WO2023144917A1 - パラレルフロー型熱交換器及び空気調和機 - Google Patents

Abstract

パラレルフロー型熱交換器（１）は、複数の扁平多穴管（２）がフィン（３）を介して平行に配列され、扁平多穴管（２）とフィン（３）とが上下方向に交互に積層されたコア（１１）と、扁平多穴管（２）の長手方向におけるコア（１１）の一端に配置された第１ヘッダ（４）と、長手方向におけるコア（１１）の他端に配置された第２ヘッダ（５）と、を有している。複数の扁平多穴管（２）は、コア（１１）の最も上方に位置する第１扁平多穴管群（２１）と、第１扁平多穴管群（２１）の下方に隣接する第２扁平多穴管群（２２）と、を含む複数の扁平多穴管群に区分されている。第２扁平多穴管群（２２）に属する扁平多穴管（２）の数は１４本以上であり、第１扁平多穴管群（２１）に属する扁平多穴管（２）の数は第２扁平多穴管群（２２）に属する扁平多穴管（２）の数以下である。

Description

パラレルフロー型熱交換器及び空気調和機

　本発明は、パラレルフロー型熱交換器及び空気調和機に関する。

　空気調和機には、冷媒を凝縮させるための凝縮器が組み込まれている。凝縮器としては、扁平多穴管とコルゲートフィンとが交互に積層されてなるコアと、コアにおける扁平多穴管の長手方向の両端部に配置されたヘッダとを備えた、いわゆるパラレルフロー型の熱交換器が多用されている。

　この種の熱交換器の例として、特許文献１には、複数本のチューブと、隣接するチューブの間に配されるコルゲートフィンと、前記チューブの端部に接続されたタンクとを具備し、前記タンク内に設けられたセパレータによって前記複数のチューブを複数のチューブ群に分割し、冷媒が前記複数のチューブ群を流れる冷媒凝縮器が記載されている。

　従来、この種の熱交換器は、冷媒の流れの最上流に位置するチューブ群に属するチューブの本数が最も多く、下流に向かうにつれて各チューブ群に属するチューブの本数が少なくなるように構成されている。この理由は、以下の通りである。一般的な管内凝縮熱伝達における熱伝達率及び圧力損失は、冷媒の質量速度及び冷媒のクオリティ（つまり、凝縮の程度）に大きく影響されることが知られている。具体的には、管内凝縮熱伝達における熱伝達率及び圧力損失は、冷媒の質量速度が小さいほど低くなる傾向がある。また、管内凝縮熱伝達における熱伝達率及び圧力損失は、冷媒の凝縮が進行し、クオリティが低くなるほど低くなる傾向がある。

　冷媒凝縮器の最上流に位置するチューブ群には、気相状態の冷媒が流入し、チューブ内で凝縮しながら下流側のチューブ群に流出する。そのため、冷媒凝縮器の最上流に位置するチューブ群においては、熱伝達率が高くなるものの圧力損失も高くなる傾向がある。そこで、従来の冷媒凝縮器においては、最上流に位置するチューブ群に属するチューブの本数を最も多くすることにより、高クオリティの冷媒に起因する圧力損失の上昇を抑制しつつ高い熱伝達率を実現することを図っている。

　一方、最上流に位置するチューブ群よりも下流のチューブ群においては、冷媒の凝縮が進行しているため、最上流に位置するチューブ群よりも熱伝達率及び圧力損失が低くなる。そのため、従来の冷媒凝縮器においては、冷媒のクオリティが低くなるにつれて各チューブ群に属するチューブの本数を少なくすることにより、熱伝達率と圧力損失との最適化を図っている。

特開平３－５９３６４号公報

　しかし、特許文献１の冷媒凝縮器よりもさらに熱交換量の大きい熱交換器が強く望まれている。

　本発明は、かかる背景に鑑みてなされたものであり、圧力損失の上昇を抑制しつつ熱交換量を増大させることができるパラレルフロー型熱交換器及びこの熱交換器を備えた空気調和機を提供しようとするものである。

　本発明の一態様は、冷媒が流通可能に構成された複数の扁平多穴管がフィンを介して平行に配列され、前記扁平多穴管と前記フィンとが上下方向に交互に積層されたコアと、
　前記扁平多穴管の長手方向における前記コアの一端に配置され、前記扁平多穴管に接続された第１ヘッダと、
　前記長手方向における前記コアの他端に配置され、前記扁平多穴管に接続された第２ヘッダと、を有し、
　複数の前記扁平多穴管は、前記コアの最も上方に位置する第１扁平多穴管群と、前記第１扁平多穴管群の下方に隣接する第２扁平多穴管群とを含む複数の扁平多穴管群に区分されており、
　前記第１ヘッダ及び前記第２ヘッダは、前記冷媒が複数の前記扁平多穴管群を上方から下方に向かって順次通過することができるように構成されており、
　前記第２扁平多穴管群に属する前記扁平多穴管の数は１４本以上であり、
　前記第１扁平多穴管群に属する前記扁平多穴管の数は前記第２扁平多穴管群に属する前記扁平多穴管の数以下である、パラレルフロー型熱交換器にある。

　本発明の他の態様は、前記の態様のパラレルフロー型熱交換器と、前記パラレルフロー型熱交換器の内部に存在する冷媒とを有する空気調和機にある。

　前記パラレルフロー型熱交換器（以下、「熱交換器」という。）のコアは、複数の扁平多穴管を有しており、複数の扁平多穴管は、最も上方に配置された第１扁平多穴管群と、第１扁平多穴管群の下方に隣接して配置された第２扁平多穴管群と、を含む複数の扁平多穴管群に区分されている。そして、第２扁平多穴管群に属する扁平多穴管の数は１４本以上であり、第１扁平多穴管群に属する扁平多穴管の数は第２扁平多穴管群に属する扁平多穴管の数以下である。

　従来の熱交換器は、前述したように、クオリティの高い冷媒が流通する上流のチューブ群におけるチューブの本数が、冷媒のクオリティがある程度低下した下流のチューブ群よりも多くなるように構成されていた。しかし、本発明者らが鋭意検討した結果、扁平多穴管は、冷媒の凝縮がある程度進行すると熱伝達率が冷媒の質量速度及び冷媒のクオリティに影響されにくくなるという特有の伝熱特性を有していることが見出された。かかる伝熱特性を利用すれば、第１扁平多穴管群に属する扁平多穴管の数を第２扁平多穴管群に属する扁平多穴管の数以下とすることにより、第２扁平多穴管群において熱伝達率の低下の効果よりも熱交換面積の増大の効果を大きくし、第２扁平多穴管群における熱交換量を増大させることが可能となる。

　そして、前記熱交換器は、第１扁平多穴管群に属する扁平多穴管の数が第２扁平多穴管群に属する扁平多穴管の数以下となるように構成されている。それ故、前記熱交換器は、圧力損失の上昇を抑制しつつ、第２扁平多穴管群における熱交換量を増大させることができる。その結果、熱交換器全体として熱交換量を増大させることができる。

　以上のように、前記の態様の熱交換器によれば、圧力損失の上昇を抑制しつつ熱交換量を増大させることができる。

　また、前記空気調和機は、前記の態様の熱交換器を有しているため、熱交換器における圧力損失の増大を抑制しつつ熱交換量を増大させることができる。

図１は、実施例１におけるパラレルフロー型熱交換器の要部を示す断面図である。 図２は、実施例１における扁平多穴管の断面図である。 図３は、実施例２の各試験体における、冷媒の流れ方向の位置と熱交換量との関係を模式的に示した説明図である。 図４は、実施例２における数値解析に用いる解析モデルの説明図である。 図５は、実施例２における各セルで行う計算を模式的に示す説明図である。 図６は、実施例３における第１扁平多穴管群に属する扁平多穴管の数の最適値を示すグラフである。

　前記熱交換器のコアは、複数の扁平多穴管を有している。熱交換器が有する扁平多穴管の総数は、熱交換器の寸法や要求される定格能力、圧力損失等に応じて適宜設定することができる。扁平多穴管の総数は、例えば、２８本以上１６８本以下であってもよい。

　複数の扁平多穴管は、第１扁平多穴管群及び第２扁平多穴管群を含む、複数の扁平多穴管群に区分されている。例えば、前記熱交換器における複数の扁平多穴管は、最も上方に位置する第１扁平多穴管群と、第１扁平多穴管群の下方に隣接して配置された第２扁平多穴管群と、第２扁平多穴管群の下方に隣接して配置された第３扁平多穴管群と、第３扁平多穴管群の下方に隣接して配置された第４扁平多穴管群との４つの扁平多穴管群に区分されていてもよい。

　第１ヘッダ及び第２ヘッダは、冷媒を複数の扁平多穴管群を上方から下方に向かって順次通過させることができるように構成されている。例えば、前記熱交換器が４つの扁平多穴管群を有している場合、第１ヘッダ及び第２ヘッダは、冷媒が、第１扁平多穴管群、第２扁平多穴管群、第３扁平多穴管群及び第４扁平多穴管群を順次通過するように構成されていればよい。

　このような態様を実現するためには、例えば、第１ヘッダの内部空間を、第１扁平多穴管群の端部に接続される入口部と、第２扁平多穴管群及び第３扁平多穴管群の両方の端部に接続される第２ターン部と、第４扁平多穴管群の端部に接続される出口部との３つの空間に区画するとともに、第２ヘッダの内部空間を、第１扁平多穴管群及び第２扁平多穴管群の両方の端部に接続される第１ターン部と、第３扁平多穴管群及び第４扁平多穴管群の両方の端部に接続される第３ターン部の２つの空間に区画すればよい。この場合、第１ヘッダの入口部に冷媒を供給することにより、冷媒が第１扁平多穴管群、第１ターン部、第２扁平多穴管群、第２ターン部、第３扁平多穴管群、第３ターン部及び第４扁平多穴管群を順次通過する。そして、第１ヘッダの出口部から冷媒を熱交換器の外部に排出することにより、熱交換器内に冷媒を流通させることができる。

　第２扁平多穴管群に属する扁平多穴管の数は、１４本以上であり、かつ、第１扁平多穴管群に属する扁平多穴管の数以上である。これにより、冷媒が第２扁平多穴管群を通過する際の熱交換量を増大させ、ひいては熱交換器全体での熱交換量を増大させることができる。熱交換器の圧力損失と熱交換量とのバランスの観点からは、第２扁平多穴管群に属する扁平多穴管の数は、第２扁平多穴管群以外の各扁平多穴管群に属する扁平多穴管の数以上であることが好ましい。

　具体的には、例えば熱交換器が４つの扁平多穴管群を有する場合、第２扁平多穴管群に属する扁平多穴管の数は、熱交換器が有する扁平多穴管の総数の３５％以上７９％以下、好ましくは３５％以上７５％以下、より好ましくは３５％以上６０％以下とすることができる。

　第１扁平多穴管群に属する扁平多穴管の本数は、第２扁平多穴管群に属する扁平多穴管の本数以下である。第１扁平多穴管群に流れ込む冷媒は、気相状態、つまり、高いクオリティを有する冷媒であるため、冷媒が第１扁平多穴管群を通過する際の熱伝達率は比較的高くなりやすい。また、第１扁平多穴管群に属する扁平多穴管の本数を少なくする場合、熱交換面積が減少する一方で冷媒の質量速度が上昇する。それ故、第１扁平多穴管群に属する扁平多穴管の本数を第２扁平多穴管群に属する扁平多穴管の本数以下にしても、第１扁平多穴管群における熱交換量の低下を抑制することができる。その結果、熱交換器全体での熱交換量を増大させることができる。

　前記熱交換器が３つ以上の扁平多穴管群を有している場合、第１扁平多穴管群に属する扁平多穴管の本数は、第３扁平多穴管群及び第３扁平多穴管群よりも下方に位置する扁平多穴管群に属する扁平多穴管の本数よりも多いことが好ましい。この場合には、冷媒が第１扁平多穴管群を通過する際の圧力損失をより低減するとともに、熱交換量をより多くすることができる。その結果、熱交換器全体での圧力損失をより低減するとともに、熱交換量をより多くすることができる。

　また、前記熱交換器は、特定の冷媒を用いた場合に優れた熱交換性能を示すように設計されていることがある。このような場合、第１扁平多穴管群に属する扁平多穴管の本数Ｎ_１［本］は、下記式（１）の関係を満足していることがより好ましい。
　　　　Ｎ_１＞Ｎ×０．００１４×ΔＰ_ＴＰ ^{０．４８７３７}－２　　・・・（１）

　ただし、前記式（１）におけるＮ［本］は、熱交換器が有する扁平多穴管の総数である。また、ΔＰ_ＴＰの値は、熱交換器の圧力損失である。ΔＰ_ＴＰの値は、前記パラレルフロー型熱交換器の内部を流れる前記冷媒の質量流量をｍ_ｒｅｆ［ｋｇ／ｓ］、前記扁平多穴管の流路断面積をＡ_ｔｕｂｅ［ｍ^２］、前記扁平多穴管の水力直径をＤ_ｈ［ｍ］、前記扁平多穴管の長さをＬ_ｔｕｂｅ［ｍ］、液相における前記冷媒の粘度をμ_Ｌ［Ｐａ・ｓ］、気相における前記冷媒の粘度をμ_Ｖ［Ｐａ・ｓ］、液相における前記冷媒の密度をρ_Ｌ［ｋｇ／ｍ^３］、気相における前記冷媒の密度をρ_Ｖ［ｋｇ／ｍ^３］で表した場合に下記式（２）～（４）により算出される。
　　　　ΔＰ_ＴＰ＝０．０６６１×Ｃ_１×Γ^{－１．８４１}　　・・・（２）
　　　　Ｃ_１＝ｍ_ｒｅｆ ^１．７５×Ａ_ｔｕｂｅ ^{－１．７５}×Ｄ_ｈ ^{－０．７５}×μ_Ｌ ^０．２５×ρ_Ｌ ^－１×４×Ｌ_ｔｕｂｅ　　・・・（３）
　　　　Γ＝（ρ_Ｖ／ρ_Ｌ）^０．５×（μ_Ｌ／μ_Ｖ）^{０．１２５}　　・・・（４）

　このように、第１扁平多穴管群に属する扁平多穴管の本数を冷媒の物性を考慮した範囲内にすることにより、第１扁平多穴管群における熱交換量と圧力損失とのバランスを最適化することができる。その結果、熱交換器全体での圧力損失をより低減するとともに、熱交換量をより多くすることができる。

　なお、前記式（１）～式（４）は、以下の考え方に基づいて決定されている。すなわち、発明者らが数値解析を利用して試行錯誤的に検討を行った結果、第１扁平多穴管群に属する扁平多穴管の最適な本数Ｎ_１は、熱交換器の圧力損失ΔＰ_ＴＰの大きさに応じて大きく変化することが見出された。熱交換器の圧力損失ΔＰ_ＴＰは、主に、冷媒が扁平多穴管を通過する際に生じると考えられる。

　扁平多穴管内の冷媒の流れが乱流であると仮定すると、冷媒が扁平多穴管を通過する際の圧力損失ΔＰ_ＳＰは、ダルシー・ワイズバッハの式（下記式（５）参照）で表される。

　前記式（５）において、管摩擦係数ｆにブラジウスの管摩擦係数を用いることにより下記式（６）を導くことができる。

　前記式（６）におけるＧはｍ_ｒｅｆ／Ａ_ｔｕｂｅと表すことができるから、前記式（６）を整理すると下記式（３’）の関係を導くことができる。
　ΔＰ_ＳＰ∝ｍ_ｒｅｆ ^１．７５×Ａ_ｔｕｂｅ ^{－１．７５}×Ｄ_ｈ ^{－０．７５}×μ_Ｌ ^０．２５×ρ_Ｌ ^－１×４×Ｌ_ｔｕｂｅ　　・・・（３’）

　以上から、熱交換器の圧力損失ΔＰ_ＴＰを表すに当たっては、冷媒が扁平多穴管を通過する際の圧力損失ΔＰ_ＳＰに関連するパラメータＣ_１（前記式（３））を用いればよいことがわかる。

　また、熱交換器内を流れる冷媒は気液二相流である。それ故、熱交換器の圧力損失ΔＰ_ＴＰの大きさを算出するに当たっては、前述したパラメータＣ_１だけではなく、気液二相流の影響を考慮するためのパラメータであるΓ（前記式（４））を導入する必要がある。

　以上に基づいて発明者らが行った数値解析の結果を整理すると、第１扁平多穴管群に属する扁平多穴管の最適な本数Ｎ_１’が下記式（１’）で近似できること、及び、熱交換器の圧力損失ΔＰ_ＴＰが前記式（２）で近似できることが見出された。
　　Ｎ_１’＝Ｎ×０．００１４×ΔＰ_ＴＰ ^{０．４８７３７}　　　・・・（１’）

　そして、後述する実施例において説明するように、前記式（１’）によって予測される扁平多穴管の最適な本数Ｎ_１’は、数値解析によって導き出された扁平多穴管の最適な本数Ｎ_１に対して最大で２本多くなる。従って、前記式（１’）の両辺から２を差し引き、左辺をＮ_１とおくことにより、前記式（１）を導くことができる。

　前記熱交換器が３つ以上の扁平多穴管群を有している場合、第３扁平多穴管群及び第３扁平多穴管群よりも下方に位置する扁平多穴管群に属する扁平多穴管の本数は特に限定されることはない。しかし、通常、下方に位置する扁平多穴管群を流れる冷媒のクオリティは、上方に位置する扁平多穴管群を流れる冷媒のクオリティと同等以下となる。それ故、下方に位置する扁平多穴管群に属する扁平多穴管の本数を上方に位置する扁平多穴管群に属する扁平多穴管の本数以下とすることにより、熱交換器全体での圧力損失をより低減するとともに熱交換量をより増大させることができる。

　例えば、熱交換器が４つの扁平多穴管群を有している場合、第３扁平多穴管群に属する扁平多穴管の数は、熱交換器が有する扁平多穴管の総数の５％以上２１％以下とすることができる。圧力損失と熱交換量とのバランスの観点からは、第３扁平多穴管群に属する扁平多穴管の数は、熱交換器が有する扁平多穴管の総数の７％以上１７％以下とすることが好ましく、９％以上１４％以下とすることがより好ましい。

　同様に、第４扁平多穴管群に属する扁平多穴管の数は、例えば、熱交換器が有する扁平多穴管の総数の４％以上１４％以下とすることができる。圧力損失と熱交換量とのバランスの観点からは、第４扁平多穴管群に属する扁平多穴管の数は、熱交換器が有する扁平多穴管の総数の６％以上１２％以下とすることが好ましく、６％以上１０％以下とすることがより好ましい。

　前記熱交換器における扁平多穴管は、互いに間隔をあけて対向して配置された一対の平坦壁部と、平坦壁部の幅方向における両端同士を接続する接続壁部と、平坦壁部と接続壁部とによって囲まれた内部空間を複数の冷媒流路に区画する隔壁部と、を有している。扁平多穴管の長手方向に垂直な断面における個々の冷媒流路の形状は、例えば、扁平多穴管の長手方向に垂直な断面において、円形、楕円形、長円形、半円形、三角形、四角形などの種々の態様を取り得る。扁平多穴管における冷媒流路の数は、例えば、４本以上２０本以下の範囲から適宜設定することができる。

　扁平多穴管の冷媒流路は、長手方向に垂直な断面において、非円形、つまり、１か所以上の角部を有する形状であることが好ましい。かかる冷媒流路を備えた扁平多穴管を第２扁平多穴管群に組み込むことにより、第２扁平多穴管群における熱伝達率の低下をより抑制することができる。その結果、第２扁平多穴管群における熱交換量増大の効果をより高め、ひいては熱交換器全体の熱交換量をより増大させることができる。なお、前述した非円形の断面形状には、例えば、半円形、三角形、四角形などの形状が包含される。前述した作用効果をより高める観点からは、扁平多穴管の冷媒流路は、長手方向に垂直な断面における輪郭が直線のみから構成されている形状であることがより好ましい。このような断面形状には、例えば、三角形や四角形などの形状が包含される。

　扁平多穴管の水力直径Ｄ_ｈは、例えば０．０００３２ｍ以上０．００１ｍ以下の範囲から適宜設定することができる。この場合には、各扁平多穴管における熱伝達効率をより向上させることができる。なお、前述した扁平多穴管の水力直径Ｄ_ｈは、扁平多穴管の流路断面積Ａ_ｔｕｂｅ［ｍ^２］および扁平多穴管の流路濡れ縁長さＳ_ｔｕｂｅ［ｍ］を用いて下記式（７）で表される。
　　Ｄ_ｈ＝４×Ａ_ｔｕｂｅ／Ｓ_ｔｕｂｅ　　　・・・（７）

　また、扁平多穴管の長さＬ_ｔｕｂｅは０．４ｍ以上０．９ｍ以下の範囲から適宜設定することができる。この場合には、各扁平多穴管における熱伝達効率をより向上させることができる。

　前記熱交換器が冷媒としてＲ３２（つまり、ジフルオロメタン）が使用されるように構成されている場合、扁平多穴管の水力直径Ｄ_ｈが０．０００３２ｍ以上０．００１ｍ以下であり、長さＬ_ｔｕｂｅが０．４ｍ以上０．９ｍ以下であることが好ましい。前記特定の範囲の水力直径Ｄ_ｈ及び長さＬ_ｔｕｂｅを備えた扁平多穴管は、冷媒としてＲ３２を用いる場合に特に優れた熱交換効率を実現することができる。それ故、前記特定の範囲の水力直径Ｄ_ｈ及び長さＬ_ｔｕｂｅを備えた扁平多穴管は、冷媒としてＲ３２が使用されるように構成された熱交換器に好適である。

　前記熱交換器は、例えば２ｋＷ以上１２ｋＷ以下の定格能力を有していてもよい。なお、前述した熱交換器の定格能力は、ＪＩＳ　Ｂ８６１５－１：２０１３に規定された冷房能力試験により得られる定格冷房能力の値とする。

　前記熱交換器の用途は特に限定されるものではなく、例えば、家庭用や業務用などの、据え置き型の空気調和機における室外機に用いられるように構成されていてもよい。また、前記熱交換器は、例えば、車両用空気調和機の凝縮器に用いられるように構成されていてもよい。

　前記熱交換器を、冷媒配管を介して圧縮機や膨張弁、ポンプ、前記熱交換器とは別の熱交換器等の空気調和機の構成部品と接続し、内部に冷媒を充填することにより、空気調和機を構成することができる。

　空気調和機に用いられる冷媒は特に限定されることはなく、例えば、Ｒ４１０Ａ及びＲ３２等のハイドロフルオロカーボン冷媒や、Ｒ１２３４ｙｆ及びＲ１１２３等のハイドロフルオロオレフィン冷媒などを使用することができる。空気調和機に用いられる冷媒は、Ｒ３２であることが好ましい。Ｒ３２は、比較的凝縮潜熱が大きく、熱伝導率も高いため、空気調和機の小型化及び高効率化をより容易に行うことができる。

　前記空気調和機は、扁平多穴管の総数Ｎ［本］と、第１扁平多穴管群に属する扁平多穴管の本数Ｎ_１［本］とが前記式（１）の関係を満足しているパラレルフロー型熱交換器を有していることが好ましい。
　　　　Ｎ_１＞Ｎ×０．００１４×ΔＰ_ＴＰ ^{０．４８７３７}－２　　・・・（１）

　前述したように、第１扁平多穴管群に属する扁平多穴管の本数を冷媒の物性を考慮した範囲内にすることにより、熱交換器全体での圧力損失の増大をより効果的に抑制するとともに、熱交換量をより多くすることができる。その結果、空気調和機の消費エネルギーをより低減することができる。

　前記空気調和機は、熱交換器の内部における前記冷媒の質量流量ｍ_ｒｅｆを、例えば、０．０１ｋｇ／ｓ以上０．０３３３３ｋｇ／ｓ以下の範囲から設定することができるように構成されていてもよい。この場合には、前記熱交換器における圧力損失の増大をより効果的に抑制するとともに、熱交換量をより増大させることができる。その結果、空気調和機の消費エネルギーをより低減することができる。

　特に、前記空気調和機の冷媒がＲ３２である場合、熱交換器の内部における前記冷媒の質量流量ｍ_ｒｅｆを０．０１ｋｇ／ｓ以上０．０３３３３ｋｇ／ｓ以下の範囲内とすることにより、前述した作用効果をより確実に奏することができる。

　同様の観点から、前記空気調和機の冷媒がＲ３２である場合には、熱交換器における扁平多穴管の水力直径Ｄ_ｈを０．０００３２ｍ以上０．００１ｍ以下、長さＬ_ｔｕｂｅを０．４ｍ以上０．９ｍ以下とし、冷媒の質量流量ｍ_ｒｅｆを０．０１ｋｇ／ｓ以上０．０３３３３ｋｇ／ｓ以下の範囲内とすることが特に好ましい。

　前記パラレルフロー型熱交換器の実施例を説明する。

（実施例１）
　図１に示すように、本例のパラレルフロー型熱交換器１は、冷媒を流通させる複数の扁平多穴管２がフィン３を介して平行に配列され、扁平多穴管２とフィン３とが上下方向に交互に積層されたコア１１と、扁平多穴管２の長手方向におけるコア１１の一端に配置された第１ヘッダ４と、長手方向におけるコア１１の他端に配置された第２ヘッダ５と、を有している。複数の扁平多穴管２は、コア１１の最も上方に位置する第１扁平多穴管群２１と、第１扁平多穴管群２１の下方に隣接する第２扁平多穴管群２２と、を含む複数の扁平多穴管群２１～２４に区分されている。

　第２扁平多穴管群２２に属する扁平多穴管２の数は１４本以上である。また、第１扁平多穴管群２１に属する扁平多穴管２の数は第２扁平多穴管群２２に属する扁平多穴管２の数以下である。以下、本例の熱交換器１の構成をより詳細に説明する。

　熱交換器１を構成する各部品は、アルミニウム材（アルミニウム及びアルミニウム合金を含む。）から構成されていてもよい。例えば、扁平多穴管２は、１０００系アルミニウムや３０００系合金から構成されていてもよい。扁平多穴管２の材質として３０００系合金を用いることにより、より高い圧力の冷媒を使用することができる。フィン３は、例えば、１０００系アルミニウムや３０００系合金から構成されていてもよい。また、フィン３は、１０００系アルミニウムや３０００系合金からなる心材の両面に４０００系合金からなるろう材が積層された、ブレージングシートから構成されていてもよい。

　第１ヘッダ４及び第２ヘッダ５は、１０００系アルミニウムや３０００系合金から構成されていてもよい。また、第１ヘッダ４及び第２ヘッダ５は、１０００系アルミニウムや３０００系合金からなる心材の両面に４０００系合金からなるろう材が積層された、ブレージングシートから構成されていてもよい。

　熱交換器１のコア１１は、図１に示すように、上下方向に間隔を開けて配置された複数本の扁平多穴管２と、扁平多穴管２同士の間に介在するフィン３とを有している。扁平多穴管２とフィン３とは、ろう付によって接合されている。本例のコア１１は、更に、アルミニウム材からなるサイドシート１１１を有している。サイドシート１１１は、複数本の扁平多穴管２のうち上端に配置された扁平多穴管２ａ及び下端に配置された扁平多穴管２ｂにフィン３を介して接合されている。

　コア１１の寸法は、所望する熱交換量や空気調和機において許容される配置スペース等に応じて適宜設定することができる。具体的には、コア１１の上下方向、つまり、コア１１の積層方向の外寸法は、２５０ｍｍ以上１５００ｍｍ以下の範囲から適宜設定すればよい。また、コア１１の奥行方向、つまり、扁平多穴管２の幅方向の外寸法は、６ｍｍ以上２０ｍｍ以下の範囲から適宜設定すればよい。

　コアの幅方向の外寸法は、所望する扁平多穴管２の有効長、つまり、扁平多穴管２の長手方向における第１ヘッダ４から第２ヘッダ５までの距離に応じて設定すればよい。扁平多穴管２の有効長は、例えば、４００ｍｍ以上１０００ｍｍ以下の範囲から適宜設定することができる。

　コア１１が有する扁平多穴管２の総数は、２８本以上１６８本以下の範囲から適宜設定することができる。例えば、本例においては、コア１１が有する扁平多穴管２の総数を５２本とすることができる。

　本例の熱交換器１における扁平多穴管２は、第１扁平多穴管群２１～第４扁平多穴管群２４の４つの扁平多穴管群に区分されている。第１扁平多穴管群２１は、コア１１における最も上方に配置されている。第２扁平多穴管群２２は第１扁平多穴管群２１の下方に隣接して配置されている。第３扁平多穴管群２３は第２扁平多穴管群２２の下方に隣接して配置されている。第４扁平多穴管群２４は第３扁平多穴管群２３の下方に隣接して配置されており、コア１１における最も下方に位置している。

　第１ヘッダ４の内部空間は、第１扁平多穴管群２１の端部に接続された入口部４１と、第２扁平多穴管群２２と第３扁平多穴管群２３との両方の端部に接続された第２ターン部４２と、第４扁平多穴管群２４の端部に接続された出口部４３と、の３つの空間に区画されている。入口部４１と第２ターン部４２との間、及び、第２ターン部４２と出口部４３との間には、これらの空間を区画する第１仕切り板４４、４５が設けられている。

　第２ヘッダ５の内部空間は、第１扁平多穴管群２１と第２扁平多穴管群２２との両方の端部に接続された第１ターン部５１と、第３扁平多穴管群２３と第４扁平多穴管群２４との両方の端部に接続された第３ターン部５２と、の２つの空間に区画されている。第１ターン部５１と第３ターン部５２との間には、両者を区画する第２仕切り板５３が設けられている。

　また、第１ヘッダ４の入口部４１には、熱交換器１内に冷媒を供給可能に構成された冷媒供給管６が接続されており、出口部４３には、熱交換器１内の冷媒を外部に排出可能に構成された冷媒排出管７が接続されている。

　それ故、本例の熱交換器１における冷媒の流れは、以下のようになる。すなわち、冷媒供給管６から入口部４１内に流入した冷媒は、入口部４１において第１扁平多穴管群２１に属する各扁平多穴管２に分配される。第１扁平多穴管群２１を通過した冷媒は、第２ヘッダ５における第１ターン部５１に流入する。第１ターン部５１において合流した冷媒は、第２扁平多穴管群２２に属する各扁平多穴管２に分配される。第２扁平多穴管群２２を通過した冷媒は、以降、第１ヘッダ４における第２ターン部４２、第３扁平多穴管群２３、第２ヘッダ５における第３ターン部５２及び第４扁平多穴管群２４を順次通過し、第１ヘッダ４の出口部４３に流入する。そして、出口部４３において合流した冷媒は、冷媒排出管７から熱交換器１の外部に排出される。

　本例の熱交換器１において、各扁平多穴管群２１～２４に属する扁平多穴管２の数は、第２扁平多穴管群２２に属する扁平多穴管２の数が１４本以上であり、かつ、第１扁平多穴管群２１に属する扁平多穴管２の数が第２扁平多穴管群２２に属する扁平多穴管２の数以下となるように設定すればよい。

　例えば、本例においては、図１に示すように、第１扁平多穴管群２１に属する扁平多穴管２の数を１９本、第２扁平多穴管群２２に属する扁平多穴管２の数を２５本、第３扁平多穴管群２３に属する扁平多穴管２の数を４本、第４扁平多穴管群２４に属する扁平多穴管２の数を４本とすることができる。

　図２に示すように、本例の扁平多穴管２は、長手方向に垂直な断面において長方形状を呈している。扁平多穴管２の外寸法は、例えば、厚み１．１ｍｍ以上３．０ｍｍ以下、幅６ｍｍ以上２０ｍｍ以下の範囲から適宜設定することができる。例えば、本例においては、扁平多穴管２の厚みを１．１５ｍｍとし、幅を１３．８５ｍｍとすることができる。

　扁平多穴管２は、互いに間隔をあけて対向して配置された一対の平坦壁部２１１と、平坦壁部２１１の幅方向における両端同士を接続する接続壁部２１２と、平坦壁部２１１と接続壁部２１２とによって囲まれた内部空間を複数の冷媒流路２１３に区画する隔壁部２１４と、を有している。扁平多穴管２は、長手方向に垂直な断面において、図２に示すように長方形状を呈していてもよいし、図には示さないが長円状を呈していてもよい。図１に示すように、扁平多穴管２の平坦壁部２１１にはフィン３が接合されている。

　扁平多穴管２における冷媒流路２１３の数は、例えば、４本以上２０本以下の範囲から適宜設定することができる。例えば、本例においては、図２に示すように、扁平多穴管２における冷媒流路２１３の数を１５本とすることができる。また、本例の扁平多穴管２における冷媒流路２１３は、長手方向に垂直な断面において長方形状を呈している。

　図１に示すように、フィン３としては、コルゲートフィンを使用することができる。フィン３の板厚は、例えば、０．０６～０．１２ｍｍとすることができる。また、上下方向におけるフィン３の高さは、６～８ｍｍとすることができる。

　フィン３における平坦部３１（図１参照）、即ち、扁平多穴管２に接合された屈曲部３２の間の部分には、フィン３の厚み方向に突出したルーバーが設けられていてもよい。ルーバーの数は、１か所の平坦部３１当たり６～１６本とすることができる。また、ルーバーは、フィン３の幅方向に対して２０～６０度傾いた方向に延設することができる。なお、図１においては、便宜上、ルーバーの記載を省略した。

　第１ヘッダ４は、上下方向、即ちコア１１の積層方向に延設された筒状を呈するヘッダ本体４６と、ヘッダ本体４６の上端及び下端を閉鎖するキャップ４７、４８とを有している。

　ヘッダ本体４６としては、例えば、外径１５～２５ｍｍ、肉厚１．０～２．５ｍｍの円筒管を使用することができるが、この形状に限定されるものではない。また、キャップ４７、４８及び第１仕切り板４４、４５は、ろう付によりヘッダ本体４６に接合されている。

　ヘッダ本体４６とキャップ４７、４８とにより囲まれた第１ヘッダ４の内部空間は、２枚の第１仕切り板４４、４５により、３つの空間に区画されている。第１ヘッダ４の上端４１１から上方に配置された第１仕切り板４４までの部分は、第１ヘッダ４の入口部４１を構成している。入口部４１には第１扁平多穴管群２１に属する扁平多穴管２の端部が挿入されている。

　また、入口部４１には、熱交換器１内に冷媒を供給するための冷媒供給管６が接続されている。冷媒供給管６の端部は入口部４１内に挿入されており、冷媒供給管６と第１扁平多穴管群２１に属する各扁平多穴管２とが入口部４１を介して連通している。これにより、入口部４１は、冷媒供給管６から供給された冷媒を第１扁平多穴管群２１に属する各扁平多穴管２に分配することができるように構成されている。

　第１ヘッダ４における、上方に配置された第１仕切り板４４から下方に配置された第１仕切り板４５までの部分は第２ターン部４２を構成している。第２ターン部４２には、第２扁平多穴管群２２及び第３扁平多穴管群２３に属する扁平多穴管２の端部が挿入されている。これにより、第２ターン部４２は、第２扁平多穴管群２２に属する各扁平多穴管２を通過した冷媒を合流させるとともに、第３扁平多穴管群２３に属する各扁平多穴管２に冷媒を分配することができるように構成されている。

　第１ヘッダ４の下端４１２から下方に配置された第１仕切り板４５までの部分は出口部４３を構成している。出口部４３には、第４扁平多穴管群２４に属する扁平多穴管２の端部が挿入されている。

　また、出口部４３には、熱交換器１内の冷媒を外部に排出するための冷媒排出管７が接続されている。冷媒排出管７の端部は出口部４３内に挿入されており、冷媒排出管７と第４扁平多穴管群２４に属する各扁平多穴管２とが出口部４３を介して連通している。これにより、出口部４３は、第４扁平多穴管群２４に属する各扁平多穴管２から排出された冷媒を合流させ、冷媒排出管７を介して熱交換器１の外部へ排出することができるように構成されている。

　第１ヘッダ４に挿入された扁平多穴管２、冷媒供給管６及び冷媒排出管７は、ろう付により第１ヘッダ４のヘッダ本体４６に接合されている。

　第２ヘッダ５は、上下方向、即ちコア１１の積層方向に延設された筒状を呈するヘッダ本体５６と、ヘッダ本体５６の上端及び下端を閉鎖するキャップ５７、５８とを有している。また、ヘッダ本体５６とキャップ５７、５８とにより囲まれた第２ヘッダ５の内部空間は、１枚の第２仕切り板５３により、２つの空間に区画されている。

　ヘッダ本体５６としては、第１ヘッダ４のヘッダ本体４６と同様に、例えば、外径１５～２５ｍｍ、肉厚１．０～２．５ｍｍの円筒管を使用することができるが、この形状に限定されるものではない。また、キャップ５７、５８及び第２仕切り板５３は、ろう付によりヘッダ本体５６に接合されている。

　第２ヘッダ５の上端５１１から第２仕切り板５３までの部分は第１ターン部５１を構成している。第１ターン部５１には第１扁平多穴管群２１及び第２扁平多穴管群２２に属する扁平多穴管２の端部が挿入されている。これにより、第１ターン部５１は、第１扁平多穴管群２１に属する各扁平多穴管２を通過した冷媒を合流させるとともに、第２扁平多穴管群２２に属する各扁平多穴管２に冷媒を分配することができるように構成されている。

　第２ヘッダ５の下端５１２から第２仕切り板５３までの部分は第３ターン部５２を構成している。第３ターン部５２には、第３扁平多穴管群２３及び第４扁平多穴管群２４に属する扁平多穴管２の端部が挿入されている。これにより、第３ターン部５２は、第３扁平多穴管群２３に属する各扁平多穴管２を通過した冷媒を合流させるとともに、第４扁平多穴管群２４に属する各扁平多穴管２に冷媒を分配することができるように構成されている。

　第２ヘッダ５に挿入された扁平多穴管２は、ろう付により第２ヘッダ５のヘッダ本体５６に接合されている。

　本例の熱交換器１のコア１１は、複数の扁平多穴管群２１～２４を有しており、第１扁平多穴管群２１、第２扁平多穴管群２２、第３扁平多穴管群２３及び第４扁平多穴管群２４の順に冷媒が流れるように構成されている。また、第２扁平多穴管群２２に属する扁平多穴管２の数は１４本以上であり、第１扁平多穴管群２１に属する扁平多穴管２の数は第２扁平多穴管群２２に属する扁平多穴管２の数以下である。それ故、熱交換器１は、圧力損失の上昇を抑制しつつ、第２扁平多穴管群２２における熱交換量を増大させることができる。その結果、熱交換器１全体として熱交換量を増大させることができる。

　以上の結果、本例の熱交換器１によれば、圧力損失の上昇を抑制しつつ熱交換量を増大させることができる。

（実施例２）
　本例においては、各扁平多穴管群２１～２４に属する扁平多穴管２の数を変更した２種の熱交換器１（試験体Ａ及び試験体Ｂ）を作製し、これらの熱交換器１の熱交換量を評価する。各試験体の具体的な構成を以下に説明する。なお、本例以降の例において用いられる符号のうち、既出の例において用いられた符号と同一のものは、特に説明のない限り既出の例における構成要素等と同様の構成要素等を表す。

＜試験体Ａ＞
　試験体Ａの基本的な形状は、実施例１の熱交換器１と同様である。試験体Ａの各部の具体的な寸法等は、以下の通りである。
・有効幅：６６４ｍｍ
・奥行方向の外寸法：１３．８５ｍｍ
・扁平多穴管２の寸法：幅１３．８５ｍｍ、厚み１．１５ｍｍ
・扁平多穴管２における冷媒流路の数：１５本
・扁平多穴管２の水力直径Ｄ_ｈ：０．５３０ｍｍ
・扁平多穴管２の流路断面積Ａ_ｔｕｂｅ：５．４３３ｍｍ^２

・扁平多穴管２の総数：５２本
・第１扁平多穴管群２１に属する扁平多穴管２の数：１９本
・第２扁平多穴管群２２に属する扁平多穴管２の数：２５本
・第３扁平多穴管群２３に属する扁平多穴管２の数：４本
・第４扁平多穴管群２４に属する扁平多穴管２の数：４本

・フィン３の高さ：７．６１ｍｍ
・フィン３のピッチ：１．１ｍｍ

　なお、前述した有効幅とは、扁平多穴管２の長手方向における第１ヘッダ４から第２ヘッダ５までの距離、つまり、実質的に扁平多穴管２と外気との熱交換が行われる部分の長さをいう。また、フィン３のピッチとは、フィン３における屈曲部３２の周期の長さをいう。

＜試験体Ｂ＞
　試験体Ｂは、各扁平多穴管群２１～２４に属する扁平多穴管２の本数を以下のように変更した以外は、試験体Ａと同様の構成を有している。

・第１扁平多穴管群２１に属する扁平多穴管２の数：２２本
・第２扁平多穴管群２２に属する扁平多穴管２の数：１５本
・第３扁平多穴管群２３に属する扁平多穴管２の数：１０本
・第４扁平多穴管群２４に属する扁平多穴管２の数：５本

　次に、試験体Ａ及び試験体Ｂの熱交換量の測定方法を説明する。まず、試験体Ａまたは試験体Ｂを恒温恒湿試験室内に設けられた風洞装置に設置する。次いで、試験室内の空気温度を乾球温度：３５℃、湿球温度：２４℃とし、風洞装置から表１に示すいずれかの風速で熱交換器に空気を送風する。その後、各試験体の冷媒供給管６から冷媒としてＲ３２を供給する。なお、Ｒ３２の凝縮温度は４５℃である。

　そして、冷媒供給管６における冷媒の温度が６５℃（つまり、過熱度：２０Ｋ）、冷媒排出管７における冷媒の温度が４０℃（つまり、過冷却度：５Ｋ）となるように冷媒を流通させつつ、空気と冷媒との熱バランスを測定する。表１の「熱交換量」欄に、空気と冷媒との熱バランスが定常状態に達した時点での熱交換量を示す。また、表１の「比率」欄に、各風速における試験体Ｂの熱交換量に対する試験体Ａの熱交換量の比を百分率（％）で表した値を示す。

　表１に示したように、第２扁平多穴管群２２に属する扁平多穴管２の本数を他の扁平多穴管群２１、２３、２４に属する扁平多穴管２の数以上とした試験体Ａは、第２扁平多穴管群２２に属する扁平多穴管２の本数が第１扁平多穴管群２１に属する扁平多穴管２の数よりも少ない試験体Ｂに比べて、いずれの風速においても熱交換量を増大させることができる。

　図３は、各試験体における、冷媒の流れ方向の位置と熱交換量との関係を模式的に示した図である。図３の縦軸は、扁平多穴管２と冷媒との熱伝達率α_ｒｅｆと、各扁平多穴管群２１～２４における扁平多穴管２と冷媒との熱交換面積Ａ_{ｉ，ｃｅｌｌ}との積である。また、図３の横軸は、冷媒供給管６を基準とした場合の冷媒の流れ方向における位置である。α_ｒｅｆとＡ_{ｉ，ｃｅｌｌ}との積は熱交換量の指標となる値であり、α_ｒｅｆとＡ_{ｉ，ｃｅｌｌ}との積が大きいほど熱交換量を大きくすることができる。

　図３に示すように、試験体Ａに冷媒が流入すると、まず、高クオリティの冷媒と空気との間で熱量が交換される。そのため、第１扁平多穴管群２１の入口においては、高クオリティの冷媒に由来する高い熱伝達率α_ｒｅｆのため、α_ｒｅｆとＡ_{ｉ，ｃｅｌｌ}との積が急峻に立ち上がる。そして、冷媒のクオリティは、第１扁平多穴管群２１内を進むにつれて徐々に低下する。これに伴い、α_ｒｅｆとＡ_{ｉ，ｃｅｌｌ}との積は、第１扁平多穴管群２１内を進むにつれて徐々に減衰する。

　一方、第２扁平多穴管群２２においては、扁平多穴管２の数が増えた分、冷媒との熱交換面積Ａ_{ｉ，ｃｅｌｌ}が大きくなる。これにより、α_ｒｅｆとＡ_{ｉ，ｃｅｌｌ}との積を大きくすることができる。また、扁平多穴管２は、前述した特有の伝熱特性により、ある程度凝縮が進行した冷媒が通過する際の熱伝達率α_ｒｅｆの低下を抑制することができる。そのため、第２扁平多穴管群２２に属する扁平多穴管２の数を多くすることにより、図３に示すように、第２扁平多穴管群２２における熱交換量をより大きくし、ひいては熱交換器全体での熱交換量を増大させることができる。

（実施例３）
　本例においては、第１扁平多穴管群２１に属する扁平多穴管２の本数の検討を行う。本例では、第１扁平多穴管群２１に属する扁平多穴管２の本数を検討するために、以下の解析モデルを用いて数値解析を行う。

　図４及び図５に、解析モデルの概略を示す。図４に模式的に示すように、解析モデルは、第１扁平多穴管群２１～第４扁平多穴管群２４に対応する４本の冷媒パスＰ１～Ｐ４を有している。これらの冷媒パスＰ１～Ｐ４は、扁平多穴管２の長手方向において複数の計算セルＣに分割されている。そして、図５に模式的に示すように、セルの入口における冷媒の状態量（温度Ｔ_{ｒｅｆ，ｉｎ}［Ｋ］、圧力Ｐ_{ｒｅｆ，ｉｎ}［Ｐａ］及び比エンタルピｈ_{ｒｅｆ，ｉｎ}［ｋＪ／ｋｇ］）及び空気の状態量（温度Ｔ_{ａｉｒ，ｉｎ}［Ｋ］）に基づいて出口における冷媒の状態量（温度Ｔ_{ｒｅｆ，ｏｕｔ}［Ｋ］、圧力Ｐ_{ｒｅｆ，ｏｕｔ}［Ｐａ］及び比エンタルピｈ_{ｒｅｆ，ｏｕｔ}［ｋＪ／ｋｇ］）及び空気の状態量（温度Ｔ_{ａｉｒ，ｏｕｔ}［Ｋ］）を算出する操作を冷媒の流れ方向に沿って順次行うことにより、熱交換器全体の熱交換量や圧力損失などを算出することができる。

　各セルの出口における冷媒の状態量は、セル内のエネルギー保存式及び運動量保存式を繰り返し計算によって解くことにより算出することができる。具体的には、セルの出口における冷媒の温度Ｔ_{ｒｅｆ，ｏｕｔ}及び比エンタルピｈ_{ｒｅｆ，ｏｕｔ}の算出には、空気と扁平多穴管２との間のエネルギー保存式（下記式（８）参照）及び扁平多穴管２と冷媒との間のエネルギー保存式（下記式（１０）参照）を用いればよい。

　各セルにおける空気側のエネルギー保存式は、下記式（８）により表すことができる。
　　α_ａｉｒ・ＬＭＴＤ・Ａ_{ｏ，ｃｅｌｌ}＝Ｖ_ａｉｒ・Ａ_{ｆｒｏｎｔ，ｃｅｌｌ}・ρ_ａｉｒ・Ｃ_ｐ（Ｔ_{ａｉｒ，ｏｕｔ}－Ｔ_{ａｉｒ，ｉｎ}）　・・・（８）

　前記式（８）における記号の意味は以下の通りである。
　α_ａｉｒ：空気と扁平多穴管２及びフィン３との間の熱伝達率［Ｗ／（ｍ^２・Ｋ）］
　Ａ_{ｏ，ｃｅｌｌ}：セルあたりの扁平多穴管２及びフィン３と空気との熱交換面積［ｍ^２］
　Ｖ_ａｉｒ：各セルの空気の入口に流入する空気の風速［ｍ／ｓ］
　Ａ_{ｆｒｏｎｔ，ｃｅｌｌ}：各セルにおける空気の入口の面積［ｍ^２］
　ρ_ａｉｒ：空気の密度［ｋｇ／ｍ^３］
　Ｃ_ｐ：空気の定圧比熱［Ｊ／（ｋｇ・Ｋ）］
　Ｔ_{ａｉｒ，ｏｕｔ}：各セルの空気の出口における空気の温度［Ｋ］
　Ｔ_{ａｉｒ，ｉｎ}：各セルの空気の入口における空気の温度［Ｋ］

　なお、各セルの空気の入口に流入する空気の風速Ｖ_ａｉｒは、セルに流入する空気の体積流量［ｍ^３／ｓ］をセルの空気の入口の面積Ａ_{ｆｒｏｎｔ，ｃｅｌｌ}［ｍ^２］で除した値である。

　また、前記式（８）における記号ＬＭＴＤは、各セルにおける冷媒の出入口の温度と、空気の出入口の温度との対数平均温度差である。ＬＭＴＤの値は、具体的には扁平多穴管２の壁面温度Ｔ_ｗａｌｌ［Ｋ］を用いて下記式（９）により算出することができる。
　　ＬＭＴＤ＝（Ｔ_{ａｉｒ，ｏｕｔ}－Ｔ_{ａｉｒ，ｉｎ}）／ｌｏｇ｛（Ｔ_{ａｉｒ，ｏｕｔ}－Ｔ_ｗａｌｌ）／（Ｔ_{ａｉｒ，ｉｎ}－Ｔ_ｗａｌｌ）｝　・・・（９）

　各セルにおける冷媒側のエネルギー保存式は、下記式（１０）により表すことができる。
　　α_ｒｅｆ・（Ｔ_ｒｅｆ－Ｔ_ｗａｌｌ）・Ａ_{ｉ，ｃｅｌｌ}＝Ｍ_ｒｅｆ・（ｈ_{ｒｅｆ，ｉｎ}－ｈ_{ｒｅｆ，ｏｕｔ}）　・・・（１０）

　前記式（１０）における記号の意味は以下の通りである。
　α_ｒｅｆ：冷媒と扁平多穴管２との間の熱伝達率［Ｗ／（ｍ^２・Ｋ）］
　Ｔ_ｒｅｆ：冷媒の温度［Ｋ］
　Ａ_{ｉ，ｃｅｌｌ}：セルあたりの冷媒と扁平多穴管２との熱交換面積［ｍ^２］
　Ｍ_ｒｅｆ：冷媒の質量流量［ｋｇ／ｓ］
　ｈ_{ｒｅｆ，ｉｎ}：各セルの冷媒の入口における冷媒の比エンタルピ
　ｈ_{ｒｅｆ，ｏｕｔ}：各セルの冷媒の出口における冷媒の比エンタルピ

　空気と扁平多穴管２との熱交換量と、扁平多穴管２と冷媒との熱交換量とは等しいから、前記式（８）の右辺と前記式（１０）の右辺とを等号で結ぶことができる。これにより、下記式（１１）を得ることができる。
　Ｖ_ａｉｒ・Ａ_{ｆｒｏｎｔ，ｃｅｌｌ}・ρ_ａｉｒ・Ｃ_ｐ（Ｔ_{ａｉｒ，ｏｕｔ}－Ｔ_{ａｉｒ，ｉｎ}）＝Ｍ_ｒｅｆ・（ｈ_{ｒｅｆ，ｉｎ}－ｈ_{ｒｅｆ，ｏｕｔ}）　・・・（１１）

　前記式（８）における空気と扁平多穴管２との間の熱伝達率α_ａｉｒ及び前記式（１０）における冷媒と扁平多穴管２との間の熱伝達率α_ｒｅｆは別途計算で決定することができる。また、各セルの入口における冷媒の状態量には、計算対象のセルの上流にセルが存在しない場合には適切に設定された初期値を用い、計算対象のセルの上流にセルが存在する場合には上流のセルの出口における状態量を用いればよい。また、各セルの入口における空気の状態量には、適切に設定された初期値を用いればよい。

　従って、前記式（８）、式（１０）及び式（１１）には、セルの空気の出口における空気の温度Ｔ_{ａｉｒ，ｏｕｔ}、扁平多穴管２の壁面温度Ｔ_ｗａｌｌ及び冷媒の出口における冷媒の比エンタルピｈ_{ｒｅｆ，ｏｕｔ}の３つの未知の状態量が存在している。一方、前記式（８）、式（１０）及び式（１１）は保存式であるから、反復法を用いることにより、これらの未知の状態量を決定することができる。具体的には、二分法を用いてこれらの未知の状態量を決定すればよい。

　また、セルの冷媒の出口における冷媒の圧力Ｐ_{ｒｅｆ，ｏｕｔ}には、下記式（１２）を用いればよい。
　　Ｐ_{ｒｅｆ，ｏｕｔ}＝Ｐ_{ｒｅｆ，ｉｎ}－ΔＰ_ｆ－ΔＰ_ｍ　・・・（１２）

　前記式（１２）における記号ΔＰ_ｆは地下－小山の式に基づく管内摩擦損失の値であり、ΔＰ_ｍは冷媒の相変化に伴う圧力変化である。冷媒の相変化に伴う圧力変化ΔＰ_ｍの値は、下記式（１３）で表すことができる。
　　ΔＰ_ｍ＝Ｇ^２・（１／ρ_Ｖ－１／ρ_Ｌ）・（ｘ_{ｒｅｆ，ｉｎ}－ｘ_{ｒｅｆ，ｏｕｔ}）　・・・（１３）

　なお、前記式（１３）における記号の意味は以下の通りである。
　Ｇ：冷媒の質量速度［ｋｇ／（ｍ^２ｓ）］
　ｘ_{ｒｅｆ，ｉｎ}：セルの冷媒の入口における冷媒のクオリティ［－］
　ｘ_{ｒｅｆ，ｏｕｔ}：セルの冷媒の出口における冷媒のクオリティ［－］

　前記の解析モデルの妥当性は、例えば、実施例１における試験体Ａ及び試験体Ｂを模擬したモデルの計算結果を実験結果と比較することにより確認できる。表２に、試験体Ａ及び試験体Ｂを模擬したモデルの計算結果を示す。

　表２に示した通り、数値解析によって算出された試験体Ａの熱交換量は、いずれの風速においても試験体Ｂの熱交換量よりも大きくなった。また、試験体Ａの熱交換量は、風速が早くなるほど大きくなった。このように、前記の解析モデルにより算出される熱交換量は、実験結果と同様の傾向を示している。これらの結果から、前記の解析モデルが妥当であることが理解できる。

　次に、前記の解析モデルを用い、表３に示す解析条件Ａ～Ｊのそれぞれにおいて熱交換量が最も大きくなる扁平多穴管２の分配方法を探索する。なお、表３に示した値以外の解析モデルの構成は、以下の通りである。

・有効幅：７００ｍｍ
・奥行方向の外寸法：１３．８５ｍｍ
・扁平多穴管２の総数：５２本
・フィン３の高さ：７．６１ｍｍ
・フィン３のピッチ：１．１ｍｍ

・冷媒：Ｒ３２
・空気の乾球温度：３５℃
・空気の湿球温度：２４℃

・扁平多穴管Ａ
　　寸法：幅１３．８５ｍｍ、厚み１．１５ｍｍ
　　冷媒流路の数：１５本
　　水力直径Ｄ_ｈ：０．５３０ｍｍ
　　流路断面積Ａ_ｔｕｂｅ：５．４３３ｍｍ^２

・扁平多穴管Ｂ
　　寸法：幅１３．８５ｍｍ、厚み１．９３ｍｍ
　　冷媒流路の数：１３本
　　水力直径Ｄ_ｈ：０．７４０ｍｍ
　　流路断面積Ａ_ｔｕｂｅ：１２．２３ｍｍ^２

　表３に、解析条件Ａ～Ｊのそれぞれにおける、第１扁平多穴管群２１に属する扁平多穴管２の本数の最適な値を示す。なお、表には示さないが、解析条件Ａ～Ｊのいずれにおいても第２扁平多穴管群２２に属する扁平多穴管２の本数の最適な値は、第１扁平多穴管群２１に属する扁平多穴管２の本数の最適な値以上となる。

　図６に、熱交換器が有する扁平多穴管の総数Ｎ［本］に対する第１扁平多穴管群に属する扁平多穴管の本数Ｎ_１［本］の比率Ｎ_１／Ｎを下記式（２）におけるΔＰ_ＴＰの値で整理したグラフを示す。図６の縦軸はＮ_１／Ｎの値であり、横軸は下記式（２）におけるΔＰ_ＴＰの値である。また、図６中の破線は、下記式（１’）で表される曲線である。なお、図６の横軸の目盛は対数目盛である。

　　　　ΔＰ_ＴＰ＝０．０６６１×Ｃ_１×Γ^{－１．８４１}　　・・・（２）
　　　　Ｎ_１ ^’＝Ｎ×０．００１４×ΔＰ_ＴＰ ^{０．４８７３７}　　　・・・（１’）

　ただし、前記式（２）におけるΔＰ_ＴＰの値は、前記パラレルフロー型熱交換器の内部を流れる前記冷媒の質量流量をｍ_ｒｅｆ［ｋｇ／ｓ］、前記扁平多穴管の流路断面積をＡ_ｔｕｂｅ［ｍ^２］、前記扁平多穴管の水力直径をＤ_ｈ［ｍ］、前記扁平多穴管の長さをＬ_ｔｕｂｅ［ｍ］、液相における前記冷媒の粘度をμ_Ｌ［Ｐａ・ｓ］、気相における前記冷媒の粘度をμ_Ｖ［Ｐａ・ｓ］、液相における前記冷媒の密度をρ_Ｌ［ｋｇ／ｍ^３］、気相における前記冷媒の密度をρ_Ｖ［ｋｇ／ｍ^３］で表した場合に下記式（３）～（４）により算出される値である。
　　　　Ｃ_１＝ｍ_ｒｅｆ ^１．７５×Ａ_ｔｕｂｅ ^{－１．７５}×Ｄ_ｈ ^{－０．７５}×μ_Ｌ ^０．２５×ρ_Ｌ ^－１×４×Ｌ_ｔｕｂｅ　　・・・（３）
　　　　Γ＝（ρ_Ｖ／ρ_Ｌ）^０．５×（μ_Ｌ／μ_Ｖ）^{０．１２５}　　・・・（４）

　図６に示したグラフによれば、前記式（１’）で表される曲線は、解析条件Ａ～Ｊにおける、第１扁平多穴管群２１に属する扁平多穴管２の最適値をよく近似していることが理解できる。従って、前記式（１’）を用いることにより、第１扁平多穴管群２１に属する扁平多穴管２の最適値を容易に予測することができる。

　また、表３の「式（１’）による予測値」欄に、前記式（１’）により算出された第１扁平多穴管群２１に属する扁平多穴管２の最適値を示す。これらの結果によれば、前記式（１’）により予測された値は、数値解析によって導き出された第１扁平多穴管群２１に属する扁平多穴管２の最適な本数に対して最大で２本多くなっていることが理解できる。

　従って、第１扁平多穴管群２１に属する扁平多穴管２の本数の下限を、前記式（１’）により予測された第１扁平多穴管群２１に属する扁平多穴管２の最適値よりも２本少ない本数とすることにより、第１扁平多穴管群２１に属する扁平多穴管２の本数を容易に最適化し、熱交換器全体の熱交換量をより多くすることができる。

　以上のように、実施例１～実施例３に基づいて本発明に係るパラレルフロー型熱交換器の構成例を説明したが、本発明に係るパラレルフロー型熱交換器の具体的な態様は前述した実施例に記載された態様に限定されるものではなく、本発明の趣旨を損なわない範囲で適宜構成を変更することができる。

Claims (7)

1. 　冷媒が流通可能に構成された複数の扁平多穴管がフィンを介して平行に配列され、前記扁平多穴管と前記フィンとが上下方向に交互に積層されたコアと、
   　前記扁平多穴管の長手方向における前記コアの一端に配置され、前記扁平多穴管に接続された第１ヘッダと、
   　前記長手方向における前記コアの他端に配置され、前記扁平多穴管に接続された第２ヘッダと、を有し、
   　複数の前記扁平多穴管は、前記コアの最も上方に位置する第１扁平多穴管群と、前記第１扁平多穴管群の下方に隣接する第２扁平多穴管群とを含む複数の扁平多穴管群に区分されており、
   　前記第１ヘッダ及び前記第２ヘッダは、前記冷媒が複数の前記扁平多穴管群を上方から下方に向かって順次通過することができるように構成されており、
   　前記第２扁平多穴管群に属する前記扁平多穴管の数は１４本以上であり、
   　第１扁平多穴管群に属する扁平多穴管の数は第２扁平多穴管群に属する前記扁平多穴管の数以下である、パラレルフロー型熱交換器。
2. 　前記パラレルフロー型熱交換器は、冷媒としてＲ３２が使用されるように構成されており、前記扁平多穴管の水力直径Ｄ_ｈが０．０００３２ｍ以上０．００１ｍ以下であり、前記扁平多穴管の長さＬ_ｔｕｂｅが０．４ｍ以上０．９ｍ以下である、請求項１に記載のパラレルフロー型熱交換器。
3. 　定格能力が２ｋＷ以上１２ｋＷ以下である、請求項１または２に記載のパラレルフロー型熱交換器。
4. 　請求項１～３のいずれか１項に記載のパラレルフロー型熱交換器と、前記パラレルフロー型熱交換器の内部に存在する冷媒とを有する空気調和機。
5. 　前記パラレルフロー型熱交換器が有する前記扁平多穴管の総数Ｎ［本］と、前記第１扁平多穴管群に属する前記扁平多穴管の本数Ｎ_１［本］とが下記式（１）の関係を満足している、請求項４に記載の空気調和機。
   　　　　Ｎ_１＞Ｎ×０．００１４×ΔＰ_ＴＰ ^{０．４８７３７}－２　　・・・（１）
   （ただし、前記式（１）におけるΔＰ_ＴＰの値は、前記パラレルフロー型熱交換器の内部を流れる前記冷媒の質量流量をｍ_ｒｅｆ［ｋｇ／ｓ］、前記扁平多穴管の流路断面積をＡ_ｔｕｂｅ［ｍ^２］、前記扁平多穴管の水力直径をＤ_ｈ［ｍ］、前記扁平多穴管の長さをＬ_ｔｕｂｅ［ｍ］、液相における前記冷媒の粘度をμ_Ｌ［Ｐａ・ｓ］、気相における前記冷媒の粘度をμ_Ｖ［Ｐａ・ｓ］、液相における前記冷媒の密度をρ_Ｌ［ｋｇ／ｍ^３］、気相における前記冷媒の密度をρ_Ｖ［ｋｇ／ｍ^３］で表した場合に下記式（２）～（４）により算出される値である。
   　　　　ΔＰ_ＴＰ＝０．０６６１×Ｃ_１×Γ^{－１．８４１}　　・・・（２）
   　　　　Ｃ_１＝ｍ_ｒｅｆ ^１．７５×Ａ_ｔｕｂｅ ^{－１．７５}×Ｄ_ｈ ^{－０．７５}×μ_Ｌ ^０．２５×ρ_Ｌ ^－１×４×Ｌ_ｔｕｂｅ　　・・・（３）
   　　　　Γ＝（ρ_Ｖ／ρ_Ｌ）^０．５×（μ_Ｌ／μ_Ｖ）^{０．１２５}　　・・・（４））
6. 　前記冷媒がＲ３２である、請求項４または５に記載の空気調和機。
7. 　前記空気調和機は、前記パラレルフロー型熱交換器の内部における前記冷媒の質量流量ｍ_ｒｅｆを０．０１ｋｇ／ｓ以上０．０３３３３ｋｇ／ｓ以下にすることができるように構成されている、請求項４～６のいずれか１項に記載の空気調和機。

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