"管軸と直交する方向に配列された複数の扁平管33と、該各扁平管33の両端に接続された第1ヘッダ集合管31および第2ヘッダ集合管32とを備え、冷媒が可逆に循環して冷凍サイクルを行う冷媒回路に接続されて冷媒を空気と熱交換させる熱交換器であって、上記複数の扁平管33は、その配列方向に主熱交換部34と補助熱交換部35とに区分され、凝縮器として機能する場合は冷媒が上記主熱交換部34から上記補助熱交換部35の順に通過し、蒸発器として機能する場合は冷媒が上記補助熱交換部35から上記主熱交換部34の順に通過するように構成され、凝縮器として機能する場合の冷媒の凝縮温度と熱交換前の空気の温度との温度差ΔTに対する上記補助熱交換部35から上記ヘッダ集合管3132へ流出した冷媒の過冷却度SCの割合Xに基づいて、上記複数の扁平管33の全体の伝熱面積に対する上記補助熱交換部35の扁平管33の伝熱面積の割合Yが設定されていることを特徴とする熱交換器。請求項1において、上記割合Yは、上記割合Xを変数とする切片がゼロの二次関数で求められることを特徴とする熱交換器。請求項1または2において、上記主熱交換部34および補助熱交換部35では、上記扁平管33の配列方向に、互いに複数且つ同数の熱交換領域34a~34c35a~35cに区分され、上記第1ヘッダ集合管31には、その内部空間を上記扁平管33の配列方向に仕切ることによって、上記主熱交換部34の全ての熱交換領域34a~34cに対応した単一の連通空間61と、上記補助熱交換部35の各熱交換領域35a~35cに対応した該熱交換領域35a~35cと同数の連通空間62a~62cとが形成され、上記第2ヘッダ集合管32には、その内部空間を上記扁平管33の配列方向に仕切ることによって、互いに隣り合う上記主熱交換部34の熱交換領域34aと上記補助熱交換部35の熱交換領域35cを除く上記両熱交換部3435の各熱交換領域34b34c35a35bに対応した該熱交換領域34b34c35a35bと同数の連通空間71a71b71d71eが形成されると共に、上記互いに隣り合う上記主熱交換部34の熱交換領域34aと上記補助熱交換部35の熱交換領域35cに共通に対応した単一の連通空間71cが形成され、上記第2ヘッダ集合管32には、上記互いに隣り合う上記主熱交換部34の熱交換領域34aと上記補助熱交換部35の熱交換領域35cに共通に対応した単一の連通空間71cを除く上記主熱交換部34の各連通空間71d71eと上記補助熱交換部35の各連通空間71a71bとが各一で対となり、該対となる連通空間同士を接続する連通管7273が設けられていることを特徴とする熱交換器。請求項3において、上記補助熱交換部35では、上記各熱交換領域35a~35cの扁平管33の総流路断面積が互いに同一であることを特徴とする熱交換器。請求項1乃至4の何れか一つに記載の熱交換器23が設けられた冷媒回路20を備え、上記冷媒回路20において冷媒を可逆に循環させて冷凍サイクルを行うことを特徴とする空気調和機。ところで、上述した特許文献2の熱交換器を特許文献1のように冷暖可能な空気調和機に用いると、熱交換器は凝縮器として機能する場合と蒸発器として機能する場合とに切り換わる。この場合、全体に対する補助熱交換部の割合を単に設定すると、凝縮能力および蒸発能力を十分に発揮させることができないという問題があった。つまり、補助熱交換部の割合が低すぎると、例えば図7E~Gに示す状態のように、補助熱交換部だけでなく主熱交換部にまで過冷却領域液領域が及んでしまう。そうなると、主熱交換部における液冷媒の存在によって冷媒の偏流が生じてしまう。そのため、凝縮能力が著しく低下してしまう。一方、補助熱交換部の割合が高すぎると、主熱交換部の割合が減少するため、特に蒸発器として機能する場合において空気との温度差を大きくとれる蒸発領域が実質的に減少して、その結果、蒸発能力が低下してしまう。本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的は、複数の扁平管が主熱交換部と補助熱交換部とに区分された熱交換器において、凝縮能力と蒸発能力の両方を十分に発揮させることにある。第1の発明は、管軸と直交する方向に配列された複数の扁平管33と、該各扁平管33の両端に接続された第1ヘッダ集合管31および第2ヘッダ集合管32とを備え、冷媒が可逆に循環して冷凍サイクルを行う冷媒回路に接続されて冷媒を空気と熱交換させる熱交換器を対象としている。そして、上記複数の扁平管33は、その配列方向に主熱交換部34と補助熱交換部35とに区分され、凝縮器として機能する場合は冷媒が上記主熱交換部34から上記補助熱交換部35の順に通過し、蒸発器として機能する場合は冷媒が上記補助熱交換部35から上記主熱交換部34の順に通過するように構成されている。さらに、本発明の熱交換器は、凝縮器として機能する場合の冷媒の凝縮温度と熱交換前の空気の温度との温度差ΔTに対する上記補助熱交換部35から上記ヘッダ集合管3132へ流出した冷媒の過冷却度SCの割合Xに基づいて、上記複数の扁平管33の全体の伝熱面積に対する上記補助熱交換部35の扁平管33の伝熱面積の割合Yが設定されている。上記第1の発明の熱交換器では、複数の扁平管33の全体の伝熱面積に対する補助熱交換部35の扁平管33の伝熱面積の割合Yが、割合X過冷却度SC/温度差ΔTに基づいて設定される。そのため、熱交換器が凝縮器として機能する場合、例えば図7Dに示す状態のように、主熱交換部34の全体がガス領域凝縮領域となり、補助熱交換部35の全体が液領域過冷却領域となるような、割合Yが設定される。なお、ここで言うガス領域とは、ガス単相の冷媒だけでなく気液二相の冷媒も含む概念であり、図7および図8におけるガスの記載についてもガス単相だけでなく気液二相の冷媒も含む意味である。以降、説明において記載するガス領域についても同様である。第2の発明は、上記第1の発明において、上記割合Yは、上記割合Xを変数とする切片がゼロの二次関数で求められる。上記第2の発明では、例えば図4に示すように、割合Y縦軸の補助熱交割合が割合X横軸の過冷却度SC/温度差ΔTを変数とする所定の二次関数で導出される。第3の発明は、上記第1または第2の発明において、上記主熱交換部34および補助熱交換部35では、上記扁平管33の配列方向に、互いに複数且つ同数の熱交換領域34a~34c35a~35cに区分されている。そして、上記第1ヘッダ集合管31には、その内部空間を上記扁平管33の配列方向に仕切ることによって、上記主熱交換部34の全ての熱交換領域34a~34cに対応した単一の連通空間61と、上記補助熱交換部35の各熱交換領域35a~35cに対応した該熱交換領域35a~35cと同数の連通空間62a~62cとが形成されている。また、上記第2ヘッダ集合管32には、その内部空間を上記扁平管33の配列方向に仕切ることによって、互いに隣り合う上記主熱交換部34の熱交換領域34aと上記補助熱交換部35の熱交換領域35cを除く上記両熱交換部3435の各熱交換領域34b34c35a35bに対応した該熱交換領域34b34c35a35bと同数の連通空間71a71b71d71eが形成されると共に、上記互いに隣り合う上記主熱交換部34の熱交換領域34aと上記補助熱交換部35の熱交換領域35cに共通に対応した単一の連通空間71cが形成されている。さらに、上記第2ヘッダ集合管32には、上記互いに隣り合う上記主熱交換部34の熱交換領域34aと上記補助熱交換部35の熱交換領域35cに共通に対応した単一の連通空間71cを除く上記主熱交換部34の各連通空間71d71eと上記補助熱交換部35の各連通空間71a71bとが各一で対となり、該対となる連通空間同士を接続する連通管7273が設けられている。上記第3の発明の熱交換器では、凝縮器として機能する場合、冷媒回路から第1ヘッダ集合管31に流入したガス冷媒が、主熱交換部34の各熱交換領域34a~34cへ分流して通過し、その後、第2ヘッダ集合管32および連通管7273で折り返して補助熱交換部35の各熱交換領域35a~35cへ流れて通過し、冷媒回路へ流出する。また、第3の発明の熱交換器では、蒸発器として機能する場合、冷媒回路から第1ヘッダ集合管31に流入した液冷媒が、補助熱交換器23の各熱交換領域35a~35cを通過し、その後、第2ヘッダ集合管32および連通管7273で折り返して主熱交換部34の各熱交換領域34a~34cを通過し、冷媒回路へ流出する。つまり、本発明の熱交換器は、凝縮器として機能する場合も蒸発器として機能する場合も、主熱交換部34と補助熱交換部35を1回ずつ通過する。第4の発明は、上記第3の発明において、上記補助熱交換部35では、上記各熱交換領域35a~35cの扁平管33の総流路断面積が互いに同一である。上記第4の発明では、補助熱交換部35における各熱交換領域35a~35cの扁平管33の総流路断面積が互いに同一であるため、各熱交換領域35a~35cの冷媒の圧力損失が同等となる。例えば、補助熱交換部35において各扁平管33の流路断面積が互いに同一である場合は、補助熱交換部35における各熱交換領域35a~35cの扁平管33の本数を互いに同一とすることで、各熱交換領域35a~35cの扁平管33の総流路断面積が互いに同一となる。第5の発明は、空気調和機10を対象とし、上記第1乃至第4の何れか一つの発明の熱交換器23が設けられた冷媒回路20を備え、上記冷媒回路20において冷媒を可逆に循環させて冷凍サイクルを行うものである。上記第5の発明では、上記第1乃至第4の何れか一つの発明の熱交換器23が冷媒回路20に接続される。熱交換器23が凝縮器として機能する場合、冷媒が主熱交換部34の扁平管33を通過した後に補助熱交換部35の扁平管33を通過し、その通過の際に冷媒は空気と熱交換して凝縮する。熱交換器23が蒸発器として機能する場合、冷媒が補助熱交換器23の扁平管33を通過した後に主熱交換部34の扁平管33を通過し、その通過の際に冷媒は空気と熱交換して蒸発する。本発明によれば、過冷却度SC/温度差ΔTに基づいて、複数の扁平管33の全体の伝熱面積に対する上記補助熱交換部35の扁平管33の伝熱面積の割合が設定される。そのため、熱交換器23が凝縮器として機能する場合、図7Dに示す状態のように、主熱交換部34の全体がガス領域凝縮領域となり、補助熱交換部35の全体が液領域過冷却領域となる。これによって、必要な過冷却度SCを保持して最高の凝縮能力を発揮させる一方、できるだけ高い蒸発能力を発揮させ得る熱交換器を提供することができる。つまり、凝縮能力および蒸発能力の両方を最適化し得る熱交換器を提供できる。第3の発明によれば、主熱交換部34の複数の熱交換領域34a~34cが扁平管33の配列方向における片側へ集合して配列され、補助熱交換部35の複数の熱交換領域35a~35cが反対側の片側へ集合して配列されている。これにより、互いに冷媒温度の異なる主熱交換部34の熱交換領域34a~34cと補助熱交換部35の熱交換領域35a~35cとが隣接する箇所を最少の1箇所に抑えることができる。そのため、互いに隣接する主熱交換部34の扁平管33と補助熱交換部35の扁平管33との間で熱が移動することによる熱ロスを最大限に抑制することができる。その結果、熱交換器23の熱交換効率の低下を大幅に抑制することができる。第4の発明によれば、補助熱交換部35における各熱交換領域35a~35cの扁平管33の総流路断面積を互いに同一としたため、各熱交換領域35a~35cの冷媒の圧力損失が同等となる。ここで、熱交換器23全体の扁平管33の伝熱面積本数に対する補助熱交換部35全体の扁平管33の伝熱面積本数の割合Yは、図4に示すように35以下と低い。そのため、熱交換器23全体の圧力損失は、主熱交換部34の圧力損失よりも補助熱交換部35の圧力損失が支配的となる。そのため、熱交換器23の冷媒の流量は、概ね補助熱交換部35の圧力損失に応じた流量となる。そして、本発明の補助熱交換部35では、上述したように各熱交換領域35a~35cの圧力損失が互いに同等であるため、各熱交換領域35a~35cの冷媒の流量も同等となる。これに伴い、主熱交換部34では、各熱交換領域34a~34cの冷媒の流量も同等となる。これにより、例えば、主熱交換部34において、風速が大きい熱交換領域34a~34cでは風速が小さい熱交換領域34a~34cよりも扁平管33の伝熱面積本数を少なくして、各熱交換領域34a~34cの熱負荷を均一にすることが容易に成し得る。上述したように主熱交換部34の冷媒流量は補助熱交換部35の圧力損失に支配されることから、扁平管33の伝熱面積本数を少なくした主熱交換部34の熱交換領域34a~34cにおける冷媒流量は減少するがその減少量はごく僅かとなる。したがって、主熱交換部34において各熱交換領域34a~34cの冷媒流量は概ね同等のまま維持される。このように、風速分布に応じて主熱交換部34の各熱交換領域34a~34cの熱負荷を均一にする際、各熱交換領域34a~34cの冷媒流量のバランスをそれ程崩すことなく各熱交換領域34a~34cの冷媒流量にそれ程影響を及ぼすことなく成し得るので、熱負荷を均一にする設計が容易となる。第5の発明によれば、冷房能力および暖房能力の両方を十分に稼げる空気調和機を提供することができる。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。なお、以下の実施形態および変形例は、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。本実施形態の熱交換器は、空気調和機10に設けられた室外熱交換器23である。空気調和機の構成空気調和機10について、図1を参照しながら説明する。空気調和機10は、室外ユニット11および室内ユニット12を備えている。室外ユニット11と室内ユニット12は、液側連絡配管13およびガス側連絡配管14を介して互いに接続されている。空気調和機10では、室外ユニット11、室内ユニット12、液側連絡配管13およびガス側連絡配管14によって、冷媒回路20が形成されている。冷媒回路20には、圧縮機21と、四方切換弁22と、室外熱交換器23と、膨張弁24と、室内熱交換器25とが設けられている。圧縮機21、四方切換弁22、室外熱交換器23、および膨張弁24は、室外ユニット11に収容されている。室外ユニット11には、室外熱交換器23へ室外空気を供給するための室外ファン15が設けられている。一方、室内熱交換器25は、室内ユニット12に収容されている。室内ユニット12には、室内熱交換器25へ室内空気を供給するための室内ファン16が設けられている。冷媒回路20は、冷媒が充填された閉回路である。冷媒回路20において、圧縮機21は、その吐出側が四方切換弁22の第1のポートに、その吸入側が四方切換弁22の第2のポートに、それぞれ接続されている。また、冷媒回路20では、四方切換弁22の第3のポートから第4のポートへ向かって順に、室外熱交換器23と、膨張弁24と、室内熱交換器25とが配置されている。圧縮機21は、スクロール型またはロータリ型の全密閉型圧縮機である。四方切換弁22は、第1のポートが第3のポートと連通し且つ第2のポートが第4のポートと連通する第1状態図1に破線で示す状態と、第1のポートが第4のポートと連通し且つ第2のポートが第3のポートと連通する第2状態図1に実線で示す状態とに切り換わる。膨張弁24は、いわゆる電子膨張弁である。室外熱交換器23は、冷媒を室外空気と熱交換させる。室外熱交換器23については後述する。一方、室内熱交換器25は、冷媒を室内空気と熱交換させる。室内熱交換器25は、円管である伝熱管を備えたいわゆるクロスフィン型のフィンアンドチューブ熱交換器によって構成されている。空気調和機の運転動作空気調和機10は、冷房運転と暖房運転を選択的に行う。冷房運転中の冷媒回路20では、四方切換弁22を第1状態に設定した状態で、冷凍サイクルが行われる。この状態では、室外熱交換器23、膨張弁24、室内熱交換器25の順に冷媒が循環し、室外熱交換器23が凝縮器として機能し、室内熱交換器25が蒸発器として機能する。室外熱交換器23では、圧縮機21から流入したガス冷媒が室外空気へ放熱して凝縮し、凝縮後の冷媒が膨張弁24へ向けて流出してゆく。暖房運転中の冷媒回路20では、四方切換弁22を第2状態に設定した状態で、冷凍サイクルが行われる。この状態では、室内熱交換器25、膨張弁24、室外熱交換器23の順に冷媒が循環し、室内熱交換器25が凝縮器として機能し、室外熱交換器23が蒸発器として機能する。室外熱交換器23には、膨張弁24を通過する際に膨張して気液二相状態となった冷媒が流入する。室外熱交換器23へ流入した冷媒は、室外空気から吸熱して蒸発し、その後に圧縮機21へ向けて流出してゆく。室外熱交換器の構成室外熱交換器23について、図2~4を適宜参照しながら説明する。なお、以下の説明に示す扁平管33の本数は、何れも単なる一例である。図2および図3に示すように、室外熱交換器23は、一つの第1ヘッダ集合管31と、一つの第2ヘッダ集合管32と、複数の扁平管33と、多数のフィン36とを備えている。第1ヘッダ集合管31、第2ヘッダ集合管32、扁平管33およびフィン36は、何れもアルミニウム合金製の部材であって、互いにロウ付けによって接合されている。第1ヘッダ集合管31と第2ヘッダ集合管32は、何れも両端が閉塞された細長い中空円筒状に形成されている。図2では、室外熱交換器23の左端に第1ヘッダ集合管31が立設され、室外熱交換器23の右端に第2ヘッダ集合管32が立設されている。つまり、第1ヘッダ集合管31と第2ヘッダ集合管32は、それぞれの軸方向が上下方向となる状態で設置されている。図3にも示すように、扁平管33は、その断面形状が扁平な長円形あるいは角の丸い矩形となった伝熱管である。室外熱交換器23において、複数の扁平管33は、その伸長方向が左右方向となり、それぞれの平坦な側面が対向する状態で配置されている。また、複数の扁平管33は、互いに一定の間隔をおいて上下に並んで配置され、それぞれの伸長方向が実質的に平行になっている。つまり、複数の扁平管33は、管軸と直交する方向に配列されている。図2に示すように、各扁平管33は、その一端が第1ヘッダ集合管31に挿入され、その他端が第2ヘッダ集合管32に挿入されている。図3に示すように、各扁平管33には、複数の流体通路33aが形成されている。各流体通路33aは、扁平管33の伸長方向に延びる通路である。各扁平管33において、複数の流体通路33aは、扁平管33の伸長方向と直交する幅方向に一列に並んでいる。各扁平管33に形成された複数の流体通路33aは、それぞれの一端が第1ヘッダ集合管31の内部空間に連通し、それぞれの他端が第2ヘッダ集合管32の内部空間に連通している。室外熱交換器23へ供給された冷媒は、扁平管33の流体通路33aを流れる間に空気と熱交換する。図3に示すように、フィン36は、金属板をプレス加工することによって形成された縦長の板状フィンである。フィン36には、フィン36の前縁即ち、風上側の縁部からフィン36の幅方向に延びる細長い切欠き部45が、多数形成されている。フィン36では、多数の切欠き部45が、フィン36の長手方向上下方向に一定の間隔で形成されている。切欠き部45の風下寄りの部分は、管挿入部46を構成している。管挿入部46は、上下方向の幅が扁平管33の厚さと実質的に等しく、長さが扁平管33の幅と実質的に等しい。扁平管33は、フィン36の管挿入部46に挿入され、管挿入部46の周縁部とロウ付けによって接合される。また、フィン36には、伝熱を促進するためのルーバー40が形成されている。そして、複数のフィン36は、扁平管33の伸長方向に配列されることで、隣り合う扁平管33の間を空気が流れる複数の通風路37に区画している。図2に示すように、室外熱交換器23の扁平管33は、上下に二つの熱交換部3435に区分されている。具体的に、室外熱交換器23において、複数の扁平管33は、その配列方向上下方向に上側の主熱交換部34と下側の補助熱交換部35とに区分されている。補助熱交換部35は、室外熱交換器23が凝縮器として機能する際、冷媒を過冷却する役割を担っている。第1ヘッダ集合管31の内部空間は、1つの仕切板39によって、上下に2つの連通空間31a31bに仕切られている。具体的に、第1ヘッダ集合管31の内部空間は、主熱交換部34の扁平管33に対応した連通した単一の上側連通空間31aと、補助熱交換部35の扁平管33に対応した連通した単一の下側連通空間31bとに仕切られている。つまり、室外熱交換器23では、第1ヘッダ集合管31の仕切板39の位置が、主熱交換部34と補助熱交換部35の境界部55となっている。一方、第2ヘッダ集合管32の内部空間は、仕切られておらず、主熱交換部34および補助熱交換部35の全ての扁平管33に共通に対応した連通した単一の連通空間32aである。図2に示すように、室外熱交換器23には、ガス側接続管51と液側接続管52とが設けられている。ガス側接続管51および液側接続管52は、第1ヘッダ集合管31に取り付けられている。ガス側接続管51は、比較的大径の配管で構成されている。ガス側接続管51の一端は、室外熱交換器23と四方切換弁22の第3のポートを繋ぐ配管と接続されている。ガス側接続管51の他端は、第1ヘッダ集合管31における上側連通空間31aの上端寄りの部分に開口している。液側接続管52は、比較的小径の配管で構成されている。液側接続管52の一端は、室外熱交換器23と膨張弁24を繋ぐ配管と接続されている。液側接続管52の他端は、第1ヘッダ集合管31における下側連通空間31bの下端寄りの部分に開口している。室外熱交換器23は、凝縮器として機能する場合、ガス側接続管51から第1ヘッダ集合管31に流入した冷媒ガス冷媒が、主熱交換部34、補助熱交換部35の順に通過して凝縮するように構成されている。つまり、室外熱交換器23が凝縮器として機能する場合、第1ヘッダ集合管31の上側連通空間31aに流入した冷媒は、主熱交換部34の扁平管33を通過する間に凝縮して実質的に液単相状態となり、その後に補助熱交換部35の扁平管33へ流入してさらに冷却過冷却される。また、室外熱交換器23は、蒸発器として機能する場合、液側接続管52から第1ヘッダ集合管31の下側連通空間31bに流入した冷媒液冷媒が、補助熱交換部35、主熱交換部34の順に通過して蒸発するように構成されている。このように、本実施形態の室外熱交換器23は、凝縮器として機能する場合も蒸発器として機能する場合も、冷媒が第2ヘッダ集合管32を介して主熱交換部34と補助熱交換部35の間を折り返して流れる箇所は1箇所である。補助熱交換部の割合本実施形態の室外熱交換器23は、複数の扁平管33の全体の伝熱面積に対する補助熱交換部35の扁平管33の伝熱面積の割合以下、補助熱交割合Yともいう。が所定の範囲に設定されている。ここで言う扁平管33の伝熱面積は、冷媒が流通する流体通路33aの表面積である。補助熱交割合Yは、温度差ΔTに対する過冷却度SCの割合過冷却度SC/温度差ΔT、以下、過冷却割合Xともいう。に基づいて設定される。温度差ΔTは、凝縮器として機能する室外熱交換器23において、冷媒の凝縮温度と熱交換前の空気の温度との温度差である。冷媒の凝縮温度は、室外熱交換器27における冷媒の凝縮飽和温度である。熱交換前の空気の温度は、室外熱交換器23へ流入する空気の温度である。冷媒の過冷却度SCは、凝縮器として機能する室外熱交換器23において補助熱交換部35から第1ヘッダ集合管31へ流出した冷媒の過冷却度である。この過冷却度SCは、上述した冷媒の凝縮温度凝縮飽和温度から室外熱交換器23から流出した冷媒液冷媒の温度を差し引いた値である。上述した冷媒の凝縮温度、熱交換前の空気の温度、過冷却度SCは、室外熱交換器23を設計するに当たって予め設定される条件値である。図4に示すように、補助熱交割合Y図4の縦軸は、過冷却割合X過冷却度SC/温度差ΔT、図4の横軸が20~80の範囲で、0よりも高く且つ35以下に設定される。0よりも高い値というのは、図4に示す●の曲線温度差ΔT=5°Cの曲線において過冷却割合X=20から導かれ、35以下は、図4に示す□の曲線温度差ΔT=20°Cの曲線において過冷却割合X=80から導かれる。ここで、上述した過冷却割合Xの範囲の下限値20および上限値80は、空気調和機10における冷媒回路20のCOP成績係数を考慮して一般に用いられる数値である。言い換えると、補助熱交割合Yは、室外熱交換器23が凝縮器として機能する場合、主熱交換部34および補助熱交換部35のうち補助熱交換部35のみに液冷媒が存在し且つその液冷媒で補助熱交換部35が概ね満たされた状態図7Dの状態となるように、上述した所定の範囲に設定される。つまり、図7Dは主熱交換部34には過冷却領域液領域は存在せず、補助熱交換部35の全体が過冷却領域液領域となる状態である。さらに、言い換えると、補助熱交割合Yは、室外熱交換器23が凝縮器として機能する際の凝縮能力と蒸発器として機能する際の蒸発能力とを十分に発揮させるように、上述した所定の範囲に設定される。より具体的に、補助熱交割合Yは、図4に示すように、過冷却割合Xを変数とする切片がゼロの二次関数で求められる。この二次関数は、室外熱交換器23が凝縮器として機能する場合、過冷却割合Xに応じて、室外熱交換器23が図7Dに示す状態となる補助熱交割合Yの値がプロットされることで導出される。この二次関数は、図4に示すように、温度差ΔTの値によって異なるものが用いられる。ここで、温度差ΔT=15°C,20°Cは主として夏期に行う定格運転の場合を示し、温度差ΔT=5°C,10°Cは主として中間期に行う部分負荷運転の場合を示す。図5は、過冷却割合X過冷却度SC/温度差ΔT=50で固定した条件下で、補助熱交割合Y横軸と凝縮能力縦軸の関係を示す。凝縮能力は、凝縮器として機能する室外熱交換器23において冷媒と空気の熱交換量である。図5によれば、温度差ΔTに関係なく、補助熱交割合Yが低すぎても高すぎても凝縮能力が低下することが分かる。つまり、室外熱交換器23では、凝縮能力が最高となる最適な補助熱交割合Yが存在する。具体的に、凝縮器として機能する室外熱交換器23において、補助熱交割合Yが高くなると、全体における主熱交換部34の割合が低くなるため、冷媒が空気と熱交換して凝縮する領域が減少し凝縮能力が低下する。一方、室外熱交換器23が蒸発器として機能する場合について考えると、補助熱交割合Yが高くなって主熱交換部34の割合が低くなると、冷媒が空気と熱交換して蒸発する領域が減少するため、蒸発能力が低下する。つまり、主熱交換部34は冷媒と空気の温度差を大きくとれる部分であるため、主熱交換部34の割合が減少すると、凝縮能力および蒸発能力の何れもが低下してしまう。また、凝縮器として機能する室外熱交換器23において、補助熱交割合Yが低くなると、全体における主熱交換部34の割合は高くなるが、過冷却領域液領域が主熱交換部34の一部にまで及んでしまう。つまり、補助熱交割合Yが低くなると、図7のE~Gに示すように、補助熱交換部35の領域だけでなく、主熱交換部34における補助熱交換部35の直近の領域が過冷却領域液領域となる。そうすると、主熱交換部34では液冷媒の存在によって冷媒の偏流が生じてしまう。これによって、第2ヘッダ集合管32において主熱交換部34に対応する部分に液冷媒が溜まってしまい、冷媒流れが阻害される。その結果、室外熱交換器23における冷媒循環量が減少し、凝縮能力が低下してしまう。一方、室外熱交換器23が蒸発器として機能する場合について考えると、補助熱交割合Yが低くなって主熱交換部34の割合が高くなると、冷媒が空気と熱交換して蒸発する領域が増大するため、蒸発能力が高くなる。このように、室外熱交換器23において、補助熱交割合Yが低くなりすぎると、蒸発能力は高くなるが、上述したように液冷媒が主熱交換部34にまであふれてしまうため凝縮能力は著しく低下する。また、室外熱交換器23において、補助熱交割合Yが高くなりすぎると、凝縮能力および蒸発能力は低下する。このことから、凝縮能力が最高となる最適な補助熱交割合Y図5に示す各曲線のピーク点が存在することが分かる。そして、この最適な補助熱交割合Yを採ることで、凝縮能力を最高としつつ、できるだけ高い蒸発能力を稼ぐことができる。また、図5によれば、温度差ΔTが高くなるほど、凝縮能力が最高となる補助熱交割合Yの値は高くなることも分かる。図6は、温度差ΔTを固定した条件下で、過冷却度SC横軸と凝縮能力縦軸の関係を示す。図6によれば、過冷却度SCが高くなると、即ち過冷却割合X過冷却度SC/温度差ΔTが高くなると、凝縮能力が少しずつ低下していくが、過冷却割合Xが所定値になると急激に凝縮能力が低下することが分かる。具体的に、過冷却度SC過冷却割合Xが比較的低く、凝縮能力が100発揮されている場合図6に示すA、室外熱交換器23は図7Aに示す状態となる。つまり、室外熱交換器23において、補助熱交換部35の一部が過冷却領域液領域となり、それ以外の主熱交換部34の全体と補助熱交換部35の残りの部分が凝縮領域ガス領域となる。そして、過冷却度SCが高くなると図6に示すB、C、室外熱交換器23は図7BおよびCに示す状態となる。つまり、過冷却度SCが高くなると、補助熱交換部35における過冷却領域液領域が増大する。このように、過冷却領域液領域が増大すると、その増大した分だけ凝縮領域ガス領域が減少するため、凝縮能力が低下する。図7A~Cに示す状態は、補助熱交換部35の領域が無駄に設けられていることとなる。さらに、過冷却度SCが高くなると図6に示すD、室外熱交換器23は図7Dに示す状態となる。この状態は、上述したように、主熱交換部34の全体が凝縮領域ガス領域となり、補助熱交換部35の全体が過冷却領域液領域となる。図7のAからDまでは、補助熱交換部35において過冷却領域液領域が増大し、その増大した分だけ凝縮領域ガス領域が減少するので、凝縮能力が少しずつ低下する。さらに、図6において、過冷却度SCが高くなると、温度差ΔT=7°Cの場合はDからFへ、温度差ΔT=14°Cの場合はDからEへ凝縮能力が急激に低下する。この図6のEおよびFの場合、室外熱交換器23は図7EおよびFに示す状態となる。この状態は、上述したように、補助熱交換部35の全体と主熱交換部34の一部が過冷却領域液領域となり、主熱交換部34の残りの部分が凝縮領域ガス領域となる。この状態では、凝縮領域ガス領域が減少しただけではなく、上述したように主熱交換部34において冷媒の偏流が生じるため、凝縮能力が著しく低下する。そして、温度差ΔT=14°Cの場合、さらに過冷却度SCが高くなると図6に示すF、G、室外熱交換器23は図7FおよびGに示す状態となる。この状態では、主熱交換部34における過冷却領域液領域がさらに増大し凝縮領域ガス領域が減少するため、凝縮能力がさらに低下する。以上より、図7A~Cに示す状態は、補助熱交換部35の領域が無駄に設けられているため、主熱交換部34の領域が必要以上に少なくなっている。そうすると、蒸発能力が無駄に削減されることとなるので、補助熱交換部35の領域補助熱交割合Yを必要以上にとることは蒸発能力を無駄に低下させる結果となる。そこで、単に補助熱交換部35の領域補助熱交割合Yを減少させると、図7E~Gに示す状態のように、補助熱交換部35の領域が不足して過冷却領域液領域が主熱交換部34にまで及んでしまう。そうなると、上述したように凝縮能力が著しく低下する。つまり、この場合、蒸発能力は高くなるものの、凝縮能力を著しく低下させることとなる。このことから、室外熱交換器23が凝縮器として機能する場合は、図7Dに示す状態のように、主熱交換部34の全体がガス領域となり補助熱交換部35の全体が過冷却領域液領域となるのが最適となる。つまり、室外熱交換器23が凝縮器として機能する場合は図7Dに示す状態となるように、補助熱交割合Yを設定することで、凝縮能力および蒸発能力を最適に発揮させることができる。なお、図6に示すA~Gは、それぞれ図7のA~Gに対応している。以上の観点から、過冷却割合Xが20~80の範囲において、過冷却割合Xに応じて室外熱交換器23が図7Dに示す状態となる補助熱交割合Y0よりも高く且つ35以下を導出したのが図4に示す各曲線二次曲線となる。また、本実施形態の室外熱交換器23は、複数の扁平管33が互いに同一の伝熱面積を有する場合、補助熱交割合Yは本数で規定してもよい。つまり、室外熱交換器23において、複数の扁平管33の全体本数に対する補助熱交換部35の扁平管33の本数の割合が、0よりも高く且つ35以下に設定される。-実施形態の効果-本実施形態の室外熱交換器23は、過冷却割合X過冷却度SC/温度差ΔTに基づいて、複数の扁平管33の全体の伝熱面積に対する上記補助熱交換部35の扁平管33の伝熱面積の補助熱交割合Yが設定される。そのため、室外熱交換器23が凝縮器として機能する場合、図7Dに示す状態のように、主熱交換部34の全体がガス領域凝縮領域となり、補助熱交換部35の全体が液領域過冷却領域となる。これによって、必要な過冷却度SCを保持して最高の凝縮能力を発揮させる一方、できるだけ高い蒸発能力を確保し得る室外熱交換器23を提供することができる。つまり、凝縮能力および蒸発能力の両方を最適化し得る室外熱交換器23を提供できる。これによって、冷房能力および暖房能力の両方を十分に稼げる空気調和機10を提供することができる。-実施形態の変形例-本変形例は、図8および図9に示すように、上記実施形態の室外熱交換器23の構成を変更したものである。ここでは、上記実施形態の室外熱交換器23と異なる部分について説明する。図8に示すように、本変形例の室外熱交換器23において、主熱交換部34および補助熱交換部35は、それぞれ上下に三つずつの熱交換領域34a~34c35a~35cに区分されている。具体的に、主熱交換部34には、下から上に向かって順に、第1主熱交換領域34aと、第2主熱交換領域34bと、第3主熱交換領域34cとが形成されている。補助熱交換部35には、下から上に向かって順に、第1補助熱交換領域35aと、第2補助熱交換領域35bと、第3補助熱交換領域35cとが形成されている。このように、本変形例の主熱交換部34および補助熱交換部35では、扁平管33の配列方向上下方向に、互いに複数且つ同数の熱交換領域34a~34c35a~35cに区分されている。なお、各熱交換部3435に形成される熱交換領域34a~34c35a~35cの数は、二つであってもよいし、四つ以上であってもよい。また、補助熱交換部35では、各補助熱交換領域35a~35cの扁平管33の本数が互いに同一本変形例では、三本となっている。つまり、本変形例の補助熱交換部35では、各補助熱交換領域35a~35cの扁平管33の総流路断面積即ち、各補助熱交換領域35a~35cにおける流体通路33aの通路断面積の合計が互いに同一となっている。なお、本変形例に係る各扁平管33も、上記実施形態と同様、互いに同一の流路断面積を有している。第1ヘッダ集合管31および第2ヘッダ集合管32の内部空間は、複数の仕切板39によって上下に仕切られている。具体的に、第1ヘッダ集合管31の内部空間は、主熱交換部34に対応したガス冷媒の主連通空間61と、補助熱交換部35に対応した液冷媒の補助連通空間62とに仕切られている。なお、ここで言う液冷媒とは、液単相状態の冷媒または気液二相状態の冷媒を意味する。主連通空間61は、全ての主熱交換領域34a~34cに共通に対応した単一の空間である。つまり、主連通空間61は、全ての主熱交換領域34a~34cの扁平管33と連通している。補助連通空間62は、更に仕切板39によって、各補助熱交換領域35a~35cに対応した該補助熱交換領域35a~35cと同数三つの連通空間62a~62cに上下に仕切られている。つまり、補助連通空間62では、第1補助熱交換領域35aの扁平管33と連通する第1連通空間62aと、第2補助熱交換領域35bの扁平管33と連通する第2連通空間62bと、第3補助熱交換領域35cの扁平管33と連通する第3連通空間62cとが形成されている。第2ヘッダ集合管32の内部空間は、上下に五つの連通空間71a~71eに仕切られている。具体的に、第2ヘッダ集合管32の内部空間は、主熱交換部34において最下に位置する第1主熱交換領域34aと補助熱交換部35において最上に位置する第3補助熱交換領域35cを除く各主熱交換領域34b34cおよび各補助熱交換領域35a35bに対応した四つの連通空間71a71b71d71eと、第1主熱交換領域34aおよび第3補助熱交換領域35cに共通に対応した単一の連通空間71cとに仕切られている。つまり、第2ヘッダ集合管32の内部空間では、第1補助熱交換領域35aの扁平管33と連通する第1連通空間71aと、第2補助熱交換領域35bの扁平管33と連通する第2連通空間71bと、第3補助熱交換領域35cおよび第1主熱交換領域34aの双方の扁平管33と連通する第3連通空間71cと、第2主熱交換領域34bの扁平管33と連通する第4連通空間71dと、第3主熱交換領域34cの扁平管33と連通する第5連通空間71eとが形成されている。第1主熱交換領域34aと第3補助熱交換領域35cは、両熱交換部3435において互いに隣り合う熱交換領域である。第2ヘッダ集合管32では、第4連通空間71dおよび第5連通空間71eと、第1連通空間71aおよび第2連通空間71bとが、各一で対となっている。具体的に、第1連通空間71aと第5連通空間71eが対となり、第2連通空間71bと第4連通空間71dが対となっている。そして、第2ヘッダ集合管32には、第2連通空間71bと第4連通空間71dとを接続する第1連通管72と、第1連通空間71aと第5連通空間71eとを接続する第2連通管73とが設けられている。つまり、本変形例の室外熱交換器23では、第1主熱交換領域34aと第3補助熱交換領域35cが対となり、第2主熱交換領域34bと第2補助熱交換領域35bが対となり、第3主熱交換領域34cと第1補助熱交換領域35aが対となっている。そして、図9に示すように、室外熱交換器23では、第2ヘッダ集合管32における上側二つの仕切板39のそれぞれの側方に位置する部分が、主熱交換領域34a~34c同士の境界部53となっている。また、室外熱交換器23では、第1ヘッダ集合管31における下側二つの仕切板39と第2ヘッダ集合管32における下側二つの仕切板39との間の部分が、補助熱交換領域35a~35c同士の境界部54となっている。また、室外熱交換器23では、第1ヘッダ集合管31における最上の仕切板39の側方に位置する部分が、第1主熱交換領域34aと第3補助熱交換領域35cの境界部55、即ち主熱交換部34の主熱交換領域34aと補助熱交換部35の補助熱交換領域35cの境界部55となっている。図8に示すように、第1ヘッダ集合管31には、ガス側接続管51と液側接続管52とが設けられている。液側接続管52は、一つの分流器52dと、三本の細径管52a~52cとを備えている。分流器52dの下端部には、室外熱交換器23と膨張弁24を繋ぐ配管が接続されている。分流器52dの上端部には、各細径管52a~52cの一端が接続されている。分流器52dの内部では、その下端部に接続された配管と、各細径管52a~52cとが連通している。各細径管52a~52cの他端は、第1ヘッダ集合管31の補助連通空間62に接続され、対応する連通空間62a~62cに連通している。図9にも示すように、各細径管52a~52cは、対応する連通空間62a~62cの下端寄りの部分に開口している。つまり、第1細径管52aは第1連通空間62aの下端寄りの部分に開口し、第2細径管52bは第2連通空間62bの下端寄りの部分に開口し、第3細径管52cは第3連通空間62cの下端寄りの部分に開口している。なお、各細径管52a~52cの長さは、各補助熱交換領域35a~35cへ流入する冷媒の流量の差がなるべく小さくなるように、個別に設定されている。ガス側接続管51は、上記実施形態と同様、比較的大径の一つの配管で構成されている。ガス側接続管51の一端は、室外熱交換器23と四方切換弁22の第3のポートを繋ぐ配管と接続されている。ガス側接続管51の他端は、第1ヘッダ集合管31における主連通空間61の上端寄りの部分に開口している。本変形例の室外熱交換器23は、凝縮器として機能する場合、ガス側接続管51から第1ヘッダ集合管31に流入した冷媒ガス冷媒が、主熱交換部34の各主熱交換領域34a~34c、補助熱交換部35の各補助熱交換領域35a~35cの順に通過して凝縮するように構成されている。つまり、室外熱交換器23が凝縮器として機能する場合、第1ヘッダ集合管31の主連通空間61に流入した冷媒は、各主熱交換領域34a~34cの扁平管33を通過する間に凝縮して実質的に液単相状態となる。その後、第4連通空間71dおよび第5連通空間71eの冷媒は、連通管7273、第1連通空間71aおよび第2連通空間71bを介して第1補助熱交換領域35aおよび第2補助熱交換領域35bへ流入する。一方、第1主熱交換領域34aを通過した冷媒は、第3連通空間71cを介して第3補助熱交換領域35cへ流入する。そして、各補助熱交換領域35a~35cの扁平管33では冷媒がさらに冷却過冷却されて、補助連通空間62から液側接続管52を介して冷媒回路20へ流出する。また、室外熱交換器23は、蒸発器として機能する場合、液側接続管52から第1ヘッダ集合管31の補助連通空間62に流入した冷媒液冷媒が、補助熱交換部35の各補助熱交換領域35a~35c、主熱交換部34の各主熱交換領域34a~34cの順に通過して蒸発するように構成されている。そして、本変形例の室外熱交換器23においても、上記実施形態と同様、過冷却割合X過冷却度SC/温度差ΔTが20~80の範囲で、補助熱交割合Yが0よりも高く且つ35以下に設定される。つまり、室外熱交換器23が凝縮器として機能する場合、図8に示すように、主熱交換部34の全体即ち、三つの主熱交換領域34a~34cの全体がガス領域となり、補助熱交換部35の全体即ち、三つの補助熱交換領域35a~35cの全体が液量域過冷却領域となるように、補助熱交割合Yが設定される。こうすることで、上記実施形態と同様の作用効果を奏する。また、本変形例の室外熱交換器23では、順に冷媒が流通する主熱交換領域34a~34cおよび補助熱交換領域35a~35cの対を複数有し、複数の主熱交換領域34a~34cが上下に並ぶ主熱交換部34と、複数の補助熱交換領域35a~35cが上下に並ぶ補助熱交換部35とに区分されている。つまり、本変形例の室外熱交換器23では、複数の主熱交換領域34a~34cが上下方向における片側上側へ集合して配列され、複数の補助熱交換領域35a~35cが反対側の片側下側へ集合して配列されている。これにより、主熱交換領域と補助熱交換領域が互いに隣接する箇所を最少の1箇所に抑えることができる。つまり、本変形例の室外熱交換器23において、主熱交換領域34a~34cと補助熱交換領域35a~35cとが隣接する箇所は、主熱交換部34において最下に位置する第1主熱交換領域34aと補助熱交換部35において最上に位置する第3補助熱交換領域35cとが隣接する箇所のみである。そして、主熱交換領域34a~34cを流通する冷媒の温度は、補助熱交換領域35a~35cを流通する冷媒の温度よりも高い。そのため、互いに隣接する主熱交換領域の扁平管33と補助熱交換領域の扁平管33との間では、その隣接間のフィン36を通じて互いの冷媒同士が熱交換してしまい、その分冷媒と空気との間で交換する熱量が減少する。いわゆる熱ロスが生じる。その結果、室外熱交換器23の熱交換効率が低下してしまう。このような冷媒の熱ロスは、主熱交換領域と補助熱交換領域が互いに隣接する箇所が多いほど増大する。そのため、主熱交換領域と補助熱交換領域が互いに隣接する箇所が少ないほど、熱交換効率の低下を抑制することができる。この点、本変形例の室外熱交換器23によれば、主熱交換領域34a~34cと補助熱交換領域35a~35cとの隣接箇所が最少の1箇所になるため、冷媒の熱ロスを最大限に抑制でき熱交換効率の低下を大幅に抑制することができる。また、本変形例の補助熱交換部35では、各補助熱交換領域35a~35cの扁平管33の本数を同一三本ずつにしているため、各補助熱交換領域35a~35cの冷媒の圧力損失が同等となる。ここで、室外熱交換器23全体の扁平管33の本数に対する補助熱交換部35全体の扁平管33の本数の割合補助熱交割合Yは35以下と低い。そのため、室外熱交換器23全体の冷媒の圧力損失以下、単に圧力損失とも言う。は、主熱交換部34の圧力損失よりも補助熱交換部35の圧力損失が支配的となる。この支配的度は、補助熱交割合Yが低くなるほど大きくなる。そのため、室外熱交換器23の冷媒の流量は、概ね補助熱交換部35の圧力損失に応じた流量となる。そして、補助熱交換部35では、上述したように各補助熱交換領域35a~35cの圧力損失が互いに同等であることから、各補助熱交換領域35a~35cの冷媒の流量も同等となり、これに伴い、各主熱交換領域34a~34c34cの冷媒の流量も同等となる。この構成により、例えば、主熱交換部34において、風速が大きい主熱交換領域では風速が小さい主熱交換領域よりも扁平管33の本数を少なくして、各主熱交換領域34a~34cの熱負荷を均一にすることが容易に成し得る。上述のように主熱交換部34の冷媒流量は補助熱交換部35の圧力損失に支配されるため、扁平管33の本数を少なくした主熱交換領域の冷媒流量は減少するがその減少量はごく僅かとなる。したがって、各主熱交換領域34a~34cの冷媒流量は概ね同等のまま維持される。このように、風速分布に応じて各主熱交換領域34a~34cの熱負荷を均一にする際、各主熱交換領域34a~34cの冷媒流量のバランスを殆ど崩すことなく各主熱交換領域34a~34cの冷媒流量に殆ど影響を及ぼすことなく成し得るので、熱負荷を均一にする設計が容易となる。また、本変形例の室外熱交換器23では、液側接続管52の各細径管52a~52cによって各補助熱交換領域35a~35cの冷媒流量が調整される。本変形例では、上述したように各補助熱交換領域35a~35cの圧力損失が同等であるため、三本共に管内径や管長がほぼ同仕様の細径管52a~52cを用いることで、各補助熱交換領域35a~35cの冷媒流量を同等にすることができる。これにより、細径管52a~52cの設計が容易となる。"