(57)【要約】【課題】偏平管を用いたパラレルフロータイプの熱交換器を蒸発器や凝縮器として利用した場合でも、熱交換器全体を有効利用し、性能を最大限に引出すことが可能となる熱交換器を提供することを目的とする。【解決手段】左右ヘッダー３、４に垂直に偏平管１の両端が挿入され、円滑に冷媒が偏平管１の中を通過できるように熱交換器を構成し、冷媒と空気の熱交換を促進する為のフィン２を設け、更には中空円筒状の左右ヘッダー３、４には冷凍サイクルへ導かれる接続管５、６を設置することにより、熱交換器全体をバランス良く、有効に利用することが可能となる。【選択図】図１
2005127529.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
所定の距離を置いて延在する一対のヘッダーと、該一対のヘッダー間には内部に冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された偏平管と、隣接する前記偏平管の間に配置されたフィンとを備えた熱交換器であって、前記ヘッダー内部は前記冷媒の流出入を仕切ることが可能な構造であり、前記熱交換器を蒸発器として利用する場合、前記冷媒が最後に流出する前記偏平管の本数が前記冷媒が最初に流入する前記偏平管の本数の１〜２.５倍の範囲になるように構成することを特徴とする熱交換器。
【請求項２】
所定の距離を置いて延在する一対のヘッダーと、該一対のヘッダー間には内部に冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された偏平管と、隣接する前記偏平管の間に配置されたフィンとを備えた熱交換器であって、前記ヘッダー内部は前記冷媒の流出入を仕切ることが可能な構造であり、前記熱交換器を凝縮器として利用する場合、前記冷媒が最初に流入する前記偏平管の本数が前記冷媒が最後に流出する前記偏平管の本数の２.５〜４.５倍の範囲になるように構成することを特徴とする熱交換器。
【請求項３】
前記熱交換器において、２経路の冷媒流通路を構成し、凝縮器として利用する時、前記冷媒が最初に流入する偏平管の位置が前記ヘッダーの両端であり、最後に流出する偏平管の位置が前記ヘッダーの中央になることを特徴とする請求項２記載の熱交換器。
【請求項４】
前記熱交換器において、前記一対のヘッダーの片方においてのみ冷媒が最初に流入し、最後に流出するように構成したことを特徴とする請求項１〜３いずれか１項に記載の熱交換器。
【請求項５】
前記熱交換器において、前記ヘッダーから冷媒が最初に流入する前記偏平管の本数が最後に流出するまでに、概略等比級数的に変化するように構成したことを特徴とする請求項１〜４いずれか１項に記載の熱交換器。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、ヒートポンプ式空気調和機に利用される熱交換器に関し、熱交換器全体を有効に利用し、効率良く冷媒と空気との熱交換が可能となる熱交換器に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
従来、この種の空気調和機の冷凍サイクルシステムを構成しているフィンアンドチューブタイプの熱交換器は、熱交換能力が小さい場合には、冷媒の循環量が少なく、伝熱管内の圧力損失が小さい為、冷媒通路は単一で良いが、熱交換量が大きい場合には、冷媒の循環量が多く、伝熱管内の圧力損失が大きくなる為に複数の冷媒通路により構成されたパラレルフロータイプやサーペンタインタイプの熱交換器が必要となってくる。
【０００３】
ここで、図１２において、熱交換効率の高いパラレルフロータイプの熱交換器を蒸発器に使用した場合について説明する。図１２に示す従来例の場合、３、４は中空円筒状の左右ヘッダーであって、一方は閉じられているが、内部には、各々仕切板７、８が設置され、これにより左右ヘッダー３、４内部が２室に分割される。例えばこの熱交換器が蒸発器として使用される場合、冷凍サイクルから気液二相のガス冷媒が右ヘッダー４の下側に接合されている接続管６より流入し、右ヘッダー４内部の仕切板８により一旦遮断され、右ヘッダー４から左ヘッダー３に連通する管路群Ｃの中を通過し、更には仕切板７により、管路群Ｂ、ＣをＳ字に蛇行して流れながら、各偏平管１に密着したフィン２を介して空気と熱交換を行い、最後にガス化した冷媒は中空円筒状である左ヘッダー３の上部の接続管５から冷凍サイクルに流出する。上記、蒸発器内部での一連の冷媒の流れを、図１３の模式図の破線矢印で示す。
【０００４】
また、この熱交換器を凝縮器として使用した場合は、冷凍サイクル中の四方弁の切換えにより蒸発器とは冷媒の流れる方向が逆となり、図１２に示す従来例の場合、圧縮機（図示しない）より吐出された高温高圧の単相の過熱冷媒ガスがの接続管５より左ヘッダー３の上部の接続管５に流入した冷媒は、左ヘッダー３の仕切板７により一旦遮断され、左ヘッダー３から右ヘッダー４に連通する管路群Ａの中を通過し、図１４に示す矢印実線の冷媒流れの模式図のように、管路群Ｂ，ＣをＳ字に蛇行しながら、各偏平管１に密着したフィン２を介して空気と熱交換を行い、凝縮液化した冷媒は中空円筒状である右ヘッダー４の接続管５から冷凍サイクルへ流出する。
【０００５】
通常、１は熱伝導性の良いアルミニウムや銅合金等の金属からなる偏平な断面外形を有する熱交換器用の偏平管１で、内部に１本ないし数本の冷媒通路を有し、下部ヘッダー４と上部ヘッダー３とを連通するように、それらのヘッダーを橋絡して垂直に複数本取り付けられている。
【０００６】
従来このような空気調和機用の熱交換器の熱交換効率を良好にした構成例としては、二つ以上の通路群に区画して熱交換器全体が効率良く運転可能となるようにさせた（例えば特許文献１参照）ものや、また、サーペンタインタイプの熱交換器で、チューブの本数を限定して構成したものがある（例えば特許文献２参照）。
【特許文献１】特開昭６３―１６１３９３号公報（４頁、第１図）
【特許文献２】特開平２―１３７８８号公報（４頁、第２図）
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
しかしながら、前記従来の構成では、このようにパラレルフロータイプやサーペンタイ
ンタイプの偏平管で構成される熱交換器を利用した場合には、凝縮器では、高温でガス化した冷媒状態である入口側より、漸次、冷媒は放熱しながら液化して過冷却液となる凝縮器出口側に向い、更には伝熱面積が小さくなるようにチューブの本数が次第に減少するように一般的には構成されるが、このチューブの本数の構成により、熱交換器の性能が大きく変化するものである。例えば、極端に凝縮器出口に向かってチューブの本数を減少させたり、チューブの断面積を小さくすれば、冷媒の圧力損失の増加による冷凍サイクル性能低下になり、ましては、蒸発器と兼用した場合は、より性能の低下が顕著になる。また、緩やかにチューブの本数を減少させたり、断面積を小さくした場合は、熱伝達率の低下した凝縮器出口の過冷却液の流速の低下と共に熱交換器性能も悪化し、更には密度の大きな液冷媒が滞留するので、冷凍サイクルシステム全体の冷媒量も増加するといった不具合が発生してしまうという課題を有していた。
【０００８】
本発明はこのような従来の課題を解決するものであり、偏平管で構成された熱交換器を蒸発器や凝縮器として利用した場合でも、熱交換器全体を有効利用し、熱交換器の性能を最大限に引出すことが可能となる最適な偏平管の本数を設計して充分な熱交換量を得ることが可能な熱交換器を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
前記従来の課題を解決するために、本発明の熱交換器は、所定の距離を置いて延在する一対のヘッダーと、該一対のヘッダー間には内部に冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された偏平管と、隣接する前記偏平管の間に配置されたフィンとを備えた熱交換器であって、前記ヘッダー内部は前記冷媒の流出入を仕切ることが可能な構造であり、前記熱交換器を蒸発器として利用する場合、前記冷媒が最後に流出する前記偏平管の本数が前記冷媒が最初に流入する前記偏平管の本数の１〜２.５倍の範囲になるように構成するものである。
【００１０】
また、所定の距離を置いて延在する一対のヘッダーと、該一対のヘッダー間には内部に冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された偏平管と、隣接する前記偏平管の間に配置されたフィンとを備えた熱交換器であって、前記ヘッダー内部は前記冷媒の流出入を仕切ることが可能な構造であり、前記熱交換器を凝縮器として利用する場合、前記冷媒が最初に流入する前記偏平管の本数が前記冷媒が最後に流出する前記偏平管の本数の２.５〜４.５倍の範囲になるように構成するものである。
【００１１】
また、前記熱交換器において、２経路の冷媒流通路を構成し、凝縮器として利用する時、前記冷媒が最初に流入する偏平管の位置が前記ヘッダーの両端であり、最後に流出する偏平管の位置が前記ヘッダーの中央になるものである。
【００１２】
また、前記熱交換器において、前記一対のヘッダーの片方においてのみ冷媒が最初に流入し、最後に流出するように構成したものである。
【００１３】
また、前記熱交換器において、前記ヘッダーから冷媒が最初に流入する前記偏平管の本数が最後に流出するまでに、概略等比級数的に変化するように構成したものである。
【発明の効果】
【００１４】
本発明の熱交換器は、蒸発器または凝縮器として使用した場合、チューブの本数を最適化することにより、熱交換器が有効に熱交換利用されるので、複雑な構成を必要とせずに熱交換性能を最大限に引き出すことを可能とし、冷凍サイクルシステムの高い高効率運転を実現する熱交換器を提供することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１５】
第１の発明は、所定の距離を置いて延在する一対のヘッダーと、該一対のヘッダー間には内部に冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された偏平管と、隣接する前記偏平管の間に配置されたフィンとを備えた熱交換器であって、前記ヘッダー内部は前記冷媒の流出入を仕切ることが可能な構造であり、前記熱交換器を蒸発器として利用する場合、前記冷媒が最後に流出する前記偏平管の本数が前記冷媒が最初に流入する前記偏平管の本数の１〜２.５倍の範囲になるように構成することにより、冷媒の圧力損失が低く、効率の高い熱交換を行なうことができる。
【００１６】
第２の発明は、所定の距離を置いて延在する一対のヘッダーと、該一対のヘッダー間には内部に冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された偏平管と、隣接する前記偏平管の間に配置されたフィンとを備えた熱交換器であって、前記ヘッダー内部は前記冷媒の流出入を仕切ることが可能な構造であり、前記熱交換器を凝縮器として利用する場合、前記冷媒が最初に流入する前記偏平管の本数が前記冷媒が最後に流出する前記偏平管の本数の２.５〜４.５倍の範囲になるように配置することにより、凝縮器出口部での過冷却液の冷媒流速の増加と共に冷媒の熱伝達率を向上させて効果的に冷媒と空気が熱交換を行なうことができる。
【００１７】
第３の発明は、前記熱交換器において、２経路の冷媒流通路を構成し、凝縮器として利用する時、前記冷媒が最初に流入する偏平管の位置が前記ヘッダーの両端であり、最後に流出する偏平管の位置が前記ヘッダーの中央になるように配置することにより、冷媒温度の近い凝縮器出口が接近することで、２経路の冷媒流通路で構成された場合でも最適で効率の高い熱交換を行なうことができる。
【００１８】
第４の発明は、前記熱交換器において、前記一対のヘッダーの片方においてのみ冷媒が最初に流入し、最後に流出するように構成することにより、熱交換器の出入口配管が片側に配置されるので、システム全体の配管を引回す配管の長さが短くなるので、冷凍サイクルシステムとしての冷媒の圧力損失の低下を軽減することができる。
【００１９】
第５発明は、前記熱交換器において、前記ヘッダーから冷媒が最初に流入する前記偏平管の本数が最後に流出するまでに、概略等比級数的に変化するように配置することにより、最も最適で効率の高い熱交換を行なうことができる。
【００２０】
以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。なお、こ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。
【００２１】
（実施の形態１）
図１は本発明の実施の形態１にかかるパラレルフロー型熱交換器の概略正面図である。
【００２２】
図１において、１は冷媒が通過する偏平管であり、偏平管１の両端は、左右ヘッダー３、４に挿入されて、円滑に冷媒が偏平管１の中を通過できるように構成されている。２は冷媒と空気の熱交換を促進する為のフィンである。また、左右ヘッダー３、４は中空の円筒状の形状であり、左ヘッダー３の下部は閉ざされ、上部は冷凍サイクルへ導かれる接続管５が設置され、また右ヘッダー４は、上部が閉ざされ、下部は冷凍サイクルから導かれる接続管６設置されている。蒸発器として利用した場合には、ヘッダー４の下部の接続管６より気液二相の冷媒ガスが流入し、途中、偏平管１に密着したフィン２を介して空気側と熱交換しながら蒸発してガス化し、左ヘッダー３の上部の接続管５より冷凍サイクルへ流出する。
【００２３】
ここで、左右ヘッダー３、４の内部には、各々仕切板７、８が設置され、これにより左右ヘッダー３、４内部が２室に分割される。したがって、これらの仕切板７、８によって
、偏平管１の群を構成する管路群Ｃ（蒸発器入口）と管路群Ｂ（蒸発器中央）と管路群Ａ（蒸発器出口）に分けられているので、接続管６から右ヘッダー４に流入した冷媒は右ヘッダー４内部の仕切板８により一旦遮断され、左ヘッダー３に連通する管路群Ｃの中を通過し、図２の蒸発器での冷媒の流れを示す模式図のように、管路群Ｂ、ＡをＳ字に蛇行して流れるようになる。
【００２４】
上記、説明したように、冷媒が蒸発器で蒸発し、ガス化する過程において、冷媒の比容積の増加と共に、管路内での冷媒の圧力損失も増大する。また、圧力損失を低減する為に比容積が大きく圧力損失が大きくなり易い管路群Ａの偏平管１の数を多くすると、冷媒の流速低下に伴って冷媒の熱伝達率も低下して熱交換器の蒸発器能力Ｑも減少するので、熱交換器の性能を最大限に引き出すことのできるように、比容積が小さく、圧力損失の小さい蒸発器の冷媒入口側の管路群Ｃの最適化と蒸発器出口の管路群Ａの偏平管１の数の最適な設計（偏平管Ａ群／Ｃ群の本数比）が必要となる。従って、図３には、実際の冷凍サイクルシステムで試験を行ったときの実験結果から得られた蒸発器能力Ｑと蒸発器の偏平管１の本数比（Ａ群／Ｃ群）の関係を表すパフォーマンスカーブを示した。この図３のシステム実験結果より、蒸発器の偏平管１の本数比（Ａ群／Ｃ群）が約１〜２.５の間が最も高く、蒸発器能力Ｑが約３０００（ｋｃａｌ／ｈ）以上になることが判る。
【００２５】
従って、蒸発器の偏平管の本数比（Ａ群／Ｃ群）が約１〜２.５になるように偏平管の本数を鑑みて熱交換器を設計することにより、偏平管を用いた熱交換器を蒸発器として利用した場合でも、蒸発性能を最大限に引き出すことを可能とし、同時に冷凍サイクルシステム全体の性能向上も図ることができる。
【００２６】
（実施の形態２）
図４は、図１に示す本発明の実施の形態２にかかるパラレルフロー型熱交換器を凝縮器として利用した場合に、熱交換器内部の冷媒の流れを実線矢印で示した模式図である。
【００２７】
上記実施の形態と重複する内容と原理は省き、同一機能を示すものであれば同一番号にて以下に説明する。
【００２８】
図４において、図１のヘッダー３の上部の接続管５より、冷凍サイクル中の圧縮機（図示しない）より吐出された高温高圧の冷媒ガスが流入し、途中、偏平管１に密着したフィン２を介して空気側と熱交換しながら凝縮して液化し、右ヘッダー４の下部の接続管６より冷凍サイクルへ流出する。
【００２９】
ここで、左右ヘッダー３、４の内部に設置された仕切板７，８により左右ヘッダー３、４内部が２室に分割される。これらの仕切板７、８によって、偏平管１の群を構成する管路群Ａ（凝縮器入口）と管路群Ｂ（凝縮器中央）と管路群Ｃ（凝縮器出口）に分けられているので、接続管５から左ヘッダー３に流入した冷媒は左ヘッダー３内部の仕切板７により一旦遮断され、右ヘッダー４に連通する管路群Ａの中を通過し右ヘッダー４内部の仕切板８により管路群Ｂ、ＣをＳ字に蛇行して流れるようになる。
【００３０】
上記説明のように、冷媒が凝縮器で凝縮し、液化する過程において、冷媒の比容積の減少と共に、管路内での冷媒の圧力損失も低減される。また、凝縮液化した極端に比容積が小さい冷媒が通過する凝縮器出口の管路群Ｃの偏平管１の数を極端に減少させると、逆に圧力損失が大きくなる場合ある、更には、比容積が大きく圧力損失が大きい管路群Ａの偏平管１の数を多くし、圧力損失を低減させようとすると、冷媒の流速低下に伴って冷媒の熱伝達率も低下して熱交換器の凝縮器能力Ｑも減少するので、熱交換器の性能を最大限に引き出すことのできるように、比容積が大きく、圧力損失の大きい凝縮器の冷媒入口側の管路群Ａと凝縮器出口の管路群Ｃの最適な設計（偏平管Ａ群／Ｃ群の本数比）が必要とな
る。従って、図５には、実際の冷凍サイクルシステムで試験を行った実験結果から得られた凝縮器の能力Ｑと凝縮器の偏平管１の本数比（Ａ群／Ｃ群）の関係を表すパフォーマンスカーブを示した。この図５のシステム実験結果より、凝縮器の偏平管1の本数比（Ａ群／Ｃ群）が約２．５〜４.５の間が最も高く、凝縮器能力Ｑが約４０００（ｋｃａｌ／ｈ）以上になることが判る。
【００３１】
本実施の形態２の構成であれば、凝縮器の偏平管１の本数比（Ａ群／Ｃ群）が約２.５〜４.５になるように偏平管1の本数を鑑みて熱交換器を設計することにより、偏平管1を用いた熱交換器を凝縮器として利用した場合でも、凝縮性能を最大限に引き出すことを可能とし、同時に冷凍サイクルシステム全体の性能向上も図ることができる。
（実施の形態３）
図６は、図１に示す本発明の実施の形態３にかかるパラレルフロー型熱交換器を蒸発器および凝縮器に同時に使用した場合の実際の冷凍サイクルシステムでの実験結果である。
【００３２】
上記実施の形態と重複する内容と原理は省き、同一機能を示すものであれば同一番号にて以下に説明する。
【００３３】
図６より、実験結果から得られた凝縮器および蒸発器の熱交換器能力Ｑと偏平管１の本数比（Ａ群／Ｃ群）の関係を表すパフォーマンスカーブを同一グラフ上に示した。この図６のシステム実験結果より、熱交換器の偏平管１の本数比（Ａ群／Ｃ群）が約１.５〜３.５の間が、同時に蒸発器および凝縮器として利用した場合の熱交換器能力Ｑが高く、最も有効に利用できる。
【００３４】
本実施の形態３の構成であれば、熱交換器の偏平管１の本数比（Ａ群／Ｃ群）が約１.５〜３.５になるように偏平管の本数を鑑みて熱交換器を設計することにより、偏平管1を用いた熱交換器を蒸発器および凝縮器として利用した場合でも熱交換器性能を最大限に引き出すことを可能とし、同時に冷凍サイクルシステム全体の性能向上も図ることができる。
【００３５】
なお、上記１〜３の実施の形態では、左右ヘッダー３、４内部に仕切板７、８を設置して２回蛇行させて熱交換器を流れる冷媒通路を構成したが、更に仕切板を増やして３回以上蛇行するように構成しても上記実施例と同じ意味を成し、さらには左右ヘッダー３、４を水平方向にして、偏平管１を垂直に配置した形態でも同様の意味を成すものである。
【００３６】
（実施の形態４）
図７は、本発明の実施の形態４にかかるパラレルフロー型熱交換器の概略正面図である。
【００３７】
上記実施の形態と重複する内容と原理は省き、同一機能を示すものであれば同一番号にて以下に説明する。
【００３８】
図７において、左右ヘッダー３、４の中央部に仕切板１１、１３が各々配置され完全に、左右ヘッダー３，４は、中央から上部と下部に分割され、更には、右ヘッダー４内部には仕切板１２、１４が設置され、右ヘッダー４の中央部には、冷凍サイクルへの接続管１５、１６が垂直に設置されている。従って、例えば凝縮器として利用した場合の冷媒の流れを図８の凝縮時の冷媒の流れを示した模式図を参考に以下に説明すると、冷凍サイクル中の圧縮機（図示しない）より吐出された高温高圧の冷媒ガスが右ヘッダー４の上下の接続管９、１０より流入し、途中、偏平管１に密着したフィン２を介して空気側と熱交換しながら凝縮して液化し、放熱して温度の低くなった冷媒が右ヘッダー４の中央部に集結して、接続管１５，１６の２箇所より冷凍サイクルへ流出するような２つの冷媒流通経路を
持つ構成であり、蒸発器として利用した場合は、凝縮器の流れとは逆方向となる。
【００３９】
ここで、左右ヘッダー３、４の内部に設置された仕切板１１、１２、１３、１４により左ヘッダー３内部は２室に分割され、右ヘッダー４内部は４室に分割される。これらの仕切板１１、１２、１３、１４によって分割された偏平管１の群を構成する管路群Ｄ（上部凝縮器入口）と管路群Ｅ（上部凝縮器出口）と管路群Ｆ（下部凝縮器出口）と管路群Ｇ（下部凝縮器入口）に分けられているので、冷媒の流れは図８に示すように、凝縮器の場合は、接続管９および１０より流入した冷媒は仕切板１２、１４により各々の管路群Ｄ〜Ｅ、Ｇ〜Ｆを蛇行して流れるようになる。
【００４０】
本実施の形態４の構成であれば、高温の冷媒ガスを上下の離れた位置より挿入し、空気と熱交換により冷却された低温の冷媒を中央に集結させることにより、温度差の異なる冷媒同士が再び、熱交換器の中で無駄に熱交換することが無く、偏平管１を用いた熱交換器を凝縮器として利用した場合でも、凝縮性能を最大限に引き出すことを可能とし、同時に冷凍サイクルシステム全体の性能向上も図ることができる。
【００４１】
なお、上記実施例では、左右ヘッダー３、４内部に仕切板１１、１２、１３，１４を設置して１回蛇行させて熱交換器を流れる冷媒通路を構成したが、更に仕切板を増やして２回以上蛇行するように構成しても上記実施例と同じ意味を成し、さらには左右ヘッダー３、４を水平方向にして、偏平管を垂直に配置した形態でも同様の意味を成すものである。
【００４２】
また、左右ヘッダー３，４内部の仕切板１１、１３を設置しない場合でも同じ効果をえるものである。
【００４３】
（実施の形態５）
図９は、本発明の実施の形態５にかかるパラレルフロー型熱交換器の概略正面図である。
【００４４】
上記実施の形態と重複する内容は簡略化、若しくは省き、同一機能を示すものであれば同一番号にて以下に説明する。
【００４５】
図９において、左右ヘッダー３、４の内部に設置された仕切板１７，１８、１９により左ヘッダー３内部が２室に、右ヘッダー４内部が３室に各々、分割される。凝縮時、これらの仕切板１７、１８、１９によって、全本数３０本の偏平管１で構成されていたパラレルフロー型熱交換器の各偏平管１の群は、管路群Ｈ（凝縮器入口）と管路群Ｉ（凝縮器中央上部）と管路群Ｊ（凝縮器中央下部）と管路群Ｋ（凝縮器出口）に分けられているので、例えば、凝縮器としての冷媒の流れを図１０の凝縮時の冷媒の流れを示した模式図を参考に以下に説明すると、冷凍サイクル中の圧縮機（図示しない）より吐出された高温高圧の冷媒ガスが接続管９から右ヘッダー４に流入した冷媒は右ヘッダー４内部の仕切板１８により一旦遮断され、左ヘッダー３に連通する管路群Ｈの中を通過し、左右ヘッダー３、４内部の仕切板１７、１９により管路群Ｉ、ＪをＳ字に蛇行して、最後には管路群Ｋを通過し、凝縮液化した冷媒は接続管１０より冷凍サイクルに流出する。ここで、上記実施の形態で説明したように、パラレルフロー型の熱交換器を凝縮器または蒸発器で利用した場合は、凝縮時の冷媒入口側の管路群Ｈと凝縮器出口の管路群Ｋの最適な設計（偏平管Ｈ群／Ｋ群の本数比）が必要となることは上記説明したとおりであるが、更には、熱交換器全体として考えた場合の各管路群Ｈ、Ｉ、Ｊ、Ｋの最適な設計も必要とされる。特に、図９に示すような３回以上の蛇行を繰り返すような冷媒通路の構成である場合は、途中の管路群Ｉ、Ｊに対する最適化も必要である。
【００４６】
従って、偏平管１が３０本で構成されたパラレルフロー型の熱交換器の場合、全体のバ
ランスを考慮して、凝縮器入口の管路群Ｈから管路群Ｋに向かって偏平管１の本数が減少するように、管路群Ｈの本数をＮ（例えば８本）本、管路群Ｉの本数をＭ（例えば６本）に固定し、凝縮器入口の管路群Ａと凝縮器出口の管路群Ｋの本数を任意に変化させて冷凍サイクルシステムで試験したところ、図１１に示すような結果が得られた。
【００４７】
よって、この実験結果より、凝縮器入口の管路群Ｈから凝縮器出口の管路群Ｋに向かって概ね等比級数的に変化させ、更には凝縮器出入口の偏平管１の本数比が凝縮器で最適とされる約２．５〜４.５にあてはまるように設計した（Ｈ−Ｉ−Ｊ−Ｋ＝１３−８−６−３または１２−８−６−４）場合に最も凝縮器能力Ｑが高いものとなった。
【００４８】
本実施の形態５の構成であれば、熱交換器全体のバランスを鑑みて各管路群の偏平管１の本数を最適化した熱交換器を設計することにより、偏平管１を用いた熱交換器を蒸発器および凝縮器として利用した場合でも熱交換器性能を最大限に引き出すことを可能とし、更には、冷凍サイクルからの冷媒が流出入する接続管９、１０を片側のヘッダーにのみ設置することにより、熱交換器から冷凍サイクルまでの余分な接続配管を不必要とし、その上、装置を小型化できると同時に冷凍サイクルシステム全体の性能向上も図ることができる。
【００４９】
なお、上記各実施の形態では偏平管を用いているため、管の肉厚が同等でも、管径が小さいため、耐圧が大きくなり、特に圧力の高い二酸化炭素冷媒を用いる時に、上記各実施の形態の熱交換器が有効である。
【００５０】
また、偏平管の管内容積が小さいため、冷媒量を減らすことができ、可燃性冷媒であるＨＣ冷媒等を用いる時、上記各実施の形態の熱交換器が有効である。
【産業上の利用可能性】
【００５１】
以上のように、本発明にかかる偏平管を用いた熱交換器を最適設計して利用すると、複雑な構成を必要とせずに熱交換性能を最大限に引き出すことが可能となるので、ヒートポンプ式空気調和機やカーエアコン等の熱交換器にも適用できる。
【図面の簡単な説明】
【００５２】
【図１】本発明の実施の形態１におけるパラレルフロー型熱交換器の概略正面図
【図２】本発明の実施の形態１における蒸発器での冷媒の流れを示す模式図
【図３】本発明の実施の形態１における蒸発器能力Ｑと蒸発器の偏平管の本数比（Ａ群／Ｃ群）の関係を表した図
【図４】本発明の実施の形態２における凝縮器での冷媒の流れを示す模式図
【図５】本発明の実施の形態２における凝縮器能力Ｑと凝縮器の偏平管の本数比（Ａ群／Ｃ群）の関係を表した図
【図６】本発明の実施の形態３における蒸発器および凝縮器の熱交換器能力Ｑと熱交換器の偏平管の本数比（Ａ群／Ｃ群）の関係を表した図
【図７】本発明の実施の形態４にかかるパラレルフロー型熱交換器の概略正面図
【図８】本発明の実施の形態４における凝縮器での冷媒の流れを示す模式図
【図９】本発明の実施の形態５におけるパラレルフロー型熱交換器の概略正面図
【図１０】本発明の実施の形態５における凝縮器での冷媒の流れを示す模式図
【図１１】本発明の実施の形態５における凝縮器能力Ｑと各管路群（Ｈ〜Ｉ）の偏平管の本数変化の関係を表した図
【図１２】従来のパラレルフロー型熱交換器の概略正面図
【図１３】従来のパラレルフロー型熱交換器における蒸発器での冷媒の流れを示す模式図
【図１４】従来のパラレルフロー型熱交換器における凝縮器での冷媒の流れを示す模式図
【符号の説明】
【００５３】
１  偏平管
２  フィン
３  左ヘッダー
４  右ヘッダー
５、６、９、１０、１５、１６  接続管
７、８、１１、１２、１３、１４、１７、１８、１９  仕切板
Ａ、Ｄ、Ｇ、Ｈ  凝縮器入口または蒸発器出口の管路群
Ｂ、Ｉ、Ｊ  凝縮器中央または蒸発器中央の管路群
Ｃ、Ｆ、Ｅ、Ｋ  
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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