冷媒が通過する伝熱管を有し、流入した冷媒から放熱又は吸熱させ、少なくとも冷媒の一部の相を変化させて流出する熱交換器と、該熱交換器を通過させる空気の流れを形成する送風機とを備える空気調和装置のユニットであって、単相の冷媒が通過する伝熱管を、前記送風機の平均風速よりも遅い風速の空気が流れる領域に位置させるように前記熱交換器と前記送風機とを配置することを特徴とする空気調和装置のユニット。前記熱交換器に流通する冷媒の圧力を検出する冷媒圧力検出手段と、前記熱交換器の冷媒の流通する流れに沿って、各設置位置における冷媒の温度を検出する複数の冷媒温度検出手段と、前記圧力検出手段の検出に係る圧力及び各冷媒温度検出手段が検出した温度に基づいて各冷媒温度検出手段の設置位置における前記冷媒の状態が単相であるか否かを判定する演算判定手段と、前記演算判定手段の判定結果に基づいて、前記送風機の送風量を制御する送風量制御手段とをさらに備えることを特徴とする請求項1に記載の空気調和装置のユニット。前記熱交換器は、前記送風機の吸込側であって、前記送風機の吸込側における平均風速よりも遅い風速の空気が流れる領域に、単相の冷媒が通過する伝熱管が位置するように設けられることを特徴とする請求項1又は請求項2に記載の空気調和装置のユニット。前記熱交換器は、前記送風機の吹出側であって、前記送風機の吹出側における平均風速よりも遅い風速の空気が流れる領域に、単相の冷媒が通過する伝熱管が位置するように設けられることを特徴とする請求項1又は請求項2に記載の空気調和装置のユニット。前記熱交換器は、凝縮器として機能する場合に、単相のガス冷媒が通過する伝熱管と単相の液冷媒が通過する伝熱管とが同じ空気の風路に位置するように伝熱管を配置することを特徴とする請求項1から請求項4のいずれかに記載の空気調和装置のユニット。前記送風機を複数台で構成し、前記熱交換器において、前記単相の冷媒が通過する伝熱管を通過する空気の風速が、前記熱交換器を通過する空気の平均風速よりも遅くなるように、前記複数台の送風機を制御する送風量制御手段をさらに備えることを特徴とする請求項1から請求項5のいずれかに記載の空気調和装置のユニット。前記送風量制御手段は、前記送風機の風量によって、前記熱交換器において前記単相の冷媒が通過する伝熱管部分と前記単相以外の冷媒が通過する伝熱管部分とにおける風速の比率を変化させることを特徴とする請求項6に記載の空気調和装置のユニット。空調対象空間外に設置される室外ユニット及び前記空調対象空間の空気を空気調和する室内ユニットの少なくとも一方のユニットを、請求項1から請求項7のいずれかに記載のユニットにより構成することを特徴とする空気調和装置。しかしながら、例えば、室外熱交換器、室内熱交換器を、冷媒回路の凝縮器放熱器として用いた場合、凝縮器に冷媒が流入してから流出するまでの間に、過熱ガス冷媒ここでは過熱度が0の場合も含むものとする、二相冷媒気液二相冷媒、過冷却液冷媒ここでは過冷却度が0の場合も含むものとするというように、冷媒の状態は、空気との熱交換の過程で変化する。ここで、伝熱管の管内側における管内側熱伝達率は、冷媒の乾き度によって異なる。このため、熱交換器内では、管内側熱伝達率が高い伝熱管の領域二相域。以下、二相部というと低い伝熱管の領域単相域。以下、単相部というとが形成され、管内側熱伝達率は不均一となっている。一方、熱交換器の管外側を通過する空気は、送風機に対する熱交換器の位置によって、部分的に風速が異なる領域が構成される場合がある。例えば、熱交換器において、基本的に送風機に近い領域では、通過する空気の風速が速く、送風機から遠くなる程、風速は遅くなる。そして、この風速の差に起因して、熱交換器には、空気との対流熱伝達率が高い領域風速が速い領域と、対流熱伝達率が低い領域風速が遅い領域とがそれぞれ構成されることが考えられる。以上のように、熱交換器では、冷媒の状態の違いによる管内熱伝達率の差と、通過する空気の風速の違いによる管外熱伝達率の差とが発生している。このため、風速分布、その風速分布に相当する部分の伝熱管を流れる冷媒の状態によって、熱交換器内において熱通過率が一様ではなく異なっている。したがって、通過する空気が同一風量の場合であっても、風速分布等によっては熱交換器全体として熱通過率が低下するといった問題があった。本発明は、かかる点に鑑みてなされたものである。その目的は、熱交換過程で相態の状態が変化する冷媒が流れる空気調和装置において、空気調和装置に設けられた熱交換器の熱通過率がより高くなるように、風速分布を適正に与えることができる熱交換器と送風機との位置関係等にすることで、熱交換性能が高く、効率の高い空気調和装置のユニット室外ユニット、室内ユニット等を得ることである。上述の目的を達成するために、この発明は以下の手段を講じたものである。本発明に係る空気調和装置のユニットは、冷媒が通過する伝熱管を有し、流入した冷媒から放熱又は吸熱させ、少なくとも冷媒の一部の相を変化させて流出する熱交換器と、熱交換器を通過させる空気の流れを形成する送風機とを備える空気調和装置のユニットであって、単相の冷媒が通過する伝熱管を、送風機の平均風速よりも遅い風速の空気が流れる領域に位置させるように熱交換器と送風機とを配置するものである。本発明によれば、送風機による空気の流れに対し、風速の遅い空気が通過する領域に対して、単相の冷媒が通過する伝熱管が位置するように、熱交換器と送風機とを配置させるようにしたので、冷媒による熱伝達率が低い伝熱管は、空気における熱伝達率が低い領域に位置させるようにし、また、これにより冷媒による熱伝達率が高い伝熱管が空気における熱伝達率が高い領域に位置することとなるようにし、冷媒の状態変化に応じた熱伝達率の違いの特性に応じて、送風機の風速分布を適正化するように配置することで、熱交換効率の向上、熱交換性能の向上を得られる等の効果を奏する。実施の形態1.以下、本発明の実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。図1は、この発明の実施形態1に係る空気調和装置の構成を示す図である。本実施の形態の空気調和装置はセパレート型の空気調和装置であり、例えば屋外に設置した室外機室外ユニット1と室内空間空調対象空間に設置した室内機室内ユニット2との間を第1連絡配管7及び第2連絡配管8で配管接続している。これにより、室外機1及び室内機2が有する機器が配管接続されて冷媒回路10を構成する。<冷媒回路10>冷媒回路10は、圧縮機5、四路切換弁9、室外熱交換器12、膨張弁6、及び室内熱交換器22を冷媒配管で接続して構成したものである。冷媒回路10には冷媒が封入されており、冷媒が冷媒回路10内を相変化等をしながら循環することにより、冷凍サイクルの各行程例えば圧縮、放熱凝縮、膨張、蒸発をたどる。ここで、本実施の形態では、冷媒回路10を構成する機器のうち、圧縮機5、四路切換弁9、室外熱交換器12及び膨張弁6は室外機1が有し、室内熱交換器22は室内機2が有している。室内熱交換器22は、空調対象空間の空気空調負荷と冷媒との間で熱交換を行う。圧縮機5は吸入した冷媒を圧縮して吐出する。ここで、圧縮機5は、インバータ装置等を備え、運転周波数を任意に変化させることにより、圧縮機5の容量単位時間あたりの冷媒を送り出す量を細かく変化させることができるものとする。流量制御装置絞り装置である膨張弁6は、例えば室内熱交換器22を通過する冷媒の圧力、流量を調整する。また、流路切換装置となる四路切換弁9を切換動作させることで、空気調和装置を冷房運転状態から暖房運転状態に切り換え、または暖房運転状態から冷房運転状態に切り換えることができる。ここで、冷房運転状態とは、四路切換弁9において、第1ポート9aと第4ポート9dとを連通させると同時に、第2ポート9bと第3ポート9cとを連通させる第1状態図2の実線にしているときの運転状態である。また、暖房運転状態とは、第1ポート9aと第3ポート9cとを連通させると同時に、第2ポート9bと第4ポート9dとを連通させる第2状態図2の破線にしているときの運転状態である。このため、冷媒回路10において、冷房運転状態の場合には、冷凍サイクルの放熱行程は室外熱交換器12で行われることになる蒸発行程は室内熱交換器22で行われる。また、暖房運転状態である場合には、冷凍サイクルの放熱行程は室内熱交換器22で行われることになる蒸発行程は室外熱交換器12で行われる。また、室外機側の送風機である室外送風機15は、室外熱交換器12に空気を通過させる流れを形成することができ、空気と冷媒との熱交換を促進させる。また、室内機側の送風機である室内送風機21は、室内熱交換器22に空気を通過させる流れを形成することができ、空気と冷媒との熱交換を促進させる。<室外機1>図2は室外機1のケーシング内における室外熱交換器12及び室外送風機15の形状及び配置を概念的に示す図である。ここで、図2の矢印は、送風機となる室外送風機15の駆動時において室外熱交換器12に流入する空気の風速分布を示している。矢印の方向が風向を、矢印の長さが風速をそれぞれ表している以下、同じ。本実施の形態では、室外機1における熱通過率を高めるため、室外熱交換器12と室外送風機15との関係について説明する。まず、室外熱交換器12及び室外送風機15の形状について説明する。室外熱交換器12は、クロスフィン型の熱交換器であり、第1管列12a、第2管列12dをなす複数の直管状の伝熱管と複数のU字状の伝熱管U字管12bとを有する伝熱管群と、矩形平板状の複数の伝熱フィン12cを有する伝熱フィン群とを備えている。そして、伝熱フィン群を貫通するように、伝熱管群が配置されている。具体的に、伝熱管群は、複数の伝熱管が所定の間隔をあけて2列に配列されている。ここで、伝熱管群は、図2に示すように、右列図2の右側の列にある複数の伝熱管が第1管列12a、左列が第2管列12dを構成している。そして、冷媒の流入口、流出口となる端部を除く第1管列12a、第2管列12dの伝熱管の端部同士を複数のU字管12bで接続する。ここでは、凝縮器として機能する場合における冷媒の入口端13aおよび13bと、冷媒の出口端14aおよび14bを有し、それぞれを室外熱交換器12外の冷媒配管と接続する2本の冷媒流路が形成されることになる。また、伝熱フィン群は、複数の伝熱フィン12cが伝熱管の長さ方向に沿って所定の間隔をあけつつ、互いに平行となるように1列に並べられて形成されている。各伝熱フィン12cには、フィンを表裏方向に貫通する複数の貫通穴が設けられおり、この各貫通穴に各伝熱管が挿入されて室外熱交換器12が形成されている。一方、室外送風機15は、軸流式のプロペラファンであり、複数の羽根を有するプロペラ15aと、プロペラ15aの中心部に取り付けられた回転軸15bと、回転軸15bを周方向に回転させるファンモータ15cとを備えている。ここで、本実施の形態の室外送風機15は、図2で示されるプロペラ15aに対して、図2の左側ファンモータ15c側を吸込側とし、右側ファンモータ15cと反対側を吹出側として構成しているものとする。次に、室外熱交換器12及び室外送風機15の配置と、風速分布との関係等について説明する。図2からわかるように、本実施の形態では、室外熱交換器12が室外送風機15の吸込側に位置するとともに、室外熱交換器12の中心と室外送風機15の中心とが互いに対向する位置関係となるように室外熱交換器12及び室外送風機15の配置を行っている。そして、このように室外熱交換器12と室外送風機15とが配置された室外機1において、室外送風機15が起動することにより、室外送風機15の吸込側には、図2に示すような風速分布が形成される。<室外機1の動作>まず、室外機1の室外熱交換器12における冷媒の流れについて説明する。このとき冷媒回路10が冷房運転状態の場合には、四路切換弁9は第1状態に切り換えられており、冷媒は、図1の実線の矢印方向に循環する。そして、室外熱交換器12が凝縮器として機能する。具体的には、圧縮機5から吐出された冷媒は、第1状態の四路切換弁9を通過して、伝熱管群に形成された冷媒流路の入口端13aおよび13bから、室外熱交換器12に流入する。室外熱交換器12に流入した冷媒は、冷媒流路に沿って第1管列12aを蛇行しながら流れる。第1管列12aの伝熱管に流入した冷媒は、U字管12bを経由して隣の第2管列12dの伝熱管に流入する。第2管列12dの伝熱管に流入した冷媒は、冷媒流路に沿って第2管列12dを蛇行しながら流れ、冷媒流路の出口端14aおよび14bから流出する。図3は冷媒の乾き度と冷媒による熱伝達率との関係を表す図である。このとき、冷媒流路の入口端13aおよび13bには高温高圧の過熱ガス冷媒が流入する。そして、上述したように第1管列12a、U字管12b、第2管列12dの伝熱管を通過する過程で、管外側の空気へ放熱することにより、凝縮し、二相冷媒となり、最終的には、冷媒流路の出口端14aおよび14bにおいて、過冷却液冷媒の状態で流出する。ここで、図3に示すように、伝熱管の管内側における熱伝達率は冷媒の乾き度によって異なるため、室外熱交換器12の伝熱管群の伝熱管は単相の冷媒過熱ガス冷媒、過冷却液冷媒が通過する部分以下、単相部というと単相部以外の二相の冷媒が通過する部分以下、二相部というとに分かれる。次に、室外熱交換器12における空気の流れについて説明する。室外送風機15が駆動することにより、室外機1のケーシングの外側にある空気が、ケーシング内に吸い込まれるとともに、室外熱交換器12の複数の伝熱フィン12c間に流入する。この伝熱フィン12c間に流入する際の空気の風速分布は、図2に示すような風速分布となる。風速分布は、室外熱交換器12の中心部分を除いて、室外送風機15に近いほど風速が速くなっている。ここで、室外熱交換器12の中心部分が除かれているのは、室外熱交換器12の中心部分と対向する位置に室外送風機15のファンモータ15cが配置されているからである。例えば、室外熱交換器12の中心部分を通過する空気は、そのままプロペラ15aに吸い込まれるのではなく、ファンモータ15cに衝突した後でプロペラ15aに吸い込まれることになる。このために、ファンモータ15c自体が、空気流れの障害となり、結果として、室外熱交換器12の中心部分を流れる空気は減速する。これは、室外送風機15に近い領域が必ずしも空気が速く流れるとは限らないことを意味している。そして、室外送風機15が形成する空気の流れにおいて、室外機1の構成により、上述したように、例えばファンモータ15c等の物体が障害となる場合も考えられることになる。このような風速分布を伴いながら、室外熱交換器12の複数の伝熱フィン12c間に流入した空気は、伝熱フィン12c間を通過中に第1管列12a、第2管列12d等の伝熱管群内を流れる冷媒により加熱されて吸熱して、伝熱フィン12c間を通過する。次に、室外熱交換器12における熱交換量Qについて説明する。熱交換量Q[W]は、熱通過率K[W/m2K]、冷媒と空気の温度差Δt[K]および管外伝熱面積Ao[m2]により次式1として表される。Q=Ao×K×Δt...1このため、熱交換器の管外伝熱面積Ao、冷媒と空気の温度差Δtが同じ場合、熱通過率Kが大きいほど熱交換量Qが大きく、性能の高い熱交換器ということになる。そして、熱通過率Kは次式2で表される。ここで、αoは管外側空気側熱伝達率、Rtは管肉厚部の熱抵抗、αiは管内側冷媒側熱伝達率、Aoは管外側伝熱面積、Aiは管内側伝熱面積である。図4は管外側熱伝達率αoと風速との関係を表す図である。図4に示すように、一般的に管外側熱伝達率αoは風速に対して、べき関数的に変化する。図5は実施の形態1に係る単相部、二相部を通過する空気の風量と熱通過率との関係を表す図である。図5では、熱交換器へのファンからの風量を同一としたとき、二相部と単相部とにおける風量割合風速比率を変化させて、単相部と二相部とにおけるそれぞれの熱通過率およびその平均熱通過率を表している。図5より、二相部と単相部への風速分布が均等である状態単相部、二相部のそれぞれを通過する風量割合を50とした場合と比較すると、二相部の風量割合が76単相部の風量割合が24としたときが最も平均熱通過率が高くなることが分かる。これは、管内側熱伝達率αiに関し、単相部に比較して二相部の方が大きいため、二相部に対する風量割合を大きくした方が平均熱通過率を最大化できることを表している。したがって、熱交換器における単相部の伝熱管に対し、伝熱管外を、風速が遅い空気が通過するように熱交換器伝熱管と送風機との配置関係とする。これにより、二相部は概ね伝熱管外を、風速が速い空気が通過することとなる。特に二相部については、特に図3に示すように管内側熱伝達率が高い乾き度0.4~0.9の冷媒が通過する伝熱管に対し、より風速が速い空気が伝熱管外を通過するような領域に位置させるようにすることが望ましい。ここで、風速の速い又は遅いというのは、送風機による平均風速を基準とする。ただし、基準は特に限定するものではない。このような熱交換器に冷媒を流すことによって熱交換性能をさらに高めることができる。例えば、図3の室外熱交換器12では、ファンモータ15c周辺の位置に、高温高圧の過熱ガス冷媒が流入する入口端13aおよび13b及び過冷却液が流出する出口端14aおよび14bが配置されるようにしている。このため、ファンモータ15c周辺の位置にある単相部の伝熱管に単相の冷媒が流入出することになる。このときの単相部周辺の風速は周囲室外送風機15の平均風速よりも遅くなる。そして、同一風量でも二相部に対する空気の風速が速く、単相部の風速が遅くすることにより、熱交換器性能として最大性能に近い状態となっている。このように、熱交換器に風速分布がある状態においても、風速分布に対して伝熱管の配し方を適正化することによって省エネルギー性の高い運転を実現することができる。以上のように、実施の形態1の空気調和装置によれば、管内側熱伝達率が低い単相部を、管外側熱伝達率対流熱伝達率が低い、風速の遅い空気が流れる領域に位置させるようにし、管外側熱伝達率が高い風速の速い空気が流れる領域に二相部を位置させるように室外熱交換器12と室外送風機15とを配置するようにすることで、室外熱交換器12全体として、熱通過率を高くすることができ、効率のよい熱交換を行うことができる。また、二相部については、管内側熱伝達率が高い部分を、より管外側熱伝達率が高い空気が流れる領域に位置させるようにすることで、さらに効率よく熱交換を行い、省エネルギー化をはかることができる。実施の形態2.図6は本発明の実施の形態2に係る室外機1のケーシング内における室外熱交換器32及び室外送風機35の形状及び配置を概念的に示す図である。実施形態1の室外機1に対して、実施形態2の室外機1では、図6に示すように、室外熱交換器32の形状と、室外熱交換器32と室外送風機35との位置関係を変更している。室外熱交換器32の形状は、平面視したときに略コ字状となるクロスフィン型熱交換器である。そして、室外熱交換器32は、室外送風機35の下方に配置されている。また、室外送風機35は、回転軸35bが重力方向に沿って設けられており、ファンモータ35cによりプロペラ35aを回転させると、重力方向と逆方向の空気の流れを発生させるように配置される。これにより、室外熱交換器32に対する風速分布は、図6に示すように、室外熱交換器32の上部に行くほど室外送風機35に近くなるほど風速が速くなるような分布となる。そして、このような風速分布において、単相の冷媒が通過する室外熱交換器32の冷媒流路の入口端33および出口端34を最下部に配置する。このため、単相部の伝熱管を通過する空気の風速に対し、二相部の伝熱管を通過する空気の風速が速くなり、熱通過率の高い高性能な熱交換器を得ることができる。実施の形態3.図7は本発明の実施の形態3に係る室内機2のケーシング内における室内熱交換器42及び室外送風機45の形状及び配置を概念的に示す図である。上述した実施の形態では、室外機1における室外熱交換器と室外送風機とについて説明したが、室内機における室内熱交換器と室内送風機との関係においても適用することができる。本実施の形態における室内熱交換器42の形状は、略ロ字状のクロスフィン型熱交換器である。また、室内送風機45はターボファンで構成されている。そして、室内熱交換器42は、室内送風機45の吹出側を囲むかたちで配置されている。このとき、室内熱交換器42に対する風速分布は、図7に示すように、室内熱交換器42の上部ファンモータ側に行くほど風速が速くなるような分布となる。そして、このような風速分布において、単相の冷媒が通過する室内熱交換器42の冷媒流路の入口端43および出口端44を最下部に配置する。このため、単相部の伝熱管を通過する空気の風速に対し、二相部の伝熱管を通過する空気の風速が速くなり、熱通過率の高い高性能な熱交換器を得ることができる。実施の形態4.図8は本発明の実施の形態4に係る室外機1のケーシング内における室外熱交換器52及び室外送風機55a、55bの配置を概念的に示す図である。図8に示すように、実施の形態4の室外機1では、室外熱交換器52に対して送風機が、図8における上下方向に2台配置されている。そして、2台の風量制御を送風量制御手段55が行っている。そして、室外熱交換器52の冷媒流路の入口端53および出口端54を最下部に配置する。このため、暖房運転時に凝縮器として機能している場合は、室外熱交換器52の上部が二相部となり下部が単相部となっている。そして、送風量制御手段55は、上段側の室外送風機55aよりも下段側の室外送風機55bの風量が小さくなるように制御する。このため、単相部の伝熱管を通過する空気の風速に対し、二相部の伝熱管を通過する空気の風速が速くなる。したがって、同一風量とした場合でも、平均的に同一風速で室外送風機55a、55bを制御した場合と比較して、熱通過率の高い熱交換器を得ることができる。ここで、本実施の形態では、室外送風機55が2台であるものとして説明したが、3台以上で構成するようにしてもよい。実施の形態5.図9は本発明の実施の形態5に係る室外熱交換器52及び室外送風機55a、55b等を示す図である。ここで、室外機1における室外熱交換器52及び室外送風機55a、55bの配置については、実施の形態4と同様である。図9に示すように、本実施の形態では、室外熱交換器52内の冷媒流路伝熱管内における冷媒の圧力を検出する圧力センサ圧力検出手段61を設けている。また、冷媒流路の入口端53から出口端54に至る冷媒流路の温度を検出する温度センサ温度検出手段62a、62b、62c、62d、62e及び62fを設けている。圧力センサ61および温度センサ62a~62fは検出に係る信号を演算判定手段56に送る。演算判定手段56は、圧力センサ61および温度センサ62a~62fの検出に係る値に基づいて、各温度センサ62a~62fの位置における冷媒の状態を判定する。具体的には、演算判定手段56は、圧力センサ61の検出に係る圧力の値から飽和温度を演算する。そして、温度センサ62a~62fの検出に係る温度の値から、関係から各温度センサの位置における伝熱管内の冷媒状態が、過熱ガス、二相、過冷却液のいずれであるかを判定する。その結果から、冷媒流路における二相部と単相部の割合が求まるため、送風量制御手段55は、その割合に応じて単相部と二相部の風速の比率を制御することで、実施の形態4よりも更に適切に熱通過率の高い熱交換器を得ることができる。図10は実施の形態5に係る単相部、二相部を通過する空気の風量と熱通過率との関係を表す図である。図10は、図5の場合と比較してファン風量を1/10としたものである。図5及び図10から、最も平均熱通過率が高くなる単相部、二相部の風量割合が送風機の風量により変化することがわかる。そして、図10において、熱通過率が最大となる風量の割合は、二相部が66のときということがわかる。したがって、ファン風量の合計値もしくは指示回転数に応じて、二相部と単相部とにおける風量割合を変化させるようにすることで、更に高精度に最適な熱通過率にすることができる。ここで、本実施の形態では、2台の室外送風機55a、55bを有する場合について説明したが、1台の送風機の風量制御する場合にも適用することができる。また、3台以上の送風機で構成する場合にも適用することができる。実施の形態6.上述した実施の形態では、熱交換器が凝縮器として機能する場合について説明した。このとき、冷媒は、過熱ガスから二相に、二相から過冷却液というように、単相→二相→単相に状態変化相変化する。本発明は凝縮器の場合に限るものではなく、例えば熱交換器が蒸発器として機能する場合であっても、同様の対応を行うことができる。例えば蒸発器の場合、熱交換器内での冷媒の状態は、一般的に、二相→単相過熱ガスに変化する。蒸発器の冷媒流出口における過熱ガス域および冷媒流入口の二相部は乾き度が小さい。ここで、例えば図1に示すように、熱伝達率は二相部の乾き度約0.7程度が最大であり、乾き度が0又は1に近い部分では小さい。このため、単相部および低乾き度となる二相部では風速の遅い空気が通過するようにし、熱伝達率の高い二相部例えば乾き度が約0.4~約0.9では風速の速い空気が通過するようにすると、同一風量であっても、熱通過率を高くすることができる。また、上述の実施の形態では冷媒の種類について特に説明しなかったが、冷媒の種類を限定するものではなく、熱交換器において、冷媒流路の入口端から出口端へ向かって相が変化し、管内側の熱伝達率が変化するような冷媒であればよい。たとえば、二酸化炭素CO2や炭化水素、ヘリウム等のような自然冷媒や、R410Aはもちろん、R407C、R404A等の代替冷媒等の塩素を含まない冷媒を採用するようにしてもよい。なお、以上の実施の形態で説明した構成等は、本質的に好ましい例示であって、本発明、その適用物、あるいはその用途の範囲を制限することを意図するものではない。