WO2022219919A1

WO2022219919A1 - 熱交換器および冷凍サイクル装置

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Publication number: WO2022219919A1
Application number: PCT/JP2022/006367
Authority: WO
Inventors: 洋次尾中; 理人足立; 七海岸田; 泰作五明; 哲二七種; 祐基中尾; 篤史岐部; 裕之森本
Original assignee: Mitsubishi Electric Corp
Current assignee: Mitsubishi Electric Corp
Priority date: 2021-04-13
Filing date: 2022-02-17
Publication date: 2022-10-20
Anticipated expiration: 2023-10-13
Also published as: EP4325139A1; WO2022219719A1; JPWO2022219919A1; US20240159474A1; EP4325140A1; EP4325139A4; JP7660666B2; US20240159481A1; JPWO2022219719A1; EP4325140A4; JP7660665B2

Abstract

熱交換器は、上下方向に立てて配置されて空気流通方向と直交する方向に間隔を空けて並設された複数の扁平伝熱管と、複数の扁平伝熱管同士の間に配置されたコルゲートフィンと、を備える。熱交換器のコルゲートフィンは、板状のフィン部が複数の扁平伝熱管の管軸方向に波形状に連なる構成を有し、フィン部は、複数の扁平伝熱管の並設方向である管並設方向に延びて形成され、フィン部の上面の水を落下させて排水する排水スリットと、管並設方向に延びるルーバースリットとフィン部の平板状の平板部に対して傾斜した板部とを有する複数のルーバーと、を備える。複数のルーバーは、排水スリットよりも空気流通方向の上流側に形成された第１ルーバー群と、排水スリットよりも空気流通方向の下流側に形成された第２ルーバー群とに分けられる。第１ルーバー群の板部と第２ルーバー群の板部とは、平板部に対して互いに逆向きに傾斜している。排水スリットは、第１ルーバー群と第２ルーバー群との間に、空気流通方向に間隔を空けて複数個形成されている。

Description

熱交換器および冷凍サイクル装置

　本開示は、コルゲートフィン有する熱交換器および冷凍サイクル装置に関するものである。

　たとえば、扁平伝熱管とコルゲートフィンと交互に積層して構成されたコルゲートフィンチューブ型の熱交換器が普及している。このような熱交換器が蒸発器として使用された場合、コルゲートフィンの表面温度が氷点以下に低下して、フィン表面の凝縮水が凍結することがある。フィン表面の凝縮水が凍結すると、熱交換器を通過する空気の抵抗となり、コルゲートフィンの伝熱性能を低下させる要因となる。そこで、フィン表面の排水を図るため、コルゲートフィンに貫通孔で形成された排水スリットを設け、フィン表面の凝縮水を、排水スリットを介して排出する熱交換器がある（たとえば、特許文献１参照）。なお、凝縮水とは、空気中の水分が凝縮して熱交換器の表面に付着した水のことである。

特開２０１５－１８３９０８号公報

　特許文献１の熱交換器は、フィン表面の凝縮水を排出する排水スリットを有するが、排水性を向上するために排水スリットの開口を大きくすると、排水性が向上する一方で伝熱面積の減少による伝熱性能の低下を招く。特許文献１の熱交換器は、伝熱性能を維持しつつ排水性を向上する点について改善の余地があった。

　本開示は、上記のような問題点を解決するため、伝熱性能を維持しつつ排水性を向上することが可能な熱交換器および冷凍サイクル装置を得ることを目的とする。

　本開示に係る熱交換器は、断面が扁平形状に形成され、貫通孔で形成された流路を複数有し、上下方向に立てて配置されて空気流通方向と直交する方向に間隔を空けて並設された複数の扁平伝熱管と、複数の扁平伝熱管同士の間に配置されたコルゲートフィンと、を備えた熱交換器であって、コルゲートフィンは、板状のフィン部が複数の扁平伝熱管の管軸方向に波形状に連なる構成を有し、フィン部は、複数の扁平伝熱管の並設方向である管並設方向に延びて形成され、フィン部の上面の水を落下させて排水する排水スリットと、管並設方向に延びるルーバースリットとフィン部の平板状の平板部に対して傾斜した板部とを有する複数のルーバーと、を備え、複数のルーバーは、排水スリットよりも空気流通方向の上流側に形成された第１ルーバー群と、排水スリットよりも空気流通方向の下流側に形成された第２ルーバー群とに分けられ、第１ルーバー群の板部と第２ルーバー群の板部とは、平板部に対して互いに逆向きに傾斜しており、排水スリットは、第１ルーバー群と第２ルーバー群との間に、空気流通方向に間隔を空けて複数個形成されているものである。

　また、本開示に係る冷凍サイクル装置は、上記の熱交換器を有するものである。

　本開示に係る熱交換器は、第１ルーバー群と第２ルーバー群との間に排水スリットが空気流通方向に間隔を空けて複数個形成されている。そして、複数個の排水スリットの空気流通方向の上流側に形成された第１ルーバー群と下流側に形成された第２ルーバー群とが逆向きに傾斜している。このため、本開示に係る熱交換器は、伝熱性能を維持しつつ排水性を向上することが可能である。

実施の形態１に係る熱交換器の構成を説明する図である。実施の形態１に係る熱交換器の一部の概略斜視図である。実施の形態１に係るコルゲートフィンの平板部を空気流通方向に切断した概略断面図である。実施の形態１に係るコルゲートフィンのフィン部における排水スリットの位置の説明図である。実施の形態１に係る熱交換器の変形例を示す図である。図５の構成における凝縮水の流れの説明図である。排水スリットの列数に応じた排水特性の解析結果の一例を示す図である。ルーバー間通風断面積ＡＬと排水スリット開口面積Ａｓとの比と、排水性と、の関係を表したグラフの一例を示す図である。図８の関係の説明に用いる各部の寸法を示す図である。図８の関係の説明に用いる各部の寸法の説明図である。比較例のコルゲートフィンにおける穴開け加工時のフィンの反り変形の説明図である。ルーバー角度に応じた排水特性の解析結果の一例を示す図である。実施の形態１に係るコルゲートフィンにおける排水スリット用開口の配置パターン１の説明図である。実施の形態１に係るコルゲートフィンにおける排水スリット用開口の配置パターン２の説明図である。実施の形態１に係るコルゲートフィンにおける排水スリット用開口の配置パターン３の説明図である。実施の形態１に係るコルゲートフィンにおける排水スリット用開口の配置パターン４の説明図である。コルゲートカッターによる排水スリットの穴開け加工の説明図である。実施の形態２に係る熱交換器の一部を拡大して示した概略平面図である。図１８の熱交換器のコルゲートフィンにおける排水スリット用開口の配置パターンを示す図である。実施の形態２に係る熱交換器１０の変形例の一部を拡大して示した概略平面図である。図１９の熱交換器のコルゲートフィンにおける排水スリット用開口の配置パターンを示す図である。実施の形態３に係る熱交換器の一部を拡大して示した概略平面図である。実施の形態３に係る熱交換器の変形例の一部を拡大して示した概略平面図である。図２２および図２３のＡ－Ａ断面図である。実施の形態４に係る熱交換器の一部を拡大して示した概略平面図である。図２５のＢ－Ｂ断面図である。実施の形態５に係る空気調和装置の構成を示す図である。実施の形態６に係る熱交換器の一部を拡大して示した概略平面図である。図２８のＢ－Ｂ断面図である。実施の形態６に係る熱交換器の別の一例を示した図である。実施の形態７に係る熱交換器の一部を拡大して示した概略平面図である。実施の形態７に係る熱交換器における（Ｌ_ｆ／Ｌ_１）×１００と低温暖房能力との関係を示した図である。実施の形態７におけるコルゲートフィンの引っ込み量と扁平伝熱管内部の冷媒流路との関係を示した図である。

　以下、実施の形態に係る熱交換器および冷凍サイクル装置について、添付図面などを参照しながら説明する。以下の図面において、同一の符号を付したものは、同一またはこれに相当するものであり、以下に記載する実施の形態の全文において共通することとする。そして、明細書全文に表わされている構成要素の形態は、あくまでも例示であって、明細書に記載された形態に限定するものではない。特に構成要素の組み合わせは、各実施の形態における組み合わせのみに限定するものではなく、他の実施の形態に記載した構成要素を別の実施の形態に適用することができる。また、以下の説明において、図における上方を「上側」とし、下方を「下側」として説明する。さらに、理解を容易にするために、方向を表す用語（たとえば「右」、「左」など）などを適宜用いるが、説明のためのものであって、これらの用語により本開示が限定されるものではない。また、湿度および温度の高低については、特に絶対的な値との関係で高低が定まっているものではなく、装置などにおける状態および動作などにおいて相対的に定まるものとする。そして、図面では各構成部材の大きさの関係が実際のものとは異なる場合がある。

実施の形態１．
　図１は、実施の形態１に係る熱交換器の構成を説明する図である。図１に示すように、実施の形態１の熱交換器１０は、パラレル配管形となるコルゲートフィンチューブ型の熱交換器である。熱交換器１０は、複数の扁平伝熱管１、複数のコルゲートフィン２および一対のヘッダー３を有する。

　一対のヘッダー３は、それぞれ、冷凍サイクル装置を構成する他の装置と配管接続され、熱交換媒体となる流体である冷媒が流入出し、冷媒を分岐または合流させる管である。一対のヘッダー３は、ヘッダー３Ａとヘッダー３Ｂとを有する。ヘッダー３Ａとヘッダー３Ｂとは、上下に間隔を空けて配置されている。熱交換器１０が蒸発器として使用される場合、上側のヘッダー３Ｂには液状の冷媒が通過し、下側のヘッダー３Ａにはガス状の冷媒が通過する。熱交換器１０が凝縮器として使用される場合、上側のヘッダー３Ｂにはガス状の冷媒が通過し、下側のヘッダー３Ａには液状の冷媒が通過する。

　一対のヘッダー３の間には、各ヘッダー３に対して垂直に複数の扁平伝熱管１が配置されており、複数の扁平伝熱管１は互いに平行に配置されている。複数の扁平伝熱管１は、空気流通方向と直交する方向に等間隔に並設されている。以下、扁平伝熱管１が並設される方向（図１の左右方向）を「管並設方向」、扁平伝熱管１の軸方向（図１の上下方向）を「管軸方向」という。

　扁平伝熱管１は、断面が扁平形状を有する。扁平伝熱管１は、扁平断面の長手側の外側面（以下、扁平面という）が平面状であり、扁平形状の短手側における外側面が曲面状である伝熱管である。扁平伝熱管１は、管の内部に、貫通孔で形成された冷媒流路を複数有する多穴扁平伝熱管である。それぞれの扁平伝熱管１は上下方向に立てて配置され、扁平伝熱管１の貫通孔は上下方向に延びており、一対のヘッダー３に連通している。扁平伝熱管１は、扁平断面の長手側が空気流通方向に沿うようにして配置されている。各扁平伝熱管１は、一対のヘッダー３のそれぞれに形成された挿入穴（図示せず）に扁平伝熱管１の両端部が挿し込まれてろう付けされることで一対のヘッダー３と接合されている。ろう付けのろう材には、たとえばアルミニウムを含むろう材が使用される。

　ここで、熱交換器１０が蒸発器として使用される場合、低温および低圧の冷媒が扁平伝熱管１の管内の冷媒流路を流れる。熱交換器１０が凝縮器として使用される場合、高温および高圧の冷媒が扁平伝熱管１の管内の冷媒流路を流れる。図１の矢印は、熱交換器１０が蒸発器として使用される場合の冷媒の流れを示している。

　実施の形態１は、熱交換器１０を蒸発器として使用する場合にフィン表面に発生する凝縮水の排水について説明するものである。このため、熱交換器１０を蒸発器として使用する場合の熱交換器１０における冷媒の流れについて以下に説明する。冷媒は、図１の矢印に示すように、外部装置（図示せず）から熱交換器１０に冷媒を供給する配管（図示せず）を介して、ヘッダー３Ａに流入する。ヘッダー３Ａに流入した冷媒は、分配されて各扁平伝熱管１を通過する。扁平伝熱管１は、管内を通過する冷媒と管外を通過する外部の大気である外気との間で熱交換を行う。このとき、冷媒は、扁平伝熱管１を通過する間に大気から吸熱する。各扁平伝熱管１を通過して熱交換された冷媒は、ヘッダー３Ｂに流入し、ヘッダー３Ｂ内で合流する。ヘッダー３Ｂ内で合流した冷媒は、ヘッダー３Ｂに接続された配管（図示せず）を通って、外部装置（図示せず）に還流される。

　扁平伝熱管１同士の間には、コルゲートフィン２が配置されている。コルゲートフィン２は、冷媒と外気との伝熱面積を広げるために配置されている。コルゲートフィン２は、平板状のフィン材に対してコルゲート加工が行われ、山折りおよび谷折りを繰り返すつづら折りにより折り曲げられ、波形状に、蛇腹となって形成されている。ここで、波形状に形成されてできた凹凸による折り曲げ部分は、波形状の頂部となる。実施の形態１において、コルゲートフィン２の頂部は、高さ方向にわたって並んでいる。図１の（ａ）～（ｅ）については後述する。

　図２は、実施の形態１に係る熱交換器の一部の概略斜視図である。図２における白抜き矢印は空気流通方向を示している。図３は、実施の形態１に係るコルゲートフィンの平板部を空気流通方向に切断した概略断面図である。図３の斜め方向の実線矢印は凝縮水の流れを示している。
　コルゲートフィン２は、扁平伝熱管１よりも空気流通方向の上流側に突出した上流側突出部２ａを除いて、扁平伝熱管１の扁平面１ａに接合されている。この接合部分は、ろう材によってろう付けされ、接合されている。コルゲートフィン２を構成するフィン材の材質は、たとえば、アルミニウム合金である。そして、コルゲートフィン２を構成するフィン材の表面には、ろう材層がクラッドされている。クラッドされたろう材層の主材は、たとえば、アルミシリコン系のアルミニウムを含むろう材である。ここで、コルゲートフィン２を構成するフィン材の板厚は、たとえば５０μｍ～２００μｍ程度である。

　コルゲートフィン２は、板状のフィン部２４が管軸方向に波形状に連なる構成を有する。コルゲートフィン２は、空気流通方向に見てフィン部２４が交互に逆向きの傾斜で管軸方向に連なった形状を有する。フィン部２４は、平板状の平板部２１と、平板部２１の管並設方向の両端の湾曲状の頂部２０とを有する。コルゲートフィン２は、頂部２０部分で、扁平伝熱管１の扁平面１ａに面接触して扁平伝熱管１に接合されている。

　フィン部２４には、複数のルーバー２２が空気流通方向に並んで形成されている。ルーバー２２は、空気を通過させるルーバースリット２２ａと、ルーバースリット２２ａに空気を導く板部２２ｂと、を有する。板部２２ｂは、平板部２１に対して傾斜している。ルーバースリット２２ａおよび板部２２ｂは、管並設方向に延びた長方形状に構成されている。ルーバー２２は、平板部２１から板部２２ｂが切り起こされて形成されている。

　複数のルーバー２２は、フィン部２４に形成された後述の排水スリット２３よりも空気流通方向の上流側に形成された第１ルーバー群２２Ａと、排水スリット２３よりも空気流通方向の下流側に形成された第２ルーバー群２２Ｂと、に分けられる。排水スリット２３は、フィン部２４の上面、特に水平に近い平板部２１に溜まった水を下面側に落下させるための開口である。

　ここで、図３において、ｌ１は第１ルーバー群２２Ａの板部２２ｂの板厚方向の仮想の中心補助線、ｌ２は第２ルーバー群２２Ｂの板部２２ｂの板厚方向の仮想の中心補助線である。図３に示すように、重力ｇの向きを基準に平板部２１の上面と下面を定義するとき、第１ルーバー群２２Ａの板部２２ｂと第２ルーバー群２２Ｂの板部２２ｂとは、中心補助線ｌ１と中心補助線ｌ２とが下面側で交差するように、傾斜の向きが設定されている。言い換えれば、第１ルーバー群２２Ａの板部２２ｂと第２ルーバー群２２Ｂの板部２２ｂとが、平板部２１に対して互いに逆向きに傾斜している。このような向きでルーバー２２の板部２２ｂが形成されていることで、あるフィン部２４に形成されたルーバー２２の板部２２ｂに沿って流れた凝縮水は、その下のフィン部２４の排水スリット２３に向かって導水される。よって、この構成を有する熱交換器１０は、排水性を大きく改善することができる。

　フィン部２４には、フィン部２４上に発生した凝縮水を排水する排水スリット２３が形成されている。排水スリット２３は、コルゲートフィン２に形成された貫通孔である。排水スリット２３は、管並設方向、つまり空気流通方向と直交する方向に長手に延びる長方形状に形成されている。排水スリット２３は、上流側突出部２ａを除くフィン部２４の空気流通方向の中央部分に形成されている。排水スリット２３は、図１には空気流通方向に２列形成した例を示しているが、排水スリット２３の列数は１列でもよいし、３列以上でもよい。排水スリット２３が複数列形成される場合の各列の排水スリット２３の間のフィン部２４の領域は、伝熱領域５０３となっている。排水スリット２３が複数列形成される場合、複数列の排水スリット２３は、上流側突出部２ａを除くフィン部２４の空気流通方向の中央部分に隣り合って形成される。隣り合ってとは、排水スリット２３同士の間にルーバー２２を有さないことを意図している。

　複数列の排水スリット２３の間の伝熱領域５０３は、典型的には平板部２１と同様に平坦である。また、複数列の排水スリット２３のうち、空気流通方向の最も上流側にある排水スリット２３と第１ルーバー群２２Ａとの間、また、空気流通方向の最も下流側にある排水スリット２３と第２ルーバー群２２ｂとの間も平板部２１と同様に平坦な領域を形成してもよい。なお、排水スリット２３の列数は、排水スリット２３の個数と同義であり、以下、排水スリット２３の数を、「列数」または「個数」のどちらかの表現を用いて示すこととする。

　熱交換器１０が蒸発器として使用される場合、扁平伝熱管１およびコルゲートフィン２の表面の温度は、熱交換器１０を通過する空気の温度より低くなる。このため、空気中の水分が結露して、扁平伝熱管１およびコルゲートフィン２の表面に凝縮水４が生じる。コルゲートフィン２のフィン部２４の表面に生じた凝縮水４は、排水スリット２３から下部側のフィン部２４に流下する。その際、フィン部２４の表面のうちで凝縮水４の量が多い領域では、凝縮水４がフィン部２４の表面上を流れやすく、排水スリット２３を通じて流下しやすい。一方で、フィン部２４の表面のうちで凝縮水４の量が少ない領域では、凝縮水４がフィン部２４の表面上を流れにくく、フィン部２４の表面に保持されて滞留しやすい。フィン部２４は、空気流通方向に見て傾斜しているものの、このような滞留が生じることが分かっている。そこで、実施の形態１では、排水スリット２３の位置を以下のようにすることで、排水性の向上を図っている。

［排水スリット２３の位置］
　図４は、実施の形態１に係るコルゲートフィンのフィン部における排水スリットの位置の説明図である。図４（ａ）～図４（ｅ）のそれぞれは、図１の（ａ）～（ｅ）の各位置のフィン部２４に対応している。つまり、図４（ａ）～図４（ｅ）は、管軸方向に隣接するフィン部２４を示している。図４（ａ）～図４（ｃ）には、空気流通方向に排水スリット２３が２列形成され、各列に排水スリット２３が管並設方向に２つ形成されて計４つの排水スリットが形成された構成を示している。図４（ｄ）～図４（ｅ）には、排水スリット２３が２列形成され、各列に排水スリット２３が１つ形成されて計２つの排水スリットが形成された構成を示している。

　図４に示すように、排水スリット２３は、管軸方向において隣り合うフィン部２４同士で管並設方向の位置が互いにずれるように配置されている。排水スリット２３の配置を上記配置としたことで、コルゲートフィン２における凝縮水の排水は以下の流れとなる。ここでは、上下に隣接する２枚のフィン部２４を用いて凝縮水の流れについて説明する。

　上側のフィン部２４の表面に発生した凝縮水は、上側のフィン部２４の排水スリット２３から下部側のフィン部２４上に流下する。ここで、上述したように、排水スリット２３の位置は、管軸方向において隣り合うフィン部２４同士で管並設方向に互いにずれている。このため、上側のフィン部２４における排水スリット２３の真下の領域の一部は、下側のフィン部２４における排水スリット２３の非形成部分であって、凝縮水が発生して保持されている部分である。よって、上側のフィン部２４の排水スリット２３から下側のフィン部２４上に落ちた凝縮水４は、下側のフィン部２４の表面に保持されて流れにくくなった凝縮水４と合流する。合流することで量が多くなった凝縮水４は流下しやすくなり、下側のフィン部２４の排水スリット２３を通じて排水される。上記の凝縮水の流れが、管軸方向に隣接する２枚のフィン部２４間で上下方向に順次繰り返されることで、各フィン部２４の表面に保持される凝縮水４が少なくなり、効率の良い排水が行われる。

　ところで、図４（ａ）、図４（ｂ）および図４（ｃ）では、管軸方向に見て排水スリット２３が平板部２１の管並設方向の両端の頂部２０に重なって形成されている。図４（ｄ）および図４（ｅ）では、管軸方向に見て排水スリットの２４が、平板部２１の管並設方向の一端の頂部２０に重なって形成されている。以下では、フィン部２４において排水スリット２３が頂部２０と重なっている部分を排水頂部２０ａといい、フィン部２４において排水スリット２３が頂部２０と重なっていない部分を説明の便宜上、非排水頂部２０ｂという。

　図４（ａ）、図４（ｂ）および図４（ｃ）では、排水スリット２３が２列あり、各列に２つの排水スリット２３が、フィン部２４の管並設方向の両端の頂部２０に重なっている。このため、図４（ａ）、図４（ｂ）および図４（ｃ）では、フィン部２４に排水頂部２０ａが４つある。

　図４（ｄ）では、排水スリット２３が２列あり、各列に１つの排水スリット２３が、フィン部２４の管並設方向の一端側（図４の右側）の頂部２０に重なっている。このため、図４（ｄ）のフィン部２４には、排水頂部２０ａが２つある。図４（ｄ）において、フィン部２４の管並設方向の他端側（図４の左側）の頂部２０には、各列に１つの排水スリット２３が重なっていない。このため、図４（ｄ）のフィン部２４には、非排水頂部２０ｂが２つある。

　図４（ｅ）では、排水スリット２３が２列あり、各列に１つの排水スリット２３が、フィン部２４の管並設方向の他端側（図４の左側）の頂部２０に重なっている。このため、図４（ｅ）のフィン部２４には、排水頂部２０ａが２つある。図４（ｅ）において、フィン部２４の管並設方向の一端側（図４の右側）の頂部２０には、各列に１つの排水スリット２３が重なっていない。このため、図４（ｄ）のフィン部２４には、非排水頂部２０ｂが２つある。

　頂部２０は、平板状のフィン材をＶ字状に折り曲げて形成された部分であるため、その頂部２０の内側空間は狭くなっている（後述の図６参照）。よって、頂部２０の内側表面に発生した凝縮水４は、凝縮水４に発生する表面張力によって頂部２０の内側空間に保持されて滞留しやすい。このため、頂部２０が排水頂部２０ａを有することで、頂部２０の内側空間に凝縮水が滞留することを防止でき、排水性を向上できる。なお、排水頂部２０ａの数を多くすればするほど、排水性の向上効果が得られるが、その一方で、頂部２０は扁平伝熱管１と接合されて熱伝達が行われる部分であるため、排水頂部２０ａの数を多くすると、伝熱性の低下を招く。よって、排水性および伝熱性を考慮して排水頂部２０ａの数と非排水頂部２０ｂの数との割合を決めればよい。また、排水頂部２０ａの数を多くすると、フィン部２４と扁平伝熱管１との接合部分が少なくなって強度低下を招く。このため、コルゲートフィン２全体において排水頂部２０ａと非排水頂部２０ｂとがバランス良く配分されている構成が望ましい。

　このような構成としたことで、扁平伝熱管１とコルゲートフィン２との接触面積を減らさずに、伝熱性能の低下を抑制しつつ、排水性の向上を期待することができる。

　なお、図４では、管軸方向に見て排水スリット２３が平板部２１の管並設方向の両端の頂部２０に重なる位置に形成される例を示したが、次の図５の位置に形成してもよい。

　図５は、実施の形態１に係る熱交換器の変形例を示す図である。図５（ａ）は、管軸方向に隣接するフィン部２４のうち上側のフィン部２４を示し、図５（ｂ）は、管軸方向に隣接するフィン部２４のうち下側のフィン部２４を示している。図６は、図５の構成における凝縮水の流れの説明図である。
　図５では、管軸方向に見て排水スリット２３が平板部２１の管並設方向の両端の頂部２０の両方に重ならない位置に形成されている。

　図５の変形例における凝縮水の流れについて図６を参照して説明する。図６において点線の円で囲った頂部２０を構成する２枚のフィン部２４のうち、上側のフィン部２４Ａが図５（ａ）のフィン部２４に相当し、下側のフィン部２４Ｂが図５（ｂ）のフィン部２４に相当する。
　フィン部２４Ａおよびフィン部２４Ｂでは、排水スリット２３が管軸方向に見て頂部２０に重ならない配置となっているため、フィン部２４Ａとフィン部２４Ｂとの間の頂部２０は非排水頂部２０ｂとなっている。このため、非排水頂部２０ｂの内側空間に、凝縮水４に発生する表面張力によって凝縮水が滞留しやすくなる。以下では、凝縮水４が滞留した部分を頂部滞留部３０という。以下、頂部滞留部３０に滞留した凝縮水４の排水について説明する。

　フィン部２４Ａの上方のフィン部２４Ｃの表面に発生して溜まった凝縮水は、フィン部２４Ｃの排水スリット２３からフィン部２４Ａに向けて流下する。ここで、フィン部２４Ｃの排水スリット２３とフィン部２４Ａの排水スリット２３とは管並設方向（図６の左右方向）の位置がずらして形成されている。このため、フィン部２４Ｃの排水スリット２３の管並設方向の端部（ここでは図６の左側の端部）から流下した凝縮水４が、フィン部２４Ａの排水スリット２３を通過し、頂部滞留部３０に滞留した凝縮水４と合流する。この合流により、頂部滞留部３０の凝縮水４は、表面張力が破壊されて頂部滞留部３０から流れ出し、図６の点線矢印に示すようにフィン部２４Ｂの表面を流れる。このように、排水スリット２３が管軸方向に見て頂部２０に重ならない位置に形成されているフィン部２４においても、排水性を向上できる。

［排水スリット２３の列数と排水性との関係］
　図７は、排水スリットの列数に応じた排水特性の解析結果の一例を示す図である。図７の縦軸は熱交換器の残水量を示し、横軸は時間を示している。残水量の減少スピードが速いものほど、排水性が高いことを示している。排水性とは、単位時間あたりの排水量である。排水性の計測は一般的には、以下のように行われる。同じ開口面積の排水スリット２３を１列形成したフィン部と、２列形成したフィン部と、３列形成したフィン部と、のそれぞれのフィン部を有する実験モデルの熱交換器を作製する。そして、その各熱交換器を水槽に浸漬して取り出し、各熱交換器に残る残水量を時間の経過とともに計測する。図７は発明者らが開発した気液二相流の３次元解析を用いて、上記の試験評価を模擬した計算結果の一例をまとめたものである。

　図７より、排水スリット２３の列数が多い方が、排水性が高いことが分かる。これは、排水スリット２３を複数列形成することで、１枚のフィン部２４における合計の排水スリット２３の開口面積を大きくできるためである。

　また、発明者らの解析結果の一例では、２つの排水スリット２３を設けた場合と、その２つの排水スリット２３の合算の開口面積を有する排水スリット２３を一つ設けた場合と、の排水性を比較すると、２つの排水スリット２３を設けた場合の方が、排水性を高くできることが分かった。この排水性向上のメカニズムは、発明者らの分析によると、以下であることが分かった。排水スリット２３の開口面積を大きくしても、排水スリット２３の中央付近は排水に寄与せず、実際のところ、水は、排水スリット２３の内周部分を伝って流下する。よって、排水スリット２３の開口面積を大きくしても、排水性の向上効果は小さく、その一方で、伝熱面積低下による性能低下が大きくなる。したがって、排水スリット２３の内周長が長くなる様に排水スリット２３を複数列有する構成とすることが、排水性向上に有効である。これにより、熱交換器１０は、伝熱性能の低下を抑制しつつ、排水性を向上することができる。

　また、傾きが逆の２つのルーバー群のそれぞれが接近する部分の排水スリット２３が別々に分かれていることで、少ない排水開口面積で、排水を高める効果があると考えられる。発明者らの実験と解析によると、排水性の向上と伝熱性能の両立を図るためには、必ずしも開口面積を増やせば良い、という訳ではないことが分かった。これは、開口面積を増やすことによって、伝熱面積も減少し、熱交換器性能が低下するためである。発明者らの解析によると、排水は排水スリットの濡れぶち長さが重要であることを見出した。

　この解析結果によると、大きな開口の排水スリットを配置するよりも、小さい排水スリットを連続的に設ける方が濡れぶち長さを増加させることができ、排水性を向上させることができる。この考えに基づけば、特に傾きが逆の２つのルーバー群のそれぞれが別々の排水スリット２３に接近していることで、ルーバー群あたりの排水スリット２３の濡れぶち長さを大きくすることができ、これによって、排水スリット２３の開口面積を極力小さくしつつ、排水性を向上させることができる。

　以上より、熱交換器１０は、排水スリット２３を第１ルーバー群２２Ａと第２ルーバー群２２Ｂとの間に複数列有することで、伝熱性能を維持しつつ排水性を向上することができる。

［ルーバー間通風断面積ＡＬと排水スリット開口面積Ａｓとの比と、排水速度と、の関係］
　発明者らは、実験および解析により、ルーバー間通風断面積ＡＬと排水スリット開口面積Ａｓとの比と、排水速度と、の間に関係があることを見出した。この点について以下に説明する。

　図８は、ルーバー間通風断面積ＡＬと排水スリット開口面積Ａｓとの比と、排水性と、の関係を表したグラフの一例を示す図である。排水性とは、単位時間あたりの排水量であり、排水性が大きいほど、単位時間に多く排水されることを表している。ここでは一例として、ルーバー間通風断面積ＡＬと排水スリット開口面積Ａｓとの比が０．２５の場合の排水性を１００％と定義した場合の関係を示した解析結果のグラフを示している。この解析結果は、図７の場合と同様に、熱交換器を水槽に浸漬して取り出し、各熱交換器に残る残水量をある任意時間で算出した計算結果の一例をまとめたものである。図９は、図８の関係の説明に用いる各部の寸法を示す図で、熱交換器の一部の概略平面図である。図１０は、図８の関係の説明に用いる各部の寸法の説明図で、フィン部を空気流通方向に切断した概略断面図である。

　排水速度は、ルーバー間通風断面積ＡＬと排水スリット開口面積Ａｓとの比の影響を大きく受ける。ルーバー間通風断面積ＡＬは、ＮＬ×Ｌｓ×Ｌｗ＝ＮＬ×（（Ｌｐ×ｓｉｎθ）－ｔ）×Ｌｗで定義される。排水スリット開口面積Ａｓは、Ｎｓ×Ｓｗ×Ｓｓで定義される。
　ここで、
　ＮＬ［－］：ルーバー２２の数
　θ［ｒａｄ］：板部２２ｂの平板部２１に対する角度（以下、ルーバー角度という）
　Ｌｐ［ｍｍ］：隣接するルーバー２２間のピッチ
　Ｌｗ［ｍｍ］：ルーバー２２の管並設方向の幅（以下、ルーバー幅という）
　ｔ［ｍｍ］：コルゲートフィンの肉厚
　Ｎｓ［－］：排水スリット２３の列数
　Ｓｗ［ｍｍ］：排水スリット２３の管並設方向の幅（以下、排水スリット幅という）
　Ｓｓ［ｍｍ］：排水スリット２３の空気流通方向の長さ（以下、排水スリット長さという）

　ＡＬ／Ａｓが４以下では、ＡＬ／Ａｓの値が小さくなる程、排水速度が上昇しており、また、その上昇率も大きくなっている。よって、ルーバー間通風断面積ＡＬを一定とした場合、排水スリット開口面積Ａｓを増加させる程、排水速度の改善効果が大きくなる。このため、排水スリット２３を複数列設けて排水スリット開口面積Ａｓを増加させることで、排水速度を速くすることができる。

　ただし、ＡＬ／Ａｓが１未満まで下がってしまうと、排水速度を速くできるものの、排水スリット開口面積Ａｓの増加に対する排水速度の上昇率が低下する。これはＡＬ／Ａｓが１未満であると、排水スリット開口面積Ａｓがルーバー間通風断面積ＡＬを超えるため、排水スリット２３での排水処理量が大きく、ルーバー２２での排水特性に律速するからである。また、ＡＬ／Ａｓが１未満では、排水速度が速くて排水性は良いが、排水スリット開口面積Ａｓが増える分、伝熱性能が低下する。このため、ＡＬ／Ａｓ≧１にするのが排水性と伝熱性能とのバランスを考えると好ましい。

　一方、ＡＬ／Ａｓが４超では、排水スリット開口面積Ａｓの増加の割には排水速度が速くならない。このため、ＡＬ／Ａｓが４超とすることは、排水性の向上を図る上で有効ではない。排水スリット開口面積Ａｓの増加の割に排水速度が速くならないのは、ルーバー間通風断面積ＡＬが排水スリット開口面積Ａｓに対して大きすぎることで、ルーバー２２によって導水された凝縮水を排水スリット２３で十分に処理できないためと考えられる。

　以上より、ＡＬ／Ａｓが１以上、４以下の範囲において、排水スリット２３を設けることによる効果的な排水性の向上と伝熱性能の確保とが可能となる。図８の関係のグラフは、後述の実施の形態４で説明するような、フィン部２４の上流側突出部２ａを肉厚とするコルゲートフィン２に対しても当てはまる。また、図８の関係のグラフは、排水スリット２３の本数および配置に関係なく、ルーバー２２および排水スリット２３が設けられたコルゲートフィン２に当てはまる。よって、ルーバー２２および排水スリット２３が設けられたコルゲートフィン２を有する熱交換器であって、１≦ＡＬ／Ａｓ≦４を満たす熱交換器は、伝熱性を維持しつつ排水性を向上することができる。なお、図９および図１０のｈｓは、伝熱領域５０３（図９においてドットの網がけ部分）の空気流通方向の長さであり、この長さｈｓについては以下で説明する。

［伝熱領域５０３の空気流通方向の長さｈｓと１つの排水スリットの空気流通方向の長さＳｓとの関係］
　排水スリット２３が複数列形成される場合、排水スリット同士の間には伝熱領域５０３（図９および図１０参照）が形成される。伝熱領域５０３は、いわば排水スリット２３に囲まれた領域であるため伝熱面としての伝熱効果は低いが、渦を発生させ、乱流促進による伝熱領域５０３の下流での伝熱促進効果を発揮する。乱流促進の特性上、伝熱領域５０３の空気流通方向の長さｈｓが排水スリット２３の空気流通方向の長さＳｓよりも短い方が、伝熱性能を向上できる。また、発明者らの解析によると、伝熱領域５０３の空気流通方向の長さｈｓが排水スリット２３の空気流通方向の長さＳｓよりも短い方が、以下に説明するように排水性を向上できる。

　伝熱領域５０３の空気流通方向の長さｈｓが排水スリット２３の空気流通方向の長さＳｓよりも短い方が、空気流通方向に隣接する排水スリット２３同士の距離が近づく。空気流通方向に隣接する排水スリット２３同士の距離が近づくと、各排水スリット２３から落ちる水滴同士が結合し、１つの大きな水滴になって落下するようになる。つまり２つの細い排水スリット２３が１つの幅広のスリットのように機能する。よって、伝熱領域５０３の空気流通方向の長さｈｓが排水スリット２３の空気流通方向の長さＳｓよりも短い方が、排水性の向上効果が大きいと考えられる。

　伝熱領域５０３の空気流通方向の長さｈｓが排水スリット２３の空気流通方向の長さＳｓより少し長い程度であれば、排水性の向上効果が得られると考えられる。これは、各排水スリット２３に接近するルーバー２２が逆方向に傾斜しており、その各排水スリット２３が別々に分かれているためである。ただ、伝熱領域５０３の空気流通方向の長さｈｓが排水スリット２３の長さよりも大幅に長くなると、強度向上のメリットはあるが、伝熱領域５０３上に凝縮水が残りやすく、また各排水スリット２３から水滴が別々に落ちる形となる。このため、伝熱領域５０３の空気流通方向の長さｈｓが排水スリット２３の空気流通方向の長さＳｓよりも長くなると、排水性の向上効果が小さくなると考えられる。要するに、排水性の向上効果を得るには、複数個の排水スリット２３を空気流通方向に形成していることが重要であり、更に伝熱面積の縮小を極力抑えるためには、排水スリット２３同士の間隔を短くするとなお良い。

　上記と同様な理由から、ルーバー群２２Ａ、２２Ｂと排水スリット２３との空気流通方向の距離も、短いことが好ましい。伝熱領域５０３と排水スリット２３とに空気流通方向に長い平坦な領域があると、凝縮水が残りやすくなる。従って、空気流通方向の最も上流側にある排水スリット２３と第１ルーバー群２２Ａとの間、また、空気流通方向の最も下流側にある排水スリット２３と第２ルーバー群２２ｂとの間の空気流通方向の距離は、例えば１つのルーバー２２の空気流通方向の長さと同等以下にするとより良い。

　また、伝熱領域５０３と排水スリット２３とは、空気流通方向に交互に存在する。この構成は、見方を変えれば、１つの大きな穴の空気流通方向の途中に、管並設方向（図９の左右方向）に延びる細い橋が掛け渡され、１つの大きな穴が複数に区切られた構成に相当する。そして、この橋が、伝熱領域５０３に相当する。排水性向上のメカニズムとして、細い橋に相当する伝熱領域５０３を設けた構成とすることで、水が伝熱領域５０３を伝って２つの排水スリット２３間の空気流通方向の中央に導かれやすくなると考えられる。

　１つのフィン部２４の排水スリット２３間の中央付近から落下した水は、そのすぐ下にある別のフィン部２４の排水スリット２３間の中央付近に落下し、別のフィン部２４から導かれた水とあわさってさらに下にあるフィン部２４に落下していく。その結果、複数のフィン部２４が上下で離れていても、排水スリット２３の上下方向の排水がスムーズに行われる。つまり、排水スリット２３間に位置する伝熱領域５０３、言い換えれば排水スリット２３間に位置する平板部２１は、導水部としての機能も果たすことになる。以下、平板部２１において排水スリット２３間に位置する部分を導水部２１Ａということがある。導水部２１Ａは、長手方向が管並設方向であり、短手方向が空気流通方向である長板形状である。

　以上より、伝熱領域５０３の空気流通方向の長さｈｓが排水スリット２３の空気流通方向の長さＳｓよりも短い熱交換器は、伝熱性を維持しつつ排水性を向上することができる。なお、排水スリット２３を３個以上設ける場合、排水スリット２３は、排水スリット２３の空気流通方向の長さＳｓよりも短い間隔を空けて空気流通方向に複数個形成されればよい。

　ところで、伝熱領域５０３は、フィン材への排水スリット２３の穴開け加工時に生じるフィン材の反り変形を抑制する押さえとして働く。この点について、伝熱領域５０３を備えていない比較例のコルゲートフィンを用いて説明する。

　図１１は、比較例のコルゲートフィンにおける穴開け加工時のフィンの反り変形の説明図である。図１１は、コルゲート加工前のフィン材を示している。図１１の縦方向に延びる点線は、フィン部間の境界ラインを示している。
　比較例のフィン材５００は、伝熱領域５０３を備えておらず、排水スリットとなる一つの大きな開口５００ａを有する。開口５００ａは、上流側突出部２ａを除くフィン材５００の空気流通方向の中心部に配置される。このため、開口５００ａは、フィン材５００の空気流通方向の中心線５０４に対して偏った位置にある。このように開口５００ａが偏った位置にあると、偏っている側（図１１では上側）にモーメントが発生し、フィン材５００に反りが発生し、変形する。

　これに対し、実施の形態１のコルゲートフィン２は、いわば比較例において１つであった大きな開口５００ａを区切って複数の小さな開口に分けた構成に相当する。この構成では、小さな開口間に伝熱領域５０３が形成される。言い換えれば、小さな開口間に穴ではないフィン材部分が形成される。このため、このフィン材部分が反り変形を抑制する押さえとして働き、実施の形態１のコルゲートフィン２は、反り変形を改善できる。

［ルーバー２２の角度］
　発明者らの実験および解析によると、ルーバー角度が排水性に大きな影響を与えることが分かった。この点について以下に説明する。

　図１２は、ルーバー角度に応じた排水特性の解析結果の一例を示す図である。図１２の縦軸は熱交換器の残水量、横軸は時間を示している。残水量の減少スピードが速いものほど、排水性が高いことを示している。この解析は、以下のように行われる。ルーバー角度１５°のルーバーが形成されたフィン部、ルーバー角度２０°のルーバーが形成されたフィン部、ルーバー角度３０°のルーバーが形成されたフィン部、ルーバー角度４０°のルーバーが形成されたフィン部、を有する熱交換器の計算モデルを作成する。そして、発明者らが開発した気液２相流の３次元解析技術を用いて、熱交換器を水槽に浸漬して取り出し、各熱交換器に残る残水量を時間の経過とともに算出する。図１２の解析結果は、この計測結果をまとめたものである。

　図１２に示すように、ルーバー角度の増加に伴い、残水量の減少スピードが速くなり、排水性が高くなることが分かる。これは、ルーバー角度の増加に伴い、重力による排水効果が大きくなり、ルーバー２２の表面に発生する凝縮水の表面張力が破れやすくなるからと考えられる。そして、ルーバー角度の増加に伴い、残水量の減少スピードは上昇するが、その上昇度合いは、ルーバー角度が３０°を超えると相対的に小さくなる。また、ルーバー角度が増加すると、ルーバー２２の板部２２ｂにおける通風抵抗が高くなって空気が流れにくくなる。よって、排水性の向上と空気の流れやすさとの両立を考える上では、ルーバー角度は１５°～３０°とすることが好ましい。

［コルゲートフィン２における排水スリット２３の加工］
　上述したように、コルゲートフィン２は、排水頂部２０ａと非排水頂部２０ｂとがバランス良く混在する構成が望ましい。このような構成を実現するにあたっては、コルゲート加工前のフィン材に対して排水スリット２３を以下の配置で加工すればよい。以下、フィン材に対する排水スリット２３の配置について、以下の図１３～図１６を用いて４パターンを説明する。以下の図１３～図１６は、コルゲート加工前の平板状のフィン材を示している。また、図１３～図１６において縦方向に延びる点線はフィン部間の境界ラインｌ３を示している。

［排水スリット２３の形状］
　コルゲートフィン２における凝縮水の主な排水メカニズムは、ルーバー２２によって空気流通方向に流下し、排水スリット２３に集水されて排水される。このため、排水スリット２３は同一開口面積および同一濡れぶち長さであっても、管並設方向に長く、空気流通方向に短い形状であると、伝熱面積の減少を極力抑えつつ、排水性を向上させることができる。したがって、加工性等を考慮すると、図４、図５、図９および図１８等に図示しているように、例えば、長方形の形状であることが好ましい。

（配置パターン１）
　図１３は、実施の形態１に係るコルゲートフィンにおける排水スリット用開口の配置パターン１の説明図である。のフィン材を示す図である。
　配置パターン１では、排水スリット２３となる開口２３ａの幅Ｌ２が、フィン部２４の管並設方向の長さＬ１よりも長い。隣り合うフィン部２４の開口２３ａ同士の間隔は、等間隔である。つまり、この間隔の長さＬ３は、フィン材５０の長手方向の各位置で同じである。開口２３ａは、境界ラインｌ３を跨ぐようにして配置されている。コルゲート加工前のフィン材５０に対して排水スリット２３となる開口２３ａを上記のサイズおよび配置で加工することで、コルゲート加工後のコルゲートフィン２において、排水頂部２０ａと非排水頂部２０ｂとをバランス良く混在した構成を形成できる。

（配置パターン２）
　図１４は、実施の形態１に係るコルゲートフィンにおける排水スリット用開口の配置パターン２の説明図である。
　配置パターン２では、排水スリット２３となる開口２３ａの幅Ｌ２が、フィン部２４の管並設方向の長さＬ１よりも短い。隣り合うフィン部２４の開口２３ａ同士の間隔は、等間隔である。つまり、この間隔の長さＬ３は、フィン材５０の長手方向の各位置で同じである。なお、長さＬ３は、Ｌ１からＬ２を減算した値以外の値を取る。これは、Ｌ３がＬ１からＬ２を減算した値であると、排水頂部２０ａと非排水頂部２０ｂとが混在せず、全頂部２０が排水頂部２０ａまたは非排水頂部２０ｂとなる可能性があるためである。コルゲート加工前のフィン材５０に対して排水スリットとなる開口２３ａを上記のサイズおよび配置で加工することで、コルゲート加工後のコルゲートフィン２において、排水頂部２０ａと非排水頂部２０ｂとをバランス良く混在した構成を形成できる。

（配置パターン３）
　図１５は、実施の形態１に係るコルゲートフィンにおける排水スリット用開口の配置パターン３の説明図である。
　配置パターン３では、排水スリット２３となる開口２３ａの幅Ｌ２が、フィン部２４の管並設方向の長さＬ１よりも短い。そして、隣り合うフィン部２４の開口２３ａ同士の間隔は、等間隔ではない。つまり、この間隔の長さＬ３は、フィン材５０の長手方向の各位置で異なる。パターン３は、フィン材５０の長手方向に５つの開口２３ａを有する配置パターンを１周期として、この配置パターンがフィン材５０の長手方向に周期的に繰り返される構成となっている。

　コルゲート加工前のフィン材５０に対して開口２３ａを上記のサイズおよび配置で加工することで、コルゲート加工後のコルゲートフィン２において、排水頂部２０ａと非排水頂部２０ｂとをバランス良く混在した構成を形成できる。特に、Ｌ３を調整することで、１枚のコルゲートフィン２における排水頂部２０ａと非排水頂部２０ｂとの割合を調整できるため、排水性と伝熱性能とを、設計に基づいてバランスさせることができる。

（配置パターン４）
　図１６は、実施の形態１に係るコルゲートフィンにおける排水スリット用開口の配置パターン４の説明図である。
　配置パターン４は、排水スリット２３となる開口２３ａの幅Ｌ２が各位置で異なるものである。そして、隣り合うフィン部２４の開口２３ａ同士の間隔は、等間隔である。つまり、この間隔の長さＬ３は、フィン材５０の長手方向の各位置で同じである。パターン４は、フィン材５０の長手方向に５つの開口２３ａを有する配置パターンを１周期として、この配置パターンがフィン材５０の長手方向に周期的に繰り返される構成となっている。

　コルゲート加工前のフィン材５０に対して開口２３ａを上記のサイズおよび配置で加工することで、コルゲート加工後のコルゲートフィン２において、排水頂部２０ａと非排水頂部２０ｂとをバランス良く混在した構成を形成できる。特に、Ｌ２を調整することで、１枚のコルゲートフィン２における排水頂部２０ａと非排水頂部２０ｂとの割合を調整できるため、排水性と伝熱性能とを、設計に基づいてバランスさせることができる。

　なお、上記の配置パターン１～配置パターン４のフィン材５０はいずれも、特定の配置パターンがフィン材５０の長手方向に周期的に繰り返される構成である。このため、上記構成のフィン材５０をコルゲート加工することで作製されたコルゲートフィン２は、排水スリット２３の管並設方向の位置が同じフィン部２４が、管軸方向に数枚のフィン部毎に周期的に繰り返し登場する構成となる。熱交換器１０は、この構成を有することで、結果的に排水頂部２０ａと非排水頂部２０ｂとをバランス良く混在させた構成にできる。その結果、伝熱性能を維持しつつ排水性を向上した熱交換器１０を得ることができる。

［排水スリット２３の穴開け加工］
　配置パターン１～配置パターン４のように、フィン材５０の長手方向に特定の配置パターンが周期的に繰り返される構成の場合、コルゲートカッターまたはコルゲート穴あけローラーなどを用いて排水スリット２３の加工を行うことができる。次の図１７にコルゲートカッターを用いた穴開け加工の様子を示す。

　図１７は、コルゲートカッターによる排水スリットの穴開け加工の説明図である。
　一対のコルゲートカッター５０１、５０２が対向して配置され、一対のコルゲートカッター５０１、５０２の間にフィン材５０が配置されている。フィン材５０が白抜き矢印の方向に送られることで一対のコルゲートカッター５０１、５０２が実線矢印の方向に回転し、回転しながらフィン材５０に対して排水スリット２３となる開口２３ａの穴開けを行う。

　このように排水スリット２３の加工にコルゲートカッターまたはコルゲート穴あけローラーを用いることで、コルゲートフィン２を製造する際の加工スピードを速くできる。なお、配置パターンが周期的に繰り返される構成ではない場合、コルゲートカッターを用いた製造はできないが、本開示は、配置パターンが周期的に繰り返される構成に限定されるものではない。

［効果］
　以上説明したように、実施の形態１の熱交換器１０は、断面が扁平形状に形成され、貫通孔で形成された流路を複数有し、上下方向に立てて配置されて空気流通方向と直交する方向に間隔を空けて並設された複数の扁平伝熱管１と、複数の扁平伝熱管１同士の間に配置されたコルゲートフィン２と、を備えた熱交換器である。コルゲートフィン２は、板状のフィン部２４が複数の扁平伝熱管１の管軸方向に波形状に連なる構成を有する。フィン部２４は、複数の扁平伝熱管１の並設方向である管並設方向に延びて形成され、フィン部２４の上面の水を落下させて排水する排水スリット２３と、管並設方向に延びるルーバースリット２２ａとフィン部２４の平板状の平板部２１に対して傾斜した板部２２ｂとを有する複数のルーバー２２と、を備える。複数のルーバー２２は、排水スリット２３よりも空気流通方向の上流側に形成された第１ルーバー群２２Ａと、排水スリット２３よりも空気流通方向の下流側に形成された第２ルーバー群２２Ｂとに分けられる。第１ルーバー群２２Ａの板部２２ｂと第２ルーバー群２２Ｂの板部２２ｂとは、平板部２１に対して互いに逆向きに傾斜している。排水スリット２３は、第１ルーバー群２２Ａと第２ルーバー群２２Ｂとの間に、空気流通方向に間隔を空けて複数個形成されている。

　上記構成により、実施の形態１の熱交換器１０は、伝熱性を維持しつつ排水性を向上することができる。

　排水スリット２３同士の間隔は、排水スリット２３の空気流通方向の長さＳｓよりも短い。排水スリット２３同士の間隔は、複数個形成された排水スリット２３によって空気流通方向に挟まれるフィン部２４の領域である伝熱領域５０３の空気流通方向の長さｈｓである。よって、伝熱領域５０３の空気流通方向の長さｈｓが、排水スリット２３の空気流通方向の長さＳｓよりも短い。

　また、実施の形態１の熱交換器１０は、ルーバー間通風断面積ＡＬを、ＡＬ＝（（Ｌｐ×ｓｉｎθ）－ｔ）×ＮＬ×Ｌｗ、排水スリット開口面積Ａｓを、Ａｓ＝Ｎｓ×Ｓｗ×Ｓｓと定義したとき、１≦ＡＬ／Ａｓ≦４を満たす。

　複数のルーバー２２のそれぞれの板部２２ｂの平板部２１に対する角度は、１５°～３０°である。

　上記構成により、実施の形態１の熱交換器１０は、排水性の向上と空気の流れやすさとの両立を行える。

　フィン部２４は、平板部２１の管並設方向の両端部に複数の扁平伝熱管１に接合される頂部２０を有する。複数のフィン部２４の一部は、管軸方向に見て両端部の一方または両方の頂部２０に重なる位置に排水スリット２３が形成されている。また、複数のフィン部２４の一部は、管軸方向に見て両端部の頂部２０の両方に重ならない位置に排水スリット２３が形成されている。

　上記構成により、実施の形態１の熱交換器１０は、排水性と伝熱性能とを設計に基づいてバランスさせることができる。

　排水スリット２３の管並設方向の位置が、管軸方向に隣接するフィン部同士で互いにずれている。

　上記構成により、実施の形態１の熱交換器１０は、排水性を向上できる。

　コルゲートフィン２は、排水スリット２３の空気流通方向の位置が同じフィン部２４が管軸方向に周期的に繰り返し登場する構成を有する。

　上記構成により、伝熱性能を維持しつつ排水性を向上した熱交換器１０を得ることができる。

実施の形態２．
　実施の形態２は、実施の形態１の熱交換器１０を空気流通方向に複数備えた構成に関する。以下、実施の形態２が実施の形態１と異なる点を中心に説明し、実施の形態２で説明されていない構成は実施の形態１と同様である。

　図１８は、実施の形態２に係る熱交換器の一部を拡大して示した概略平面図である。図１９は、図１８の熱交換器のコルゲートフィンにおける排水スリット用開口の配置パターンを示す図である。
　実施の形態２に係る熱交換器１０Ａは、複数の扁平伝熱管１が空気流通方向に間隔を空けて２列配置され、２列に共通にコルゲートフィン２が配置された構成を有する。ここで、風上側（空気流通方向の上流側ということもある）の扁平伝熱管１を扁平伝熱管１Ａとし、風下側（空気流通方向の下流側ということもある）の扁平伝熱管１を扁平伝熱管１Ｂとする。扁平伝熱管１Ａの扁平断面の長手方向の寸法Ｌ４と、扁平伝熱管１Ｂの扁平断面の長手方向の寸法Ｌ５とは、同じであってもよいし、異なっていてもよい。なお、ここでは扁平伝熱管１が２列の構成を示したが、３列以上でもよい。

　実施の形態２に係る熱交換器１０Ａのコルゲートフィン２は、扁平伝熱管１Ａおよび扁平伝熱管１Ｂに共通に配置され、扁平伝熱管１Ａおよび扁平伝熱管１Ｂとろう付けされて接合されている。コルゲートフィン２は、各列に対応してルーバー２２および排水スリット２３を備えている。

　風上側の排水スリット２３である第１排水スリット２３Ａは、扁平伝熱管１Ａの扁平断面の長手方向の長さに対応する範囲内に形成されている。風上側の複数のルーバー２２は、第１排水スリット２３Ａよりも空気流通方向の上流側に形成された第１ルーバー群２２Ａと、排水スリット２３よりも空気流通方向の下流側に形成された第２ルーバー群２２Ｂと、に分けられる。図示省略するが、第１ルーバー群２２Ａの板部２２ｂと第２ルーバー群２２Ｂの板部２２ｂとは、平板部２１に対して互いに逆向きに傾斜している。

　風下側の排水スリット２３である第２排水スリット２３Ｂは、扁平伝熱管１Ｂの扁平断面の長手方向の長さに対応する範囲内に形成されている。風下側の複数のルーバー２２は、第２排水スリット２３Ｂよりも空気流通方向の上流側に形成された第１ルーバー群２２Ａと、第２排水スリット２３Ｂよりも空気流通方向の下流側に形成された第２ルーバー群２２Ｂと、に分けられる。図示省略するが、第１ルーバー群２２Ａの板部２２ｂと第２ルーバー群２２Ｂの板部２２ｂとは、平板部２１に対して互いに逆向きに傾斜している。

　図１８では、第１排水スリット２３Ａおよび第２排水スリット２３Ｂのそれぞれが、空気流通方向に２列形成されており、各列において管並設方向に２つ形成されているが、この構成に限られない。また、図１８および図１９では、フィン部２４における第１排水スリット２３Ａと第２排水スリット２３Ｂとの管並設方向の位置が同じであるが、次の図２０および図２１に示すように異ならせてもよい。

　図２０は、実施の形態２に係る熱交換器の変形例の一部を拡大して示した概略平面図である。図２１は、図１９の熱交換器のコルゲートフィンにおける排水スリット用開口の配置パターンを示す図である。
　この変形例の熱交換器１０Ａでは、フィン部２４における第１排水スリット２３Ａおよび第２排水スリット２３Ｂの管並設方向の位置が異なっている。

［排水性および伝熱性の調整］
　実施の形態２に係る熱交換器１０Ａでは、排水スリット２３の位置または排水スリット２３の幅の調整によって、風上側と風下側とで排水性および伝熱性能を個別に調整できる。具体的には、排水スリット２３の位置を調整して排水頂部２０ａの個数が増えるようにすれば排水性を向上でき、排水頂部２０ａの個数を少なくすれば伝熱性を向上できる。また、排水スリット２３の幅を大きくすれば排水性を向上でき、排水スリット２３の幅を小さくすれば伝熱性を向上できる。

　ところで、熱交換器１０Ａが蒸発器として使用される場合、風上側の方が風下側よりも伝熱性能が高いため、風上側で凝縮水が発生しやすい。よって、風上側では排水性が求められる。一方、風下側は風上側よりも伝熱性能が低く、凝縮水の発生が少ないため、排水性よりも伝熱性能が求められる。つまり、熱交換器１０Ａが蒸発器として使用される場合、風上側では排水優先、風下側では伝熱優先の構成が求められる。

　この構成を実現するには、排水スリット２３の位置を以下のように調整すればよい。すなわち、１枚のコルゲートフィン２において風上側の排水頂部２０ａの個数をＮとし、風下側の排水頂部２０ａの個数をＭと定義する。この場合、Ｎ＞Ｍを満足するように第１排水スリット２３Ａおよび第２排水スリット２３Ｂの位置を調整する。これにより、風上側が排水優先、風下側が伝熱優先とされた熱交換器を構成できる。また、１枚のコルゲートフィン２において風上側の複数の第１排水スリット２３Ａの合計の排水スリット幅をＳｗ_Ｆ、風下側の複数の第２排水スリット２３Ｂの合計の排水スリット幅をＳｗ_Ｂと定義する。このとき、Ｓｗ_Ｆ＞Ｓｗ_Ｂの関係を満足する構成とする。これにより、風上側が排水優先、風下側が伝熱優先とされた熱交換器を構成できる。

　このように風下側を伝熱優先とした熱交換器１０Ａを構成できることで、風上側と風下側とにおける伝熱性能の差を少なくできる。風上側と風下側との伝熱性能の差を少なくできることで、低温空気条件においてフィン部表面に着霜する霜の厚さを均一に近づけられる。フィン部表面に着霜する霜の厚さを均一に近づけられることで、結果として低温空気条件における熱交換性能が向上する。

［効果］
　以上のように、実施の形態２の熱交換器１０Ａは、実施の形態１と同様の効果が得られるとともに、以下の効果が得られる。実施の形態２の熱交換器１０Ａは、管並設方向に並ぶ複数の扁平伝熱管１が空気流通方向に間隔を空けて複数列配置され、複数列で共通にコルゲートフィン２が配置された構成を有する。この構成により、各列における第１排水スリット２３Ａおよび第２排水スリット２３Ｂのそれぞれの位置および排水スリット幅の一方または両方を調整することで、風上側と風下側とで排水性および伝熱性能を調整できる。これにより、実施の形態２の熱交換器１０Ａは、低温空気条件での熱交換性能を向上できる。

実施の形態３．
　実施の形態３は、実施の形態２の熱交換器１０Ａにさらに、列間排水スリットが形成された構成に関する。以下、実施の形態３が実施の形態２と異なる点を中心に説明し、実施の形態３で説明されていない構成は実施の形態２と同様である。

　図２２は、実施の形態３に係る熱交換器の一部を拡大して示した概略平面図である。
　実施の形態３に係る熱交換器１０Ｂは、扁平伝熱管１Ａと扁平伝熱管１Ｂとの間の平板部２１であって、扁平伝熱管１と接合されない非接合領域２１ａに列間排水スリット２３Ｃが形成された構成を有する。列間排水スリット２３は、コルゲートフィン２に形成された貫通孔である。非接合領域２１ａに列間排水スリット２３Ｃを設けることで、伝熱性能が低くなる領域における排水性を向上できる。なお、図２２では、列間排水スリット２３Ｃが空気流通方向に２列形成された例を示しているが、列間排水スリット２３Ｃは１列でもよいし、３列以上でもよい。また、図２２では、２列の列間排水スリット２３Ｃの管並設方向の位置が揃っているが、次の図２３のように位置がずれていてもよい。

　図２３は、実施の形態３に係る熱交換器の変形例の一部を拡大して示した概略平面図である。
　この変形例の熱交換器１０Ｂでは、２列の列間排水スリット２３Ｃの管並設方向の位置がずれている。

　図２４は、図２２および図２３のＡ－Ａ断面図である。図２４の一点鎖線は、２列形成された列間排水スリット２３Ｃの空気流通方向の中央位置を示す中心線である。図２４の矢印は、排水時の凝縮水の流れを示している。
　実施の形態３の熱交換器１０Ｂは、列間排水スリット２３Ｃを主たる排水スリットとして用いる。このため、複数のルーバー２２を第１ルーバー群２２Ａと第２ルーバー群２２Ｂとに分ける排水スリットは列間排水スリット２３Ｃである。つまり、列間排水スリット２３Ｃよりも空気流通方向の上流側のルーバー群が第１ルーバー群２２Ａであり、列間排水スリット２３Ｃよりも空気流通方向の下流側のルーバー群が第２ルーバー群２２Ｂである。そして、実施の形態１で説明したように、第１ルーバー群２２Ａの板部２２ｂと第２ルーバー群２２Ｂの板部２２ｂとが、平板部２１に対して互いに逆向きに傾斜している。このような構成とすることで、ルーバー２２の板部２２ｂに沿って流れた凝縮水は、下方のフィン部２４の列間排水スリット２３Ｃに向かって導水され、排水性を向上できる。

　列間排水スリット２３Ｃの開口面積は、第１排水スリット２３Ａおよび第２排水スリット２３Ｂのそれぞれの開口面積よりも大きく構成されている。本構成では、列間排水スリット２３Ｃに向かって凝縮水が導水される。このため、列間排水スリット２３Ｃの開口面積が、第１排水スリット２３Ａおよび第２排水スリット２３Ｂのそれぞれの開口面積よりも大きいことで、同じ開口面積とする場合よりも排水性を向上できる。なお、排水性向上の観点からすると、列間排水スリット２３Ｃの開口面積が、第１排水スリット２３Ａおよび第２排水スリット２３Ｂのそれぞれの開口面積よりも大きい方が好ましいが、同じ開口面積でもよい。また、列間排水スリット２３Ｃは一列でもよいが、複数列化した場合には、排水性を向上させる効果が大きくなり、なお、良い。なお、第１排水スリット２３Ａ、第２排水スリット２３Ｂおよび列間排水スリット２３Ｃの管並設方向の位置は、互いにずれても良いし、揃っていてもよい。

　ところで、図２２の構成と図２３の構成とを比較すると、図２３の構成は、２列の列間排水スリット２３Ｃの空気流通方向の間に形成される伝熱領域５０３の面積が図２２の構成よりも小さい。図２２および図２３においてドットの網がけ部分が伝熱領域５０３である。伝熱領域５０３は列間排水スリット２３Ｃの間に形成されていることで、強度の弱い部分ともいえる。図２３の構成は、この強度の弱い部分の面積を図２３よりも小さくできるため、図２２の構成よりもフィン強度の強い熱交換器を構成できる。

［効果］
　以上説明したように、実施の形態３の熱交換器１０Ｂは、実施の形態２と同様の効果が得られるとともに、各列の扁平伝熱管１の空気流通方向の間に対応する位置に列間排水スリット２３Ｃが形成されているので、排水性を向上できる。列間排水スリット２３Ｃよりも空気流通方向の上流側の第１ルーバー群２２Ａの板部２２ｂと、列間排水スリット２３Ｃよりも空気流通方向の下流側の第２ルーバー群２２Ｂの板部２２ｂとは、平板部２１に対して互いに逆向きに傾斜している。これにより、列間排水スリット２３Ｃに向かって凝縮水が導水され、排水性を向上できる。また、列間排水スリット２３Ｃの開口面積が、列間排水スリット以外の排水スリットである第１排水スリット２３Ａおよび第２排水スリット２３Ｂのそれぞれの開口面積よりも大きいため、同じ開口面積とする場合よりも排水性を向上できる。

実施の形態４．
　実施の形態４は、実施の形態３の熱交換器１０Ｂにおけるフィン部２４の上流側突出部２ａを肉厚の構成としたものである。以下、実施の形態４が実施の形態３と異なる点を中心に説明し、実施の形態４で説明されていない構成は実施の形態３と同様である。

　図２５は、実施の形態４に係る熱交換器の一部を拡大して示した概略平面図である。図２６は、図２５のＢ－Ｂ断面図である。
　実施の形態４の熱交換器１０Ｃは、コルゲートフィン２の上流側突出部２ａの板厚が、コルゲートフィン２の上流側突出部２ａ以外の部分よりも肉厚となっている。上流側突出部２ａは、図２６に示すように扁平伝熱管１よりも上流側に突出したフィン部２４が折り返されて肉厚に形成されている。

　熱交換器１０Ｃが蒸発器として使用される場合、最初に空気が衝突するコルゲートフィン２の上流側突出部２ａで凝縮水が発生しやすい。このため、低温空気条件では上流側突出部２ａに霜が付着しやすく、霜の付着に耐えうる強度が上流側突出部２ａに求められる。

　そこで、実施の形態４では、コルゲートフィン２の上流側突出部２ａを上流側突出部２ａ以外の部分よりも肉厚としている。これにより、上流側突出部２ａの強度を確保でき、霜が付着した場合の上流側突出部２ａの変形を抑制できる。

［効果］
　以上説明したように、実施の形態４の熱交換器１０Ｃは、実施の形態３と同様の効果が得られるとともに、コルゲートフィン２の上流側突出部２ａを上流側突出部２ａ以外の部分よりも肉厚としたので、以下の効果が得られる。すなわち、上流側突出部２ａの強度を向上でき、上流側突出部２ａに霜が付着した場合の上流側突出部２ａの変形を抑制できる。仮に、上流側突出部２ａが変形した場合、空気の流路が妨げられて結果的に熱交換能力の低下を招くが、実施の形態４では上流側突出部２ａの変形を抑制できることで、熱交換能力を維持できる。

　上流側突出部２ａは、扁平伝熱管１よりも上流側に突出したフィン部分が折り返されて肉厚となっている。このため、肉厚の上流側突出部２ａを容易に形成できる。なお、上流側突出部２ａの強度を確保する観点からすると、コルゲートフィン全体の肉厚を厚くする方法も考えられる。しかし、この方法とした場合、ルーバー２２の板部２２ｂの肉厚も増すため、ルーバー間通風断面積が小さくなり、ルーバー間からの凝縮水の排水性が低下する。これに対し、実施の形態４の熱交換器１０Ｃでは、肉厚が厚くなるのは上流側突出部２ａだけである。このため、実施の形態４の熱交換器１０Ｃは、排水性の低下を招くことなく上流側突出部２ａの強度を向上できる。

　なお、実施の形態４では、実施の形態３の熱交換器において、平板部２１の上流側突出部２ａを肉厚の構成としたが、実施の形態１または実施の形態２の熱交換器において、平板部２１の上流側突出部２ａを肉厚の構成としてもよい。

実施の形態５．
　実施の形態５は、実施の形態１～実施の形態４の熱交換器を備えた冷凍サイクル装置の一例としての空気調和装置に関する。

　図２７は、実施の形態５に係る空気調和装置の構成を示す図である。
　空気調和装置は、実施の形態１～実施の形態４の熱交換器を室外熱交換器２３０として用いる。ただし、これに限定するものではなく、実施の形態１～実施の形態４の熱交換器を室内熱交換器１１０として用いてもよいし、室外熱交換器２３０および室内熱交換器１１０の両方に用いてもよい。

　図２７に示すように、空気調和装置は、室外機２００と室内機１００とを、ガス冷媒配管３００および液冷媒配管４００により配管接続することで、冷媒回路を構成している。室外機２００は、圧縮機２１０、四方弁２２０、室外熱交換器２３０および室外ファン２４０を有している。実施の形態５の空気調和装置は、１台の室外機２００と１台の室内機１００とが配管接続されているものとするが、台数は任意である。

　圧縮機２１０は、吸入した冷媒を圧縮して吐出する。特に限定するものではないが、圧縮機２１０は、たとえばインバータ回路などにより、運転周波数を任意に変化させることにより、圧縮機２１０の容量を変化させることができる。四方弁２２０は、冷房運転時と暖房運転時とに応じて冷媒の流れを切り替える弁である。

　室外熱交換器２３０は、冷媒と室外の空気との熱交換を行う。室外熱交換器２３０は、暖房運転時においては蒸発器として機能し、冷媒を蒸発させ、気化させる。また、室外熱交換器２３０は、冷房運転時においては凝縮器として機能し、冷媒を凝縮し、液化させる。室外ファン２４０は、室外熱交換器２３０に室外の空気を送り込み、室外熱交換器２３０における熱交換を促す。

　一方、室内機１００は、室内熱交換器１１０、減圧装置１２０および室内ファン１３０を有している。室内熱交換器１１０は、空調対象となる室内の空気と冷媒との熱交換を行う。室内熱交換器１１０は、暖房運転時においては凝縮器として機能し、冷媒を凝縮し、液化させる。また、室内熱交換器１１０は、冷房運転時においては蒸発器として機能し、冷媒を蒸発させ、気化させる。

　減圧装置１２０は、冷媒を減圧して膨張させる。減圧装置１２０は、たとえば電子式膨張弁などで構成される。減圧装置１２０が電子式膨張弁で構成された場合には、減圧装置１２０は、制御装置（図示せず）などの指示に基づいて開度調整を行う。室内ファン１３０は、室内の空気を室内熱交換器１１０に通過させ、室内熱交換器１１０を通過させた空気を室内に供給する。

　次に、空気調和装置の各機器の動作について、冷媒の流れに基づいて説明する。まず、暖房運転について説明する。暖房運転時には、四方弁２２０は図２７の点線側に切り替えられる。圧縮機２１０により圧縮されて吐出した高温および高圧のガス冷媒は、四方弁２２０を通過し、室内熱交換器１１０に流入する。室内熱交換器１１０に流入したガス冷媒は、空調対象空間の空気と熱交換することで凝縮し、液化する。液化した冷媒は、減圧装置１２０で減圧されて気液二相状態となった後、室外熱交換器２３０に流入する。室外熱交換器２３０に流入した冷媒は、室外ファン２４０から送られた室外の空気と熱交換することで蒸発し、ガス化する。ガス化した冷媒は、四方弁２２０を通過して、再度、圧縮機２１０に吸入される。以上のようにして冷媒が循環することで、空気調和装置は暖房に係る空気調和を行う。

　次に、冷房運転について説明する。冷房運転時には、四方弁２２０は図２７の実線側に切り替えられる。圧縮機２１０により圧縮されて吐出した高温および高圧のガス冷媒は、四方弁２２０を通過し、室外熱交換器２３０に流入する。室外熱交換器２３０に流入したガス冷媒は、室外ファン２４０が供給した室外の空気と熱交換することで凝縮し、液化する。液化した冷媒は、減圧装置１２０で減圧されて気液二相状態となった後、室内熱交換器１１０に流入する。室内熱交換器１１０に流入した冷媒は、空調対象空間の空気と熱交換することで蒸発し、ガス化する。ガス化した冷媒は、四方弁２２０を通過して再度圧縮機２１０に吸入される。以上のようにして冷媒が循環することで、空気調和装置は冷房に係る空気調和を行う。

［効果］
　実施の形態５の空気調和装置は、実施の形態１～実施の形態４の熱交換器を備えているので、熱交換器における伝熱性能を維持しつつ排水性を向上することが可能である。

　なお、実施の形態５では、冷凍サイクル装置が空気調和装置であるものとして説明したが、これに限られたものではなく、冷蔵冷凍倉庫等を冷却する冷却装置または給湯装置などとしてもよい。

実施の形態６．
　実施の形態６は、上記実施の形態３の変形例に相当する。以下、実施の形態６が実施の形態３と異なる点を中心に説明し、実施の形態６で説明されていない構成は実施の形態３と同様である。

　図２８は、実施の形態６に係る熱交換器の一部を拡大して示した概略平面図である。図２９は、図２８のＢ－Ｂ断面図である。上記実施の形態３では、排水スリット２３Ａおよび排水スリット２３Ｂの数について特に言及せず、図２２には、それぞれ２つの例を示した。排水スリット２３Ａは、第１ルーバー群２２Ａの空気流通方向の間に形成された排水スリットであり、排水スリット２３Ｂは、第２ルーバー群２２Ｂの空気流通方向の間に形成された排水スリットである。これに対し、実施の形態６の熱交換器１０Ｄは、図２８に示すように排水スリット２３Ａおよび排水スリット２３Ｂを１個に限定したものである。つまり、排水スリット２３Ａおよび排水スリット２３Ｂの数は、複数に限らず１個でもよい。なお、列間排水スリット２３Ｃは、複数個である。

　実施の形態６のフィン表面の凝縮水の排水挙動について説明する。フィン表面の凝縮水は、第１ルーバー群２２Ａおよび第２ルーバー群２２Ｂによって、フィン部２４の空気流通方向（図２８の白抜き矢印方向）の中間部付近（以下、列間中央付近という）に集水され、列間排水スリット２３Ｃから排水される。このため、凝縮水の量は、列間中央付近で多くなる。よって、第１ルーバー群２２Ａの形成領域の中央付近および第２ルーバー群２２Ｂの形成領域の中央付近の凝縮水の量は、列間中央付近に比べて相対的に少なくなる。言い換えると、列間中央付近の排水律速となる。なお、ここでの「中央」とは、空気流通方向における中央である。

　このように、第１ルーバー群２２Ａの形成領域の中央付近および第２ルーバー群２２Ｂの形成領域の中央付近の凝縮水の量は、列間中央付近に比べて相対的に少なくなる。このため、熱交換器１０Ｄは、相対的に凝縮水の量の多い列間排水スリット２３Ｃを複数個とし、相対的に凝縮水の量の少ない排水スリット２３Ａおよび排水スリットＢを１個とする。これにより、熱交換器１０Ｄは、凝縮水の排水性を向上しつつ、伝熱性能に優れたものとなる。

　また、発明者らの解析に基づく、凝縮水の分布によると、熱交換器１０Ｄは、以下の関係を満足すると、凝縮水の分布に適した排水性向上と伝熱性能の向上とを両立することができ、なお、良い。
　Ａ_Ｃ＞Ａ_ＡまたはＡ_Ｃ＞Ａ_Ｂ、好ましくは、Ａ_Ｃ＞Ａ_Ａ＋Ａ_Ｂ
　ここで、
　Ａ_Ａ［ｍｍ^２］：第１ルーバー群２２Ａの空気流通方向の間に形成された排水スリット２３Ａの開口面積
　Ａ_Ｂ［ｍｍ^２］：第２ルーバー群２２Ｂの空気流通方向の間に形成された排水スリット２３Ｂの開口面積
　Ａ_Ｃ［ｍｍ^２］：列間排水スリット２３Ｃの開口面積

　また、図２８では排水スリット２３Ａ、排水スリット２３Ｂおよび列間排水スリット２３Ｃが周期的に管並設方向にずれていない場合について記載しているが、当然、実施の形態１で説明したように周期的にずれて形成されていても良い。

　また、実施の形態１でも説明したように、排水スリット２３間に位置する平板部２１は導水部２１Ａとしての機能を果たしており、実施の形態６の構成に置き換えて言えば、列間排水スリット２３Ｃ間に位置する平板部２１が導水部２１Ａに相当する。この導水部２１Ａが、仮に空気流通方向に長いと、各列間排水スリット２３Ｃ間の間隔が広がって、その分、排水スリット２３およびルーバー２２の配置領域が狭くなる。このため、導水部２１Ａは、空気流通方向にできるだけ短く形成されていると良い。熱交換器１０Ｄは、導水部２１Ａが空気流通方向にできるだけ短く形成されていると、排水スリット２３およびルーバー２２をフィン部２４に高密度で実装できて性能を向上できる。具体的には、導水部２１Ａの空気流通方向の長さδ_１［ｍｍ］は、δ_１＜δ_２を満足するように形成されていると良い。
ここで、
　δ_２［ｍｍ］：複数のルーバー２２と複数（ここでは２つ）の列間排水スリット２３Ｃとのうち、空気流通方向に隣接するルーバー２２と列間排水スリット２３との間の空気流通方向の距離。言い換えれば、複数のルーバー２２のうち列間中央側の端にあるルーバー２２と、このルーバー２２から最も近い列間排水スリット２３Ｃとの間の空気流通方向の距離。

　図３０は、実施の形態６に係る熱交換器の別の一例を示した図である。この例では、列間排水スリット２３Ｃが、フィン部２４において、空気流通方向に隣接する扁平伝熱管１Ａと扁平伝熱管１Ｂとが対向する先端同士の間に形成されている。ここで、対向する先端とは、一方が、扁平伝熱管１Ａの最も風下側の先端１Ａｂ（以下、風下端１Ａｂ）であり、他方が、扁平伝熱管１Ｂの最も風上側の先端１Ｂａ（以下、風上端１Ｂａ）である。このような領域、言い換えれば扁平伝熱管が並設されていない領域にのみ列間排水スリット２３Ｃを設けると、以下の理由から排水性が向上するので、なお、良い。扁平伝熱管が並設されていない領域にのみ列間排水スリット２３Ｃを設けた構成では、列間中央付近の凝縮水４が、列間排水スリット２３Ｃと、扁平伝熱管１Ａの風下側の端部表面と、扁平伝熱管１Ｂの風上側の端部表面と、の３箇所を有効に使って集中的に排水するため、排水性が向上する。

［効果］
　以上説明したように、実施の形態６の熱交換器１０Ｄは、実施の形態３と同様の効果が得られる。また、導水部２１Ａの空気流通方向の長さδ_１がδ_１＜δ_２の関係を満足するので、熱交換器１０Ｄは、排水スリット２３およびルーバー２２をフィン部２４に高密度で実装できて性能を向上できる。

　また、実施の形態６の熱交換器１０Ｄは、列間排水スリット２３Ｃが、空気流通方向において扁平伝熱管１Ａの風下端１Ａｂと扁平伝熱管１Ｂの風上端１Ｂａとの間のフィン部２４に形成されている。これにより、熱交換器１０Ｄは、排水性が向上する。

実施の形態７．
　実施の形態７は、風上側の扁平伝熱管１Ａおよびコルゲートフィン２のそれぞれの上流端の位置関係が実施の形態６の熱交換器１０Ｄと異なる。以下、実施の形態７が実施の形態６と異なる点を中心に説明し、実施の形態７で説明されていない構成は実施の形態６と同様である。

　図３１は、実施の形態７に係る熱交換器の一部を拡大して示した概略平面図である。実施の形態７の熱交換器１０Ｅは、コルゲートフィン２の空気流通方向（図３１の白抜き矢印方向）の最も風上側の先端２ａａ（以下、風上端２ａａ）が、扁平伝熱管１Ａの空気流通方向の最も風上側の先端１Ａａ（以下、風上端１Ａａ）よりも風下側に引っ込んだ構成を有する。見方を変えれば、扁平伝熱管１Ａの空気流通方向の風上端１Ａａが、コルゲートフィン２の風上端２ａａよりも風上側に突き出た構成を有する。なお、扁平伝熱管１Ａは、複数列（ここでは２列）配置される扁平伝熱管１のうち、最も風上側の列の扁平伝熱管である。Ｌ_１は、熱交換器１０Ｅの空気流通方向の長さであり、扁平伝熱管１Ａの風上端１Ａａと扁平伝熱管１Ｂの最も風下側の先端１Ｂｂ（以下、風下端１Ｂｂ）との間の空気流通方向の距離である。

　以下、上記構成の作用について説明する。
　熱交換器１０Ｅが蒸発器として使用される場合、氷点下以下の冷媒が伝熱管内部を流動し、空気が熱交換器１０Ｅを通過する際、空気は熱交換器１０Ｅを風上側から風下側に通過しながら伝熱管内部の冷媒と順次熱交換を行い、冷却される。そして、フィン表面には、冷却された空気によって凝縮水が発生する。熱交換器１０Ｅでは、風上側ほど冷媒と空気との温度差が大きく、熱交換量が大きくなる。このため、フィン表面に発生する凝縮水は、熱交換器１０Ｅの風上側ほど多くなり、着霜量も熱交換器１０Ｅの風上側ほど多くなる。

　熱交換器１０Ｅでは、コルゲートフィン２よりも風上側に突き出た部分である、扁平伝熱管１Ａの先端１Ａａを含む突き出し部１１ａが着霜しやすい部分となる。ここで、熱交換器１０Ｅは、コルゲートフィン２の先端２ａａが扁平伝熱管１Ａの空気流通方向の風上側の先端１Ａａよりも風下側に引っ込んだ構成を有するため、着霜空間を広くとることができる。熱交換器１０Ｅは、着霜空間を広くとることができるため、風上側においてフィン部２４自身と空気との温度差を小さくすることができる。

　ここで、着霜空間とは、図３１の風上側の複数の扁平伝熱管１Ａの風上部においてコルゲートフィン２が備わっていない部分の周囲の空間であり、フィンが存在しない分、着霜可能な空間を大きくとることができる。また、複数の扁平伝熱管１Ａの風上部ではフィンが存在しないため、熱伝達率が小さく、熱交換量を小さくすることができる。すなわち、熱交換器１０Ｅは、着霜量を小さくすることができる。これにより、熱交換器１０Ｅは、空気流通方向においてフィン部２４の着霜量を均一に近づけることができ、低温空気条件下における暖房能力を改善することができる。

　また、コルゲートフィン２に形成された霜を融解させる除霜運転時において、熱交換器１０Ｅは、着霜量の多い部分の排水を扁平伝熱管１Ａの突き出し部１１ａにおいて行うことができ、除霜性能の改善を期待できる。また、扁平伝熱管１Ａの突き出し部１１ａにコルゲートフィン２が存在しないことで、突き出し部１１ａに付着した霜が、完全に凝縮水になる前の半融解の状態で突き出し部１１ａの表面に沿って滑落することもあり、熱交換器１０Ｅは排水性を向上できる。

　なお、発明者らは、実験の一例により、コルゲートフィン２の引っ込み量と、着霜量の均一化による低温暖房能力の改善効果と、の関係を見い出した。この点について以下に説明する。

　図３２は、実施の形態７に係る熱交換器における（Ｌ_ｆ／Ｌ_１）×１００と低温暖房能力との関係を示した図である。図３２において横軸は（Ｌ_ｆ／Ｌ_１）×１００［％］、縦軸は低温暖房能力［％］である。Ｌ_ｆは、コルゲートフィン２の引っ込み量であり、コルゲートフィン２の風上端２ａａと扁平伝熱管１Ａの風上端１Ａａとの間の空気流通方向の距離である。Ｌ_１は、熱交換器１０Ｅの空気流通方向の長さであり、扁平伝熱管１Ａの風上端１Ａａと扁平伝熱管１Ｂの風下端１Ｂｂとの間の空気流通方向の距離である。縦軸は、突き出し部１１ａが無い構成の場合の低温暖房能力を５０％とし、突き出し部１１ａが無い構成と比較しての低温暖房能力の改善結果を示している。

　図３２に示すように、（Ｌ_ｆ／Ｌ_１）×１００が４．５％以上であると、突き出し部１１ａが無い構成に比べて低温暖房能力が４６％増加し、大幅に低温暖房能力を改善することが確認できた。なお、突き出し量Ｌ_ｆを大きくし過ぎると、言い換えれば、コルゲートフィン２の引っ込み量を大きくし過ぎると、フィン部２４の面積が小さくなるため、所望の伝熱面積を確保するための構造が必要となる。具体的には、所望の伝熱面積を確保するための構造は、伝熱管およびコルゲートフィン２の寸法を大きくする等である。この構造は、コストパフォーマンスが大幅に悪化する。このため、Ｌ_ｆは、低温暖房能力の改善効果と伝熱面積の確保との兼ね合いを考慮しつつ、極力小さいことが好ましい。

　図３２によると、（Ｌ_ｆ／Ｌ_１）×１００は０％より大きく、１１％以内とすることで低温暖房能力は改善する。Ｌ_ｆ／Ｌ_１が１１％を超えると、低温暖房能力の改善効果の割には、伝熱面積の低下が顕著になる。このため、Ｌ_ｆ／Ｌ_１は０より大きく、１１％以内で構成することが好ましい。

　図３３は、実施の形態７におけるコルゲートフィンの引っ込み量と扁平伝熱管内部の冷媒流路との関係を示した図である。図３３において、Ｌ_ｔは、扁平伝熱管１Ａの風上端１Ａａと、扁平伝熱管１Ａ内部の冷媒流路１１ｂの風上端１１ｂａと、の空気流通方向の距離である。熱交換器１０Ｅは、Ｌ_ｔ≧Ｌ_ｆの関係を満足する。この関係を満足する構成では、扁平伝熱管１Ａにおいて、コルゲートフィン２が引っ込んだ空気流通方向の範囲に、冷媒流路１１ｂが形成されていない構成となる。言い換えれば、上記の関係を満足する構成では、突き出し部１１ａに冷媒流路１１ｂが形成されない構成となる。このため、突き出し部１１ａの温度を冷媒温度に対して相対的に高くすることができる。これにより、熱交換器１０Ｅは、突き出し部１１ａ自身と空気との温度差を小さくすることができて突き出し部１１ａに集中して霜が形成されることを避けることができ、熱交換器１０Ｅの風上部での霜形成の均一化を図ることができる。その結果、熱交換器１０Ｅは、低温暖房能力を向上できる。また、熱交換器１０Ｅは、均一に霜が形成されることで、除霜性能および排水性能を改善できる。

［効果］
　以上説明したように、実施の形態７の熱交換器１０Ｅは、実施の形態６と同様の効果が得られるとともに、以下の効果を得ることができる。熱交換器１０Ｅは、コルゲートフィン２の風上端２ａａが、風上側の扁平伝熱管１Ａの風上端１Ａａよりも風下側に引っ込んだ構成を有する。このため、熱交換器１０Ｅは、風上側においてフィン部２４自身と空気との温度差を小さくすることができ、フィン部２４の着霜量を空気流通方向において均一に近づけることができる。その結果、熱交換器１０Ｅは、低温空気条件下における暖房能力を改善することができる。

　また、熱交換器１０Ｅは、Ｌ_ｔ≧Ｌ_ｆの関係を満足することで、突き出し部１１ａに偏って霜が形成されることを避けて、熱交換器１０Ｅの風上部での霜形成の均一化を図ることができる。その結果、熱交換器１０Ｅは、低温暖房能力を向上させることができる。また、熱交換器１０Ｅは、均一に霜が形成されることで、除霜性能および排水性能を改善できる。

　１　扁平伝熱管、１Ａ　扁平伝熱管、１Ｂ　扁平伝熱管、１ａ　扁平面、１Ａａ　風上端（最も風上側の先端）、１Ａｂ　風下端（最も風下側の先端）、１Ｂａ　風上端（最も風上側の先端）、１Ｂｂ　風下端（最も風下側の先端）、２　コルゲートフィン、２ａ　上流側突出部、２ａａ　風上端（最も風上側の先端）、３　ヘッダー、３Ａ　ヘッダー、３Ｂ　ヘッダー、４　凝縮水、１０　熱交換器、１０Ａ　熱交換器、１０Ｂ　熱交換器、１０Ｃ　熱交換器、１０Ｄ　熱交換器、１０E　熱交換器、１１ｂａ　風上端、２０　頂部、２０ａ　排水頂部、２０ｂ　非排水頂部、２１　平板部、２１ａ　非接合領域、２１Ａ　導水部、２２　ルーバー、２２Ａ　第１ルーバー群、２２Ｂ　第２ルーバー群、２２ａ　ルーバースリット、２２ｂ　板部、２３　排水スリット、２３Ａ　第１排水スリット、２３Ｂ　第２排水スリット、２３Ｃ　列間排水スリット、２３ａ　開口、２４　フィン部、２４Ａ　フィン部、２４Ｂ　フィン部、２４Ｃ　フィン部、３０　頂部滞留部、５０　フィン材、１００　室内機、１１０　室内熱交換器、１２０　減圧装置、１３０　室内ファン、２００　室外機、２１０　圧縮機、２２０　四方弁、２３０　室外熱交換器、２４０　室外ファン、３００　ガス冷媒配管、４００　液冷媒配管、５００　フィン材、５００ａ　開口、５０１　コルゲートカッター、５０２　コルゲートカッター、５０３　伝熱領域、５０４　中心線。

Claims

　断面が扁平形状に形成され、貫通孔で形成された流路を複数有し、上下方向に立てて配置されて空気流通方向と直交する方向に間隔を空けて並設された複数の扁平伝熱管と、前記複数の扁平伝熱管同士の間に配置されたコルゲートフィンと、を備えた熱交換器であって、
　前記コルゲートフィンは、板状のフィン部が前記複数の扁平伝熱管の管軸方向に波形状に連なる構成を有し、
　前記フィン部は、
　前記複数の扁平伝熱管の並設方向である管並設方向に延びて形成され、前記フィン部の上面の水を落下させて排水する排水スリットと、
　前記管並設方向に延びるルーバースリットと前記フィン部の平板状の平板部に対して傾斜した板部とを有する複数のルーバーと、を備え、
　前記複数のルーバーは、
　前記排水スリットよりも前記空気流通方向の上流側に形成された第１ルーバー群と、前記排水スリットよりも前記空気流通方向の下流側に形成された第２ルーバー群とに分けられ、前記第１ルーバー群の前記板部と前記第２ルーバー群の前記板部とは、前記平板部に対して互いに逆向きに傾斜しており、
　前記排水スリットは、
　前記第１ルーバー群と前記第２ルーバー群との間に、前記空気流通方向に間隔を空けて複数個形成されている熱交換器。
　前記排水スリット同士の前記間隔は、前記排水スリットの前記空気流通方向の長さＳｓよりも短い請求項１記載の熱交換器。
　前記平板部において複数個の前記排水スリットの間の部分である導水部の前記空気流通方向の長さをδ_１、前記複数のルーバーと複数個の前記排水スリットとのうち、前記空気流通方向に隣接する前記ルーバーと前記排水スリットとの間の前記空気流通方向の距離をδ_２とするとき、δ_１＜δ_２を満足する請求項１または請求項２記載の熱交換器。
　前記導水部は、長手方向が前記管並設方向であり、短手方向が前記空気流通方向である長板形状である請求項３記載の熱交換器。
　前記フィン部は、前記平板部の前記管並設方向の両端部に前記複数の扁平伝熱管に接合される頂部を有し、
　複数の前記フィン部の一部は、前記管軸方向に見て前記両端部の一方または両方の前記頂部に重なる位置に前記排水スリットが形成されている請求項１～請求項４のいずれか一項に記載の熱交換器。
　複数の前記フィン部の一部は、前記管軸方向に見て前記両端部の前記頂部の両方に重ならない位置に前記排水スリットが形成されている請求項５記載の熱交換器。
　前記コルゲートフィンは、前記複数の扁平伝熱管よりも上流側に突出した上流側突出部を有し、前記上流側突出部の肉厚が前記上流側突出部以外の部分よりも肉厚となっている請求項１～請求項６のいずれか一項に記載の熱交換器。
　前記コルゲートフィンの前記上流側突出部は、前記複数の扁平伝熱管よりも上流側に突出した前記フィン部が折り返されて肉厚となっている請求項７記載の熱交換器。
　前記管軸方向に隣接する前記フィン部同士で前記排水スリットの前記管並設方向の位置が互いにずれている請求項１～請求項８のいずれか一項に記載の熱交換器。
　前記コルゲートフィンは、前記排水スリットの前記空気流通方向の位置が同じ前記フィン部が前記管軸方向に周期的に繰り返し登場する構成を有する請求項１～請求項９のいずれか一項に記載の熱交換器。
　前記複数の扁平伝熱管が前記空気流通方向に間隔を空けて複数列配置され、複数列で共通に前記コルゲートフィンが配置されており、
　前記コルゲートフィンには、各列に対応して、前記複数のルーバーおよび前記排水スリットが形成されている請求項１～請求項１０のいずれか一項に記載の熱交換器。
　各列の前記空気流通方向の間に対応する位置に列間排水スリットが形成されている請求項１１記載の熱交換器。
　前記複数のルーバーを前記第１ルーバー群と前記第２ルーバー群とに分ける前記排水スリットが前記列間排水スリットであり、前記列間排水スリットよりも前記空気流通方向の上流側に位置する前記第１ルーバー群の前記板部と、前記列間排水スリットよりも前記空気流通方向の上流側に位置する前記第２ルーバー群の前記板部とが、前記平板部に対して互いに逆向きに傾斜している請求項１２記載の熱交換器。
　前記列間排水スリットの開口面積が前記列間排水スリット以外の前記排水スリットの開口面積よりも大きい請求項１２または請求項１３記載の熱交換器。
　前記第１ルーバー群の前記空気流通方向の間に形成された前記排水スリットの開口面積をＡ_Ａ、前記第２ルーバー群の前記空気流通方向の間に形成された前記排水スリットの開口面積をＡ_Ｂ、前記列間排水スリットの開口面積をＡ_Ｃと定義するとき、Ａ_Ｃ＞Ａ_Ａ＋Ａ_Ｂを満足する請求項１２～請求項１４のいずれか一項に記載の熱交換器。
　前記第１ルーバー群の前記空気流通方向の間に形成された前記排水スリットと、前記第２ルーバー群の前記空気流通方向の間に形成された前記排水スリットとは、それぞれ１個であり、前記列間排水スリットは複数個である請求項１２～請求項１５のいずれか一項に記載の熱交換器。
　前記列間排水スリットが、前記フィン部において、前記空気流通方向に隣接する各列の前記複数の扁平伝熱管の対向する先端同士の間に形成されている請求項１２～請求項１６のいずれか一項に記載の熱交換器。
　前記コルゲートフィンの前記空気流通方向の先端が、複数列配置された前記複数の扁平伝熱管のうち最も風上側の列の前記複数の扁平伝熱管の風上端よりも風下側に引っ込んでいる請求項１２～請求項１７のいずれか一項に記載の熱交換器。
　前記最も風上側の列の前記複数の扁平伝熱管において、前記コルゲートフィンが引っ込んだ前記空気流通方向の範囲に、前記流路が形成されていない構成を有する請求項１８記載の熱交換器。
　前記コルゲートフィンが引っ込んだ引っ込み量をＬ_ｆ、前記熱交換器の前記空気流通方向の長さをＬ_１としたとき、（Ｌ_ｆ／Ｌ_１）×１００は、０％より大きく、１１％以内である請求項１８または請求項１９記載の熱交換器。
　請求項１～請求項２０のいずれか一項に記載の熱交換器を有する冷凍サイクル装置。