗領域との接続面が不連続であることを特徴とする請求項１から請求項３のいずれか１項に記載の熱交換器。
  5. 　前記第２抵抗領域は、内面が平滑面であることを特徴とする請求項１から請求項４のいずれか１項に記載の熱交換器。
  6. 　前記第２抵抗領域は、内面に、軸方向に対して並行な方向に伸びる直線状のストレート溝が設けられたことを特徴とする請求項１から請求項４のいずれか１項に記載の熱交換器。
  7. 　前記第２抵抗領域は、内面に、前記第１抵抗領域の内面に設けられた螺旋溝のリード角と異なるリード角の螺旋溝が設けられたことを特徴とする請求項１から請求項４のいずれか１項に記載の熱交換器。
  8. 　前記冷媒管の前記伝熱部の流動抵抗は、鉛直上方に設けられた前記冷媒管から鉛直下方に設けられた前記冷媒管へ順次大きくなることを特徴とする請求項１から請求項７のいずれか１項に記載の熱交換器。
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