JP7112168B2 - 熱交換器及び冷凍サイクル装置 - Google Patents

Description

本発明は、複数のフィンと、複数のフィンと交差する方向に延伸した複数の伝熱管と、を有する熱交換器、及びそれを備えた冷凍サイクル装置に関するものである。

特許文献１には、気体の流路を形成するために平行に並べられた複数のフィンと、複数のフィンを貫通し、気体と熱交換する媒体が内部を流れる伝熱管と、を備えた熱交換器が記載されている。複数のフィンは、それぞれ、伝熱管が個別に嵌められた複数の貫通孔を有している。複数の貫通孔は、複数のフィンの並び方向と気体の流れ方向との両方向に垂直な段方向に沿って等間隔で形成されているとともに、気体の流れ方向に平行な列方向に沿って複数の列で形成されている。

特開２０１３－９２３０６号公報

特許文献１の熱交換器は、空気調和機等の冷凍サイクル装置の一部を構成する。近年、冷凍サイクル装置のＧＷＰ総量値を低減するために、冷媒充填量の削減が求められている。冷凍サイクル装置の冷媒充填量を削減する方法の一つとして、熱交換器の伝熱管の管径を縮小して伝熱管の内容積を削減することが考えられる。しかしながら、伝熱管の管径を縮小すると、通常、熱交換器の伝熱性能は低下する。このため、伝熱管の管径を縮小しつつ熱交換器の伝熱性能を維持するには、フィンの配置間隔を狭めたり、伝熱管の列数を増加させたりする必要がある。一方で、フィンの配置間隔を狭めたり、伝熱管の列数を増加させたりすると、熱交換器の通風性能が悪化してしまう。すなわち、特に伝熱管の内容積が削減された熱交換器では、伝熱性能と通風性能とがトレードオフの関係にある。伝熱性能及び通風性能はいずれも、熱交換器の熱交換器性能に影響を及ぼす。したがって、伝熱管の内容積を削減しつつ熱交換器の熱交換器性能を向上させるのは困難であるという課題があった。

本発明は、上述のような課題を解決するためになされたものであり、伝熱管の内容積を削減しつつ熱交換器性能を向上させることができる熱交換器及びそれを備えた冷凍サイクル装置を提供することを目的とする。

本発明に係る熱交換器は、並列して配置された複数のフィンと、前記複数のフィンと交差する方向に延伸した複数の伝熱管と、を備え、前記複数の伝熱管は、当該複数の伝熱管の延伸方向と垂直な平面内において、空気の流れ方向に沿った列方向に列ピッチＬ１で複数列に配置されているとともに、前記平面内において、前記列方向と垂直な段方向に段ピッチＬ２で複数段に配置されており、前記複数の伝熱管のそれぞれの管外径をＤｏとし、前記複数の伝熱管において、外壁面と内壁面の間の距離が最も小さい部分の壁肉厚をｔＰとし、Ｌ１×Ｌ２で表される面積をＡとし、（（Ｄｏ－２×ｔＰ）／２）^２×πで表される面積をＢとしたとき、Ｄｏ＜５．５ｍｍに対し、（０．０２１９×ｔＰ^２－０．０１８５×ｔＰ＋０．００４３）×ｌｎ（Ｄｏ）＋（１．６９５０×ｔＰ^２＋１．８４５５×ｔＰ＋１．５４１６）≦Ｂ／Ａ≦（０．２０７６×ｔＰ^２－０．１４８０×ｔＰ＋０．０５４５）×Ｄｏ＾（－０．００２１×ｔＰ^２－０．０５２８×ｔＰ＋０．０１６４）且つＢ／Ａ＜０．００７６×ｔＰ^２－０．０４１７×ｔＰ＋０．０５７４の関係が満たされるものである。
本発明に係る冷凍サイクル装置は、本発明に係る熱交換器を備えるものである。

本発明によれば、伝熱管の内容積を削減しつつ熱交換器の熱交換器性能を向上させることができる。

実施の形態１に係る熱交換器１００の要部構成を示す断面図である。 実施の形態１の変形例に係る熱交換器１００の要部構成を示す断面図である。 実施の形態１に係る熱交換器１００において、伝熱管及びフィンの面積比と、単位重量当たりの管外熱交換性能と、の関係を伝熱管の管外径Ｄｏ毎に示すグラフである。 実施の形態１に係る熱交換器１００において、伝熱管及びフィンの面積比と、単位重量当たりの管外熱交換性能と、の関係を伝熱管の管外径Ｄｏ毎に示すグラフである。 実施の形態１に係る熱交換器１００において、伝熱管及びフィンの面積比と、単位重量当たりの管外熱交換性能と、の関係を伝熱管の管外径Ｄｏ毎に示すグラフである。 実施の形態１に係る熱交換器１００において、伝熱管及びフィンの面積比と、単位重量当たりの管外熱交換性能と、の関係を伝熱管の管外径Ｄｏ毎に示すグラフである。 実施の形態１に係る熱交換器１００において、面積比Ｂ／Ａと管内容積Ｖとの関係を示すグラフである。 実施の形態１に係る熱交換器１００において、面積比Ｂ／Ａと管外伝熱性能（Ａｏ×αо）との関係を示すグラフである。 実施の形態１に係る熱交換器１００において、面積比Ｂ／Ａと通風抵抗ΔＰとの関係を示すグラフである。 実施の形態１に係る熱交換器１００において、面積比Ｂ／Ａと熱交換器重量Ｍとの関係を示すグラフである。 実施の形態１に係る熱交換器１００において、面積比Ｂ／Ａと管外熱交換性能との関係を示すグラフである。 実施の形態１に係る熱交換器１００において、面積比Ｂ／Ａと単位重量当たりの管外熱交換性能との関係を示すグラフである。 実施の形態１に係る熱交換器１００において、伝熱管の管外径Ｄｏと、面積比Ｂ／Ａとの関係を示すグラフである。 実施の形態１に係る熱交換器１００において、伝熱管の管外径Ｄｏと、面積比Ｂ／Ａとの関係を示すグラフである。 実施の形態１に係る熱交換器１００において、伝熱管の管外径Ｄｏと、面積比Ｂ／Ａとの関係を示すグラフである。 実施の形態１に係る熱交換器１００において、伝熱管の管外径Ｄｏと、面積比Ｂ／Ａとの関係を示すグラフである。 実施の形態２に係る熱交換器１００の要部構成を示す断面図である。 実施の形態２の変形例に係る熱交換器１００の要部構成を示す断面図である。 実施の形態３に係る冷凍サイクル装置２００の構成を示す冷媒回路図である。

実施の形態１．
実施の形態１に係る熱交換器について説明する。図１は、実施の形態１に係る熱交換器１００の要部構成を示す断面図である。図１では、後述する第１伝熱管１２の延伸方向に垂直な平面で切断された熱交換器１００の構成を示している。熱交換器１００は、冷凍サイクル装置の熱源側熱交換器又は負荷側熱交換器として用いられる。熱交換器１００は、伝熱管の内部を流通する冷媒と、空気と、の熱交換を行うクロスフィン式のフィン・アンド・チューブ型熱交換器である。冷媒としては、Ｒ４１０、Ｒ４０７Ｃ若しくはＲ３２等のハイドロフルオロカーボン、イソブタン、プロパン、又は二酸化炭素などが用いられる。図１中の白抜き太矢印は、空気の流れ方向を表している。

図１に示すように、熱交換器１００は、空気の流れ方向に沿って配列した複数の熱交換部として、最も風上側に位置する第１熱交換部１０と、第１熱交換部１０の風下側に位置する第２熱交換部２０と、を有している。

第１熱交換部１０は、間隔を空けて並列して配置された複数の第１フィン１１と、複数の第１フィン１１と交差する方向に互いに並列して延伸し、複数の第１フィン１１を貫通する複数の第１伝熱管１２と、を有している。複数の第１フィン１１のそれぞれは、一方向に長い長方形平板状の形状を有している。複数の第１フィン１１のそれぞれは、第１伝熱管１２の延伸方向と垂直に配置されている。複数の第１フィン１１は、図１の紙面に垂直な方向すなわち第１伝熱管１２の延伸方向に、一定の配置ピッチで並列して設けられている。互いに隣り合う２つの第１フィン１１の間の隙間は、空気が流通する空気通路となる。ここで、第１伝熱管１２の延伸方向と垂直な平面内において空気の流れ方向に沿った方向のことを、「熱交換器１００の列方向」又は単に「列方向」という場合がある。また、同平面内において列方向と垂直な方向のことを、「熱交換器１００の段方向」又は単に「段方向」という場合がある。熱交換器１００の段方向は、例えば、第１フィン１１の長手方向及び後述する第２フィン２１の長手方向と平行になっている。

複数の第１伝熱管１２のそれぞれは、図１の紙面に垂直な方向に延伸している。複数の第１伝熱管１２は、熱交換器１００の段方向に、一定の段ピッチＬ２で１列に配列している。段ピッチは、段方向で隣り合う２つの第１伝熱管１２のそれぞれの管軸１２ａ同士の段方向での距離によって特定することができる。複数の第１伝熱管１２のそれぞれは、管外径Ｄｏを有する円管である。また、複数の第１伝熱管１２のそれぞれは、外壁面と内壁面の間の距離が最も小さい部分である壁肉厚ｔＰを有する円管である。複数の第１伝熱管１２は、熱交換器１００において最も風上側に位置する１列目の伝熱管群を構成している。

第２熱交換部２０は、間隔を空けて並列して配置された複数の第２フィン２１と、複数の第２フィン２１と交差する方向に互いに並列して延伸し、複数の第２フィン２１を貫通する複数の第２伝熱管２２と、を有している。複数の第２フィン２１のそれぞれは、第１フィン１１と同様に長方形平板状の形状を有している。複数の第２フィン２１のそれぞれは、第１フィン１１と平行でかつ第２伝熱管２２の延伸方向と垂直に配置されている。複数の第２フィン２１は、図１の紙面に垂直な方向すなわち第１伝熱管１２の延伸方向に、一定の配置ピッチで並列して設けられている。複数の第２フィン２１のそれぞれは、複数の第１フィン１１のそれぞれに対し、例えば半ピッチ程度ずれて配置されている。互いに隣り合う２つの第２フィン２１の間には、空気の通路となる間隙が形成されている。本実施の形態では第１フィン１１と第２フィン２１とが別部品であるが、第１フィン１１と第２フィン２１とが一体的に形成されていてもよい。すなわち、第１熱交換部１０及び第２熱交換部２０は、複数のフィンを共有していてもよい。

複数の第２伝熱管２２のそれぞれは、第１伝熱管１２の延伸方向と平行な方向に延伸している。複数の第２伝熱管２２は、熱交換器１００の段方向に、第１伝熱管１２の段ピッチと等しい段ピッチＬ２で１列に配列している。複数の第２伝熱管２２のそれぞれは、複数の第１伝熱管１２のそれぞれに対し、例えば半ピッチ程度ずれて配置されている。複数の第２伝熱管２２は、熱交換器１００において風上側から２列目の伝熱管群を構成している。複数の第１伝熱管１２と複数の第２伝熱管２２とは、熱交換器１００の列方向に、列ピッチＬ１で配列している。列ピッチは、第１伝熱管１２の管軸１２ａと第２伝熱管２２の管軸２２ａとの間の列方向での距離によって特定することができる。第１熱交換部１０での第１伝熱管１２の列ピッチ、及び第２熱交換部２０での第２伝熱管２２の列ピッチは、いずれもＬ１であると考えることができる。複数の第２伝熱管２２のそれぞれは、第１伝熱管１２の管外径と等しい管外径Ｄｏを有する円管である。また、複数の第２伝熱管２２のそれぞれは、第１伝熱管１２の壁肉厚と等しい壁肉厚ｔＰを有する円管である。

熱交換器１００は、冷媒の流路において互いに並列に接続される複数の冷媒パス（図示せず）を有している。複数の冷媒パスのそれぞれは、１つ以上の第１伝熱管１２、１つ以上の第２伝熱管２２、又は、１つ以上の第１伝熱管１２及び１つ以上の第２伝熱管２２、を用いて形成される。

図２は、実施の形態１の変形例に係る熱交換器１００の要部構成を示す断面図である。図２では、図１と同様に、第１伝熱管１２の延伸方向に垂直な平面で切断された熱交換器１００の構成を示している。図２に示すように、本変形例の熱交換器１００は、第２熱交換部２０のさらに風下側にもう１つの第２熱交換部３０を有する点で、図１に示した熱交換器１００と異なっている。

第２熱交換部３０は、複数の第２フィン３１と、複数の第２フィン３１を貫通する複数の第２伝熱管３２と、を有している。複数の第２フィン３１のそれぞれは、第１フィン１１及び第２フィン２１と同様に長方形平板状の形状を有している。複数の第２フィン３１のそれぞれは、第１フィン１１及び第２フィン２１と平行でかつ第２伝熱管３２の延伸方向と垂直に配置されている。複数の第２フィン３１は、図２の紙面に垂直な方向すなわち第１伝熱管１２の延伸方向に、一定の配置ピッチで並列して設けられている。互いに隣り合う２つの第２フィン３１の間には、空気の通路となる間隙が形成されている。本実施の形態では第１フィン１１、第２フィン２１及び第２フィン３１が別部品であるが、第１フィン１１、第２フィン２１及び第２フィン３１のうちの少なくとも２つが一体的に形成されていてもよい。

複数の第２伝熱管３２のそれぞれは、第１伝熱管１２の延伸方向と平行な方向に延伸している。複数の第２伝熱管３２は、熱交換器１００の段方向に、第１伝熱管１２及び第２伝熱管２２のそれぞれの段ピッチと等しい段ピッチＬ２で１列に配列している。複数の第２伝熱管３２は、熱交換器１００において風上側から３列目の伝熱管群を構成している。複数の第１伝熱管１２と、複数の第２伝熱管２２と、複数の第２伝熱管３２とは、熱交換器１００の列方向に列ピッチＬ１で配列している。複数の第２伝熱管３２のそれぞれは、第１伝熱管１２及び第２伝熱管２２の管外径と等しい管外径Ｄｏを有する円管である。また、複数の第２伝熱管３２のそれぞれは、第１伝熱管１２及び第２伝熱管２２の壁肉厚と等しい壁肉厚ｔＰを有する円管である。

本実施の形態において、第１伝熱管１２、第２伝熱管２２及び第２伝熱管３２のそれぞれの壁肉厚ｔＰは、例えば０．１～０．４ｍｍである。ただし、第１伝熱管１２、第２伝熱管２２及び第２伝熱管３２のそれぞれの肉厚は、０．１ｍｍよりも薄肉であってもよいし、０．４ｍｍよりも厚肉であってもよい。

熱交換器１００の製造工程では、第１伝熱管１２、第２伝熱管２２及び第２伝熱管３２に拡管加工が施される場合がある。この場合、第１伝熱管１２、第２伝熱管２２及び第２伝熱管３２のそれぞれの管外径Ｄｏは、当然ながら拡管加工後の管外径によって特定される。

次に、熱交換器１００における伝熱管の管外径Ｄｏ、列ピッチＬ１、段ピッチＬ２、及び壁肉厚ｔＰを変化させた場合の、熱交換器性能とコストパフォーマンスについて説明する。

表１は、本実施の形態に係る熱交換器１００において、伝熱管の管外径Ｄｏ、列ピッチＬ１、段ピッチＬ２、及び壁肉厚ｔＰを変化させた場合の、管内容積Ｖ、管外熱伝達率αｏ、通風抵抗ΔＰ、管外伝熱面積Ａｏ、及び熱交換器重量Ｍへの影響を示す表である。なお、表１においては、伝熱管の管外径Ｄｏ、列ピッチＬ１、段ピッチＬ２、及び壁肉厚ｔＰの各パラメータを変化させるとき、他のパラメータは固定するものとする。

管内容積Ｖ［ｍ^３］は、１本の伝熱管における内部流路の断面積に伝熱管の長さを乗じた値である。管外熱伝達率αｏ［Ｗ／ｍ^２・Ｋ］は、伝熱管の外壁表面と空気との間で熱伝達するときの熱量の割合である。通風抵抗ΔＰ［Ｐａ］は、熱交換器１００を通過する空気の圧力損失である。管外伝熱面積Ａｏ［ｍ^２］は、熱交換器１００のそれぞれの伝熱管の外壁表面の総面積である。熱交換器重量Ｍ［ｋｇ］は、熱交換器１００のうち伝熱管及びフィンで構成される熱交換コア部の重量（コア重量）である。

管内容積Ｖを縮小、すなわち冷媒充填量を低減するため、管外径Ｄｏを減少及び段ピッチＬ２を増大させた場合、管外熱伝達率αｏが低下し、伝熱性能不足で省エネルギー性が低下する。従って、伝熱性能を向上するためには、列ピッチＬ１を増大させて管外伝熱面積Ａｏを増大させるか、若しくは、列ピッチＬ１を低減させて管外熱伝達率αｏを増大させ且つ伝熱管の列数を増加させて管外伝熱面積Ａｏを増大させる必要がある。しかし、どちらの場合も、フィン若しくは伝熱管の使用量が増大し、熱交換器１００の重量当たりの熱交換性能であるコストパフォーマンスが低下する可能性がある。また、管内容積Ｖを縮小、すなわち冷媒充填量を低減するため、伝熱管の壁肉厚ｔＰを増大させた場合、伝熱管の使用量が増大し、同様にコストパフォーマンスが低下する可能性がある。以上により、管内容積Ｖの縮小と熱交換器１００のコストパフォーマンスを両立するためには、熱交換器１００における伝熱管の管外径Ｄｏ、列ピッチＬ１、段ピッチＬ２、及び壁肉厚ｔＰを適切に設定する必要がある。

次に、熱交換器１００における、単位重量当たりの管外熱交換性能について説明する。

図３～図６は、実施の形態１に係る熱交換器１００において、伝熱管及びフィンの面積比と、単位重量当たりの管外熱交換性能と、の関係を伝熱管の管外径Ｄｏ（Ｄｏ＝２．０ｍｍ、３．０ｍｍ、４．０ｍｍ、５．０ｍｍ、５．５ｍｍ）毎に、Ｄｏ＝５．５ｍｍにおける最大値に対する比で示している。

ここで、伝熱管には、第１伝熱管１２、第２伝熱管２２及び第２伝熱管３２が含まれ得る。フィンには、第１フィン１１、第２フィン２１及び第２フィン３１が含まれ得る。列ピッチＬ１と段ピッチＬ２との積Ｌ１×Ｌ２で表される面積を、面積Ａとする。面積Ａは、伝熱管１本当たりの各フィンの面積に相当する。また、伝熱管の管外径Ｄｏ及び壁肉厚ｔＰを用いて（（Ｄｏ－２×ｔＰ）／２）^２×πで表される面積を、面積Ｂとする。面積Ｂは、１本の伝熱管における内部流路の断面積に相当する。

図３～図６において、グラフの横軸は、面積Ａに対する面積Ｂの面積比Ｂ／Ａを表している。面積比Ｂ／Ａは、フィンに対する伝熱管の配置密度を面積の比で表したものである。ここで、面積比Ｂ／Ａと管内容積Ｖとの関係を説明する。図７は、実施の形態１に係る熱交換器１００において、面積比Ｂ／Ａと管内容積Ｖとの関係を示すグラフである。図７においては、管外径Ｄｏ＝３．０ｍｍ、Ｄｏ＝５．５ｍｍ、壁肉厚ｔＰ＝０．２ｍｍにおいて、面積比Ｂ／Ａの管内容積Ｖに対する影響を示している。図７に示すように、面積比Ｂ／Ａが小さいほど、管内容積Ｖが小さくなる。

図３～図６において、グラフの縦軸は、熱交換器１００の単位重量当たりの管外熱交換性能（管外熱交換性能／重量）を、Ｄｏ＝５．５ｍｍにおける最大値に対する比で表している。管外熱交換性能は、（管外伝熱面積Ａｏ×管外熱伝達率αｏ）／ΔＰである。なお、管外伝熱面積Ａｏ×管外熱伝達率αｏは、管外伝熱性能である。

ここで、管外伝熱性能、通風抵抗ΔＰ、熱交換器重量Ｍ、及び管外熱交換性能のそれぞれと、面積比Ｂ／Ａとの関係について、図８～図１２を用いて説明する。

図８は、実施の形態１に係る熱交換器１００において、面積比Ｂ／Ａと管外伝熱性能（Ａｏ×αо）との関係を示すグラフである。図８においては、管外径Ｄｏ＝３．０ｍｍ、Ｄｏ＝５．５ｍｍ、壁肉厚ｔＰ＝０．２ｍｍにおいて、管外伝熱性能（管外伝熱面積Ａｏ×管外熱伝達率αｏ）に対する面積比Ｂ／Ａの影響を示している。面積比Ｂ／Ａが大きいほど伝熱管同士の位置が近くなり、熱伝導性が向上するため、管外伝熱性能（Ａｏ×αо）は増大する。また、同一の面積比Ｂ／Ａで比較すると、伝熱管の管外径Ｄｏが小さい程、管外伝熱性能（Ａｏ×αо）が大きくなる。これは、伝熱管の管外径Ｄｏが小さい方が伝熱管同士の位置がより近接するためである。例えば図８に示すように、同一の面積比Ｂ／Ａで比較すると、Ｄｏ＝５．５ｍｍよりもＤｏ＝３．０ｍｍの方が、管外伝熱性能（Ａｏ×αо）が大きくなる。また一例として、面積比Ｂ／Ａ＝０．０６の場合、Ｄｏ＝３．０ｍｍではＬ１＝Ｌ２＝２１．７ｍｍとなり、Ｄｏ＝５．５ではＬ１＝Ｌ２＝３９．８ｍｍとなる。つまり、Ｄｏ＝３．０ｍｍの場合の方が、Ｄｏ＝５．５ｍｍよりも伝熱管同士の位置が近くなる。

図９は、実施の形態１に係る熱交換器１００において、面積比Ｂ／Ａと通風抵抗ΔＰとの関係を示すグラフである。図９においては、管外径Ｄｏ＝３．０ｍｍ、Ｄｏ＝５．５ｍｍ、壁肉厚ｔＰ＝０．２ｍｍにおいて、通風抵抗ΔＰに対する面積比Ｂ／Ａの影響を示している。面積比Ｂ／Ａが大きいほど伝熱管同士の位置が近くなり、熱交換器１００を通過する空気の流れに対する抵抗が増加するため、通風抵抗ΔＰは増大する。特に、伝熱管の管外径Ｄｏが小さいほど、同一の面積比Ｂ／Ａにおいて伝熱管同士の位置が近くなる。このため、管外径Ｄｏが大きいものと比較して、伝熱管の管外径Ｄｏが小さいほど、面積比Ｂ／Ａの増大時により早く空気が流通する風路が閉塞し、通風抵抗ΔＰの増加率が大きくなる。

図１０は、実施の形態１に係る熱交換器１００において、面積比Ｂ／Ａと熱交換器重量Ｍとの関係を示すグラフである。図１０においては、管外径Ｄｏ＝３．０ｍｍ、Ｄｏ＝５．５ｍｍ、壁肉厚ｔＰ＝０．２ｍｍにおいて、面積比Ｂ／Ａによる熱交換器重量Ｍへの影響を示している。熱交換器１００の重量（コア重量）の値は、熱交換器１００の材料使用量及び熱交換器１００の製造コストと正の相関を有する。このため、図３～図６において、グラフの縦軸である管外熱交換性能／重量の値は、熱交換器１００のコストパフォーマンスに相当する。面積比Ｂ／Ａが小さいほど、熱交換器１００に搭載される伝熱管の本数が減少するため、熱交換器重量Ｍは小さくなる。

図１１は、実施の形態１に係る熱交換器１００において、面積比Ｂ／Ａと管外熱交換性能との関係を示すグラフである。図１１においては、管外径Ｄｏ＝３．０ｍｍ、Ｄｏ＝５．５ｍｍ、壁肉厚ｔＰ＝０．２ｍｍにおいて、管外熱交換性能（（Ａｏ×αо）／ΔＰ）に対する面積比Ｂ／Ａの影響を示す。また、図１２は、実施の形態１に係る熱交換器１００において、面積比Ｂ／Ａと単位重量当たりの管外熱交換性能との関係を示すグラフである。図１２においては、管外径Ｄｏ＝３．０ｍｍ、Ｄｏ＝５．５ｍｍ、壁肉厚ｔＰ＝０．２ｍｍにおいて、単位重量当たりの管外熱交換性能（（Ａｏ×αо）／ΔＰ／Ｍ）に対する面積比Ｂ／Ａの影響を示す。図１１に示すように、面積比Ｂ／Ａに対する管外熱交換性能の特性は極大値を有する。また、図１０に示したように、熱交換器重量Ｍは面積比Ｂ／Ａの増大時に単調増加となる。このため、図１２に示すように、面積比Ｂ／Ａに対する、単位重量当たりの管外熱交換性能の特性も極大値を有する。また、面積比Ｂ／Ａが大きくなるほど熱交換器重量Ｍは増大するため、単位重量当たりの管外熱交換性能は、面積比Ｂ／Ａが大きい領域で、より緩勾配となる。また、伝熱管の管外径Ｄｏが小さい方が、通風抵抗ΔＰの変化率が大きいため、単位重量当たりの管外熱交換性能が極大値をとる面積比Ｂ／Ａは小さくなる。また、図１１に示すように、伝熱管の管外径Ｄｏが小さい方が、管外熱交換性能（（Ａｏ×αо）／ΔＰ）の極大値が大きくなる。

再び図３～図６を参照する。図３～図６は、それぞれ壁肉厚ｔＰの値が異なる。図３は、壁肉厚ｔＰが０．１ｍｍの場合のグラフである。図４は、壁肉厚ｔＰが０．２ｍｍの場合のグラフである。図５は、壁肉厚ｔＰが０．３ｍｍの場合のグラフである。図６は、壁肉厚ｔＰが０．４ｍｍの場合のグラフである。なお、冷媒にハイドロフルオロカーボンを用いた場合の、Ｄｏ＝５．５以下における壁肉厚ｔＰは、一般的に０．１５～０．２ｍｍ程度のものが多く用いられる。

図３～図６に示す、本実施の形態に係る熱交換器１００の単位重量当たりの管外熱交換性能は、以下の方法により算出した。

空気とフィンの間の熱伝達率αａ［Ｗ／ｍ^２・Ｋ］は一般に次式で定義される。

ここで、Ｎｕはヌセルト数、Ｒｅはレイノルズ数である。Ｐｒはプラントル数、λ_ａは空気の熱伝導率、νは空気の動粘性係数で、それぞれ常温常圧の場合に、Ｐｒ＝０．７２、λ_ａ＝０．０２６１［Ｗ／ｍ・Ｋ］、ν＝０．００００１６［ｍ^２／ｓ］である。また、Ｃ_１、Ｃ_２は定数、Ｎ_Ｌは伝熱管の列数である。

代表長さＤｅ［ｍ］は次式にて定義される。

ここで、Ｖ_ｃ［ｍ^３］は自由流れ容積、Ｆ_Ｐ［ｍ］はフィンピッチ、ｔ_Ｆ［ｍ］はフィンの厚さ、ｄ_ｃ［ｍ］はフィンカラー外径である。

フィン間の自由通過体積基準の風速Ｕ［ｍ／ｓ］と、熱交換器の前面風速Ｕ_ｆ［ｍ／ｓ］とは、以下の式で定義される。

ここで、Ｑ_ａｉｒ［ｍ^３／ｓ］は熱交換器に流入する空気流量、ＥＨは熱交換器の段方向総高さ、ＥＬは熱交換器のフィン積層方向総長さである。

管外熱伝達率αｏは、一般的に下記の式で定義される。

ここで、ηはフィン効率、αａは空気側の熱伝達率である。また、Ａｏ［ｍ^２］は熱交換器の空気側全伝熱面積、Ａ_ｐ［ｍ^２］は熱交換器の空気側パイプ伝熱面積、Ａ_Ｆ［ｍ^２］は熱交換器の空気側フィン伝熱面積、Ａ_ｃｏｎ［ｍ^２］は熱交換器における伝熱管とフィンの接触面積である。Ａｏ、Ａ_ｐ、Ａ_Ｆ、及びＡ_ｃｏｎは、熱交換器の形状に依存する寸法である、伝熱管の列数Ｎ_Ｌ、伝熱管の段数Ｎ_Ｄ、フィン枚数Ｎ_Ｆ、列ピッチＬ１、段ピッチＬ２、フィンピッチＦ_Ｐ、フィン厚さｔ_Ｆ、及び伝熱管の管外径Ｄｏが決まれば、算出できる値である。なお、熱交換器の伝熱管とフィンとの間の接触熱伝達率α_ｃは、一定とする。

フィン効率ηは、下記の式で定義される。

ここで、ｄ_Ｆ［ｍ］はフィン等価直径、λ_Ｆ［Ｗ／ｍ・Ｋ］はフィンの熱伝導率である。

通風抵抗ΔＰ［Ｐａ］は下記の式で定義される。

ここで、ｆは摩擦損失係数、ρは空気の密度、Ｃ_３、Ｃ_４は定数である。

なお、ヌセルト数Ｎｕ、流動損失係数ｆで使用されている定数Ｃ_１、Ｃ_２、Ｃ_３、及びＣ_４は、市場に広く流通している一般的な空気調和装置の熱交換器のフィンの熱伝達率αａ及び通風抵抗ΔＰを表すよう設定している。

図３～図６に示す、本実施の形態に係る熱交換器１００の単位重量当たりの管外熱交換性能の計算条件は以下である。
［計算条件］
熱交換器１００へ流入する空気の乾球温度：３５℃
熱交換器１００へ流入する空気の湿球温度：２４℃
熱交換器１００へ流入する空気の熱交換器１００の前面での風速：１．２ｍ／秒
冷媒：Ｒ３２
伝熱管の管外径Ｄｏ：２．０ｍｍ～５．５ｍｍ
伝熱管の壁肉厚ｔＰ：０．１ｍｍ～０．４ｍｍ
伝熱管の材質：銅
列ピッチＬ１：１１ｍｍ～２２ｍｍ
段ピッチＬ２：５ｍｍ～４２ｍｍ
フィンの厚み：０．１０ｍｍ
フィンピッチＦ_Ｐ：１．５０ｍｍ
フィンの材質：アルミニウム
フィンの形状：フラットフィン

比較例として、以下の計算条件により性能計算を実施した。なお、その他のパラメータは上記計算条件と同様である。なお、比較例の計算条件は、特許文献１（特開２０１３－９２３０６号公報）において、最も管内容積の小さい条件である。
伝熱管の管外径Ｄｏ：５．５
列ピッチＬ１：２０．３５ｍｍ
段ピッチＬ２：２０．３５ｍｍ
フィンピッチＦ_Ｐ：１．５０ｍｍ

また、比較例の計算条件における面積比Ｂ／Ａは、壁肉厚ｔＰ＝０．１ｍｍの場合、０．０５３であり、壁肉厚ｔＰ＝０．２ｍｍの場合、０．０４９であり、壁肉厚ｔＰ＝０．３ｍｍの場合、０．０４６であり、壁肉厚ｔＰ＝０．４ｍｍの場合、０．０４２である。

図３～図６に示すように、管外径Ｄｏ＝５．５ｍｍ未満の各管外径で、管外熱交換性能／重量［比］が１００％を超え、且つ面積比Ｂ／Ａが比較例を下回ることが可能な領域が存在する。すなわち、面積比Ｂ／Ａが比較例を下回れば管内容積Ｖを比較例よりも縮小でき、且つ熱交換器１００のコストパフォーマンスを比較例よりも向上することが可能となる。

管外熱交換性能／重量［比］が１００％を超え、且つ面積比Ｂ／Ａが比較例を下回ることが可能な面積比Ｂ／Ａの数値範囲は、管外径Ｄｏ及び壁肉厚ｔＰによって異なる。例えば図４に示すように、壁肉厚ｔＰ＝０．２ｍｍにおいて、Ｄｏ＝３．０の場合、０．０１３≦Ｂ／Ａ≦０．０４３であれば、管外熱交換性能／重量［比］が１００％を超え、且つ面積比Ｂ／Ａが比較例を下回る。また、例えば図４に示すように、壁肉厚ｔＰ＝０．２ｍｍにおいて、Ｄｏ＝４．０の場合、０．０２３≦Ｂ／Ａ＜０．０４９であれば、管外熱交換性能／重量［比］が１００％を超え、且つ面積比Ｂ／Ａが比較例を下回る。また、例えば図５に示すように、壁肉厚ｔＰ＝０．３ｍｍにおいて、Ｄｏ＝３．０の場合、０．００９≦Ｂ／Ａ≦０．０３３であれば、管外熱交換性能／重量［比］が１００％を超え、且つ面積比Ｂ／Ａが比較例を下回る。

図３～図６に示した、管外径Ｄｏ＝５．５ｍｍ未満の各管外径で、管外熱交換性能／重量［比］が１００％を超え、且つ面積比Ｂ／Ａが比較例を下回ることが可能な面積比Ｂ／Ａの数値範囲の上限を、管外径Ｄｏと壁肉厚ｔＰとの関数で表すと以下の式（１）となる。また、図３～図６に示した、管外熱交換性能／重量［比］が１００％を超え、且つ面積比Ｂ／Ａが比較例を下回ることが可能な面積比Ｂ／Ａの数値範囲の下限を、管外径Ｄｏと壁肉厚ｔＰとの関数で表すと以下の式（２）となる。

式（１）：上限関数
Ｆ（Ｄｏ，ｔＰ）＝（０．０２１９×ｔＰ^２－０．０１８５×ｔＰ＋０．００４３）×ｌｎ（Ｄｏ）＋（１．６９５０×ｔＰ^２＋１．８４５５×ｔＰ＋１．５４１６）
なお、ｌｎは、ｅを底とする自然対数である。

式（２）：下限関数
Ｇ（Ｄｏ，ｔＰ）＝（０．２０７６×ｔＰ^２－０．１４８０×ｔＰ＋０．０５４５）×Ｄｏ＾（－０．００２１×ｔＰ^２－０．０５２８×ｔＰ＋０．０１６４）

また、比較例における面積比Ｂ／Ａを、壁肉厚ｔＰの関数で表すと以下の式（３）となる。

式（３）：比較例における面積比関数
Ｈ（ｔＰ）＝０．００７６×ｔＰ^２－０．０４１７×ｔＰ＋０．０５７４

なお、上限関数Ｆ（Ｄｏ，ｔＰ）は、管外熱交換性能／重量［比］が１００％を超え、且つ面積比Ｂ／Ａが比較例を下回ることが可能な面積比Ｂ／Ａの数値範囲の上限値を、各壁肉厚ｔＰと各管外径Ｄｏについて求め、例えば最小二乗法の対数近似によって算出した近似式である。また、下限関数Ｇ（Ｄｏ，ｔＰ）は、管外熱交換性能／重量［比］が１００％を超え、且つ面積比Ｂ／Ａが比較例を下回ることが可能な面積比Ｂ／Ａの数値範囲の下限値を、各壁肉厚ｔＰと各管外径Ｄｏについて求め、例えば最小二乗法の累乗近似によって算出した近似式である。また、比較例における面積比関数Ｈ（ｔＰ）は、比較例における面積比Ｂ／Ａの値を、各壁肉厚ｔＰについて求め、例えば最小二乗法の累乗近似によって算出した近似式である。

上記の式（１）～式（３）により、管外熱交換性能／重量［比］が１００％を超え、且つ面積比Ｂ／Ａが比較例を下回ることが可能となる、管外径Ｄｏ、面積比Ｂ／Ａ、及び壁肉厚ｔＰの関係は、以下の式（４）となる。

式（４）
Ｄｏ＜５．５ｍｍにおいて、
（０．０２１９×ｔＰ^２－０．０１８５×ｔＰ＋０．００４３）×ｌｎ（Ｄｏ）＋（１．６９５０×ｔＰ^２＋１．８４５５×ｔＰ＋１．５４１６）
≦Ｂ／Ａ≦
（０．２０７６×ｔＰ^２－０．１４８０×ｔＰ＋０．０５４５）×Ｄｏ＾（－０．００２１×ｔＰ^２－０．０５２８×ｔＰ＋０．０１６４）
且つ、Ｂ／Ａ＜０．００７６×ｔＰ^２－０．０４１７×ｔＰ＋０．０５７４

ここで、上述した計算条件における上記の式（４）により特定される数値範囲の具体例を、図１３～図１６により説明する。

図１３～図１６は、本実施の形態に係る熱交換器１００において、伝熱管の管外径Ｄｏと、面積比Ｂ／Ａとの関係を示すグラフである。図１３～図１６において、グラフの縦軸は、面積Ａに対する面積Ｂの面積比Ｂ／Ａを表している。グラフの横軸は、伝熱管の管外径Ｄｏを表している。

図１３～図１６において、上限関数Ｆ（Ｄｏ，ｔＰ）を「Ｂ／Ａ上限」にて示す。また、下限関数Ｇ（Ｄｏ，ｔＰ）を「Ｂ／Ａ下限」にて示す。また、比較例における面積比関数Ｈ（ｔＰ）を「Ｂ／Ａ比較例」にて示す。また、図１３～図１６は、それぞれ壁肉厚ｔＰの値が異なる。図１３は、壁肉厚ｔＰが０．１ｍｍの場合のグラフである。図１４は、壁肉厚ｔＰが０．２ｍｍの場合のグラフである。図１５は、壁肉厚ｔＰが０．３ｍｍの場合のグラフである。図１６は、壁肉厚ｔＰが０．４ｍｍの場合のグラフである。

図１３～図１６に示すように、各壁肉厚ｔＰにおいて、管外径Ｄｏと面積比Ｂ／Ａとが、「Ｂ／Ａ下限」以上、「Ｂ／Ａ上限」以下、「Ｂ／Ａ比較例」未満、及び管外径Ｄｏ＜５．５ｍｍの範囲内であれば、管外熱交換性能／重量［比］が１００％を超え、且つ面積比Ｂ／Ａが比較例を下回ることが可能となる。すなわち、管内容積Ｖを比較例よりも縮小でき、且つ熱交換器１００のコストパフォーマンスを比較例よりも向上することが可能となる。

以上のように、管外径Ｄｏ＜５．５ｍｍにおいて、下限関数Ｇ（Ｄｏ，ｔＰ）≦面積比Ｂ／Ａ≦上限関数Ｆ（Ｄｏ，ｔＰ）、且つ面積比Ｂ／Ａ＜比較例における面積比関数Ｈ（ｔＰ）となるよう熱交換器１００を構成することにより、管外熱交換性能／重量［比］が１００％を超えながら、冷媒充填量が比較例を下回ることが可能となる。つまり、熱交換器１００の伝熱管の内容積を削減しつつ熱交換器性能を向上させることができる。よって、本実施の形態に係る熱交換器１００は、コストパフォーマンスの向上と冷媒充填量による削減によるＧＷＰ総量値の低減とを両立することが可能である。結果として、熱交換器１００を用いた冷凍サイクル装置において、省エネルギー性を向上させつつ冷媒充填量を削減できる。

また、本実施の形態における熱交換器１００の、上記計算条件は、冷凍サイクル装置の一例である空調装置の冷房定格条件に該当する。したがって、空気調和装置における冷房定格条件において、省エネルギー性を向上させつつ冷媒充填量を削減できる。なお、本実施の形態における熱交換器１００によれば、冷凍サイクル装置の一例である空調装置の冷房中間条件、暖房定格条件、又は暖房中間条件などの他の条件においても冷房定格条件と同様の効果が得られる。

実施の形態２．
実施の形態２に係る熱交換器について説明する。図１７は、本実施の形態に係る熱交換器１００の要部構成を示す断面図である。図１７では、図１と同様に、第１伝熱管１２の延伸方向に垂直な平面で切断された熱交換器１００の構成を示している。なお、実施の形態１と同一の機能及び作用を有する構成要素については、同一の符号を付してその説明を省略する。

図１７に示すように、本実施の形態の熱交換器１００では、最も風上側に位置する第１熱交換部１０が有する第１伝熱管１２の管外径Ｄｏａは、第２熱交換部２０が有する第２伝熱管２２の管外径Ｄｏｂよりも小さくなっている（Ｄｏａ＜Ｄｏｂ）。第１伝熱管１２の段ピッチＬ２は、第２伝熱管２２の段ピッチＬ２と同一である。また、複数の第１伝熱管１２のそれぞれは、第２伝熱管２２の壁肉厚と等しい壁肉厚ｔＰを有する円管である。

第１熱交換部１０及び第２熱交換部２０のいずれにおいても、上記実施の形態１において説明した、式（４）の関係が満たされている。また、第１熱交換部１０におけるＢ／Ａの値は、第２熱交換部２０におけるＢ／Ａの値よりも小さくなっている。

図１８は、本実施の形態の変形例に係る熱交換器１００の要部構成を示す断面図である。図１８に示すように、本変形例の熱交換器１００では、最も風上側に位置する第１熱交換部１０が有する第１伝熱管１２の段ピッチＬ２ａは、第２熱交換部２０が有する第２伝熱管２２の段ピッチＬ２ｂよりも大きくなっている（Ｌ２ａ＞Ｌ２ｂ）。第１伝熱管１２の管外径Ｄｏは、第２伝熱管２２の管外径Ｄｏと同一である。また、複数の第１伝熱管１２のそれぞれは、第２伝熱管２２の壁肉厚と等しい壁肉厚ｔＰを有する円管である。

第１熱交換部１０及び第２熱交換部２０のいずれにおいても、上記実施の形態１において説明した、式（４）の関係が満たされている。また、第１熱交換部１０におけるＢ／Ａの値は、第２熱交換部２０におけるＢ／Ａの値よりも小さくなっている。

以上説明したように、本実施の形態に係る熱交換器１００は、複数の伝熱管のうちの一部の伝熱管をそれぞれ有し、空気の流れ方向に沿って配列した複数の熱交換部をさらに備えている。複数の熱交換部は、最も風上側に位置する第１熱交換部１０と、第１熱交換部１０の風下側に位置する少なくとも１つの第２熱交換部２０と、を有している。第１熱交換部１０におけるＢ／Ａの値は、少なくとも１つの第２熱交換部２０におけるＢ／Ａの値よりも小さい。

一般に、最も風上側に位置する第１熱交換部１０では、第１フィン１１又は第１伝熱管１２と空気との温度差が大きく、熱交換量が多くなるため、着霜が生じやすい。上記の構成によれば、第１熱交換部１０の熱交換性能を第２熱交換部２０の熱交換性能よりも低くすることができる。これにより、第１熱交換部１０での着霜を抑えることができるため、着霜量増大によって第１熱交換部１０の風路が閉塞してしまうのを防ぐことができる。したがって、熱交換器１００の通風性能の低下を抑えつつ、コストパフォーマンスを向上させることができる。

実施の形態３．
実施の形態３に係る冷凍サイクル装置について説明する。図１９は、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置２００の構成を示す冷媒回路図である。本実施の形態では、冷凍サイクル装置２００として、空気調和機を例示している。図１９に示すように、冷凍サイクル装置２００は、冷媒を循環させる冷凍サイクル回路５０を有している。冷凍サイクル回路５０は、圧縮機５１、四方弁５２、室外熱交換器５３、膨張弁５４及び室内熱交換器５５が冷媒配管を介して環状に接続された構成を有している。また、冷凍サイクル装置２００は、室外熱交換器５３に空気を供給する室外ファン５６と、室内熱交換器５５に空気を供給する室内ファン５７と、を有している。冷凍サイクル装置２００では、圧縮機５１が駆動されることにより、冷媒が相変化しながら冷凍サイクル回路５０を循環する冷凍サイクルが実行される。室外熱交換器５３では、室外ファン５６により供給される空気と、内部流体である冷媒との熱交換が行われる。室内熱交換器５５では、室内ファン５７により供給される空気と、内部流体である冷媒との熱交換が行われる。室外熱交換器５３及び室内熱交換器５５の少なくとも一方には、実施の形態１又は２のいずれかの熱交換器１００が用いられている。

冷凍サイクル装置２００は、熱交換ユニットとして室外機１１０及び室内機１２０を有している。室外機１１０には、圧縮機５１、四方弁５２、室外熱交換器５３、膨張弁５４及び室外ファン５６が収容されている。室内機１２０には、室内熱交換器５５及び室内ファン５７が収容されている。室外機１１０と室内機１２０との間は、冷媒配管の一部であるガス管１３０及び液管１４０を介して接続されている。

冷凍サイクル装置２００の動作について、冷房運転を例に挙げて説明する。冷房運転時には、圧縮機５１から吐出された冷媒が室外熱交換器５３に流入するように、四方弁５２が切り替えられる。圧縮機５１から吐出された高圧のガス冷媒は、四方弁５２を経由し、室外熱交換器５３に流入する。冷房運転時には、室外熱交換器５３は凝縮器として機能する。すなわち、室外熱交換器５３では、内部を流通する冷媒と、室外ファン５６により供給される室外空気との熱交換が行われ、冷媒は室外空気に凝縮熱を放熱する。これにより、室外熱交換器５３に流入したガス冷媒は、凝縮して高圧の液冷媒となる。

室外熱交換器５３から流出した液冷媒は、膨張弁５４で減圧されて低圧の二相冷媒となる。膨張弁５４から流出した二相冷媒は、液管１４０を経由して室内熱交換器５５に流入する。冷房運転時には、室内熱交換器５５は蒸発器として機能する。すなわち、室内熱交換器５５では、内部を流通する冷媒と、室内ファン５７により供給される室内空気との熱交換が行われ、冷媒は室内空気から蒸発熱を吸熱する。これにより、室内熱交換器５５に流入した二相冷媒は、蒸発して低圧のガス冷媒となる。室内熱交換器５５を通過した室内空気は、冷媒との熱交換により冷却される。室内熱交換器５５から流出したガス冷媒は、ガス管１３０及び四方弁５２を経由して圧縮機５１に吸入される。圧縮機５１に吸入されたガス冷媒は、圧縮されて高圧のガス冷媒となる。冷房運転時には、以上の冷凍サイクルが連続的に繰り返し実行される。説明を省略するが、暖房運転時には、四方弁５２によって冷媒の流れ方向が切り替えられ、室外熱交換器５３が蒸発器として機能し、室内熱交換器５５が凝縮器として機能する。

以上説明したように、本実施の形態に係る冷凍サイクル装置２００は、実施の形態１又は２のいずれかの熱交換器１００を備えている。この構成によれば、冷凍サイクル装置２００においてＧＷＰ総量値の低減と省エネルギー性の向上とを両立させることができる。

上記実施の形態１～３及び各変形例は、互いに組み合わせて実施することが可能である。

１０ 第１熱交換部、１１ 第１フィン、１２ 第１伝熱管、１２ａ 管軸、２０ 第２熱交換部、２１ 第２フィン、２２ 第２伝熱管、２２ａ 管軸、３０ 第２熱交換部、３１ 第２フィン、３２ 第２伝熱管、５０ 冷凍サイクル回路、５１ 圧縮機、５２ 四方弁、５３ 室外熱交換器、５４ 膨張弁、５５ 室内熱交換器、５６ 室外ファン、５７ 室内ファン、１００ 熱交換器、１１０ 室外機、１２０ 室内機、１３０ ガス管、１４０ 液管、２００ 冷凍サイクル装置、Ｄｏ 管外径、Ｄｏａ 管外径、Ｄｏｂ 管外径、Ｌ１ 列ピッチ、Ｌ２ 段ピッチ、Ｌ２ａ 段ピッチ、Ｌ２ｂ 段ピッチ、ｔＰ 壁肉厚。

Claims (3)

1. 並列して配置された複数のフィンと、
   前記複数のフィンと交差する方向に延伸した複数の伝熱管と、
   を備え、
   前記複数の伝熱管は、
   当該複数の伝熱管の延伸方向と垂直な平面内において、空気の流れ方向に沿った列方向に列ピッチＬ１で複数列に配置されているとともに、
   前記平面内において、前記列方向と垂直な段方向に段ピッチＬ２で複数段に配置されており、
   前記複数の伝熱管のそれぞれの管外径をＤｏとし、
   前記複数の伝熱管において、外壁面と内壁面の間の距離が最も小さい部分の壁肉厚をｔＰとし、
   Ｌ１×Ｌ２で表される面積をＡとし、
   （（Ｄｏ－２×ｔＰ）／２）^２×πで表される面積をＢとしたとき、
   Ｄｏ＜５．５ｍｍに対し、
   （０．０２１９×ｔＰ^２－０．０１８５×ｔＰ＋０．００４３）×ｌｎ（Ｄｏ）＋（１．６９５０×ｔＰ^２＋１．８４５５×ｔＰ＋１．５４１６）
   ≦Ｂ／Ａ≦
   （０．２０７６×ｔＰ^２－０．１４８０×ｔＰ＋０．０５４５）×Ｄｏ＾（－０．００２１×ｔＰ^２－０．０５２８×ｔＰ＋０．０１６４）
   且つＢ／Ａ＜０．００７６×ｔＰ^２－０．０４１７×ｔＰ＋０．０５７４
   の関係が満たされる熱交換器。
2. 前記複数の伝熱管のうちの一部の伝熱管をそれぞれ有し、空気の流れ方向に沿って配列した複数の熱交換部をさらに備え、
   前記複数の熱交換部は、最も風上側に位置する第１熱交換部と、前記第１熱交換部の風下側に位置する少なくとも１つの第２熱交換部と、を有しており、
   前記第１熱交換部におけるＢ／Ａの値は、前記少なくとも１つの第２熱交換部におけるＢ／Ａの値よりも小さい請求項１に記載の熱交換器。
3. 請求項１又は請求項２に記載の熱交換器を備える冷凍サイクル装置。

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