热交换器的制作方法

本发明涉及一种例如用作车用空调装置的蒸发器的热交换器。

背景技术：

一直以来，作为这种热交换器，已知一种结构，包括：一对集管，一对上述集管相互以上下隔开间隔的方式配置；扁平状的多个管，多个上述管以相互在热交换器的宽度方向上隔开间隔的方式排列，且两端分别连接于各集管的周面；以及导热翅片，上述导热翅片设于各管之间，通过热介质经由各管在各集管间流通，从而对在各管的外部沿前后方向流通的外部空气与各管内的热介质进行热交换。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本专利特开2005-300135

专利文献2：日本专利特开2015-55408

技术实现要素：

发明所要解决的技术问题

在前者的热交换器中，集管由上下分割的多个构件构成，这些构件通过钎焊接合在一起，但由于集管的内部被分隔成与各管组的管连通的多个流路，因而当在分隔出流路的部分产生接合不良时，会在集管内的流路间产生热介质泄漏。然而，由于在完成后无法通过目视从外部确认集管的内部，因而无法在不破坏的条件下对集管内有无接合不良进行检查。尤其是在使用二氧化碳制冷剂作为热介质的热交换器中，为了获得氟利昂制冷剂的约10倍的耐压性，需要增大集管的壁厚，因而也存在增加与之对应的重量或降低加工性这样的问题。此外，为了将前后排列的多个管组的管全部连接，前者的热交换器的集管在前后方向上的宽度变大，与之对应，从各管流下的冷凝水容易积存在下方的集管的上表面上。因而，存在如下的担忧：积存在下方的集管的上表面的冷凝水发生冻结，从而由冻结导致周边构件产生破损。

另一方面，在后者的热交换器中，由于每个管组独立设有圆筒状的集管，因而从各管流下的冷凝水经过下方的各集管之间后排出，因而具有冷凝水不会积存在下方的集管上这样的优点。如后者的热交换器那样，在多个管组中的每个管组具有集管的结构中，在管组的数量越多则热交换面积越大这一点上有利，但在热交换器整体的最大尺寸存在限制的情况下，各管的宽度尺寸变小，每根管的流路截面积减小，并且热介质的流通路径变长，压力损失变大，从而热交换量下降。另一方面，若管组的数量变少，则各管的宽度尺寸变大，每根管的流路截面积也会增加，并且热介质的流通路径也会变短，压力损失也会变小，但在热交换器整体的最大尺寸存在限制的情况下，集管的外径变大，与之对应地，各管的长度变短，外部空气相对于管组的流通面积变小，藉此热交换量下降。因而，在每个管组具有集管的热交换器中，由于热交换量根据管组的数量变化而变化，因而，在被限制的整体尺寸的基础上，很难为了获得最大的热交换量而设定最佳的管组的数量。

本发明鉴于上述技术问题而作，其目的在于提供一种热交换器，在多个管组中的每个管组具有集管的结构中，通过设定最佳的管组数量，能实现高性能化。

解决技术问题所采用的技术方案

本发明为了实现上述目的，热交换器包括：圆筒状的一对集管，一对上述集管以相互在径向上隔开间隔的方式上下配置；以及扁平状的多个管，多个上述管以相互在集管的轴向上隔开间隔的方式配置，且两端分别连接于各集管，上述热交换器对在芯部中流通的空气与在多个热介质流通孔中流通的热介质进行热交换，其中，上述芯部在空气流通方向上排列有多个管组，并由各管组形成，多个上述管组由在两端具有上述集管的多个管构成，多个上述热介质流通孔形成各管内的流路，通过在空气流通方向上排列三个上述集管及管组而形成上述芯部，若将管的宽度尺寸设为tw，将每根管的流路截面积设为s，将每根管的热介质流通孔的数量设为n，则管的宽度尺寸tw为5mm以上11mm以下，在5mm≤tw≤6mm时3≤n≤5，在6mm＜tw≤7mm时4≤n≤5，在7mm＜tw≤8mm时5≤n≤6，在8mm＜tw≤9mm时5≤n≤7，在9mm＜tw≤10mm时6≤n≤8，在10mm＜tw≤11mm时7≤n≤9，管的宽度尺寸tw与流路截面积s满足如下关系：－0.002470×tw⁵+0.09542×tw⁴－1.436×tw³+10.50×tw²－37.08×tw+51.31≤s≤0.005616×tw⁵－0.2314×tw⁴+3.746×tw³－29.70×tw²+115.4×tw－173.9。

藉此，由于将芯部的集管及管组的排列数量设为三列，并且将管形成为：根据每个管的宽度尺寸tw来设定每根管的热介质流通孔的数量n，并使管的宽度尺寸tw与流路截面积s满足上述关系，因而能将芯部中的管组的排列数量设为在实现吸热能力的提高和轻量化的基础上最佳的排列数量，并且能确保充分的制冷剂流通量及耐压性。

发明效果

根据本发明，由于能在实现提高吸热能力及轻量化的基础上，将芯部中的集管及管组的排列数量设为最佳的排列数量，并且能确保充分的制冷剂流通量及耐压性，因而即使在热交换器整体的尺寸存在限制的情况下，也能构成轻量且高性能的热交换器，在例如用作要求部件的轻量化和高性能化的车用空调装置的蒸发器的情况下极为有利。

附图说明

图1是示出本发明一实施方式的热交换器的立体图。

图2是集管的局部侧视图。

图3是管的主要部分俯视图。

图4是管在图3的a-a线向视方向的剖视图。

图5是集管及管的局部的截面部分的立体图。

图6是集管及管的局部的截面部分的分解立体图。

图7是示出管朝集管插入的插入工序的俯视图。

图8是示出管朝集管插入的插入状态的俯视图。

图9是热交换器的侧视剖视图。

图10是热交换器的主要部分的分解俯视剖视图。

图11是热交换器的主要部分的俯视剖视图。

图12是热交换器的主要部分的分解俯视图。

图13是热交换器的主要部分的俯视图。

图14是示出芯部的制冷剂流通路径的示意图。

图15是示出一列管组的芯部的侧视图及主视面。

图16是示出两列管组的芯部的侧视图及主视面。

图17是示出三列管组的芯部的侧视图及主视面。

图18是示出四列管组的芯部的侧视图及主视面。

图19是示出五列管组的芯部的侧视图及主视面。

图20是示出集管的最小壁厚与管组的数量之间的关系的图表。

图21是示出芯部的开口面积与管组的数量之间的关系的图表。

图22是示出芯部的重量与管组的数量之间的关系的图表。

图23是示出压力损失与管组的数量之间的关系的图表。

图24是示出每单位重量的吸热量与管组的数量之间的关系的图表。

图25是示出每个管宽度的制冷剂流通路及流路截面积的关系的图。

图26是示出流路截面积与管宽度之间的关系的图表。

图27是示出集管的内径与管组的数量之间的关系的图表。

图28是示出集管的内径与芯宽度之间的关系的图表。

图29是示出与集管的间隙相关的试验结果的图。

具体实施方式

图1至图29示出本发明的一实施方式，用作例如车用空调装置的蒸发器，并示出流通有作为热介质的二氧化碳制冷剂的热交换器。

上述热交换器的热交换器主体1的芯部2是通过在前后方向上排列三个管组而形成的，其中，上述管组在两端具有集管。

即，本实施方式的热交换器包括：圆筒状的一对集管10，一对上述集管10以相互在径向上隔开间隔的方式上下配置；以及扁平状的多个管20，多个上述管20以相互在集管10的轴向上隔开间隔的方式配置，两端分别连接于各集管10。

各集管10由将铝等金属形成为沿左右方向延伸的圆筒状的构件构成，在各集管10的侧面(周壁面)以相互在集管10的轴向上等间隔的方式设置有多个连接孔11，多个上述连接孔11分别供各管20的端部连接。连接孔11形成为沿集管10的周向延伸的长孔状，并形成为贯穿集管10的周壁部。各集管10以在热交换器主体1的前后方向(空气流通方向)上每三根靠近的方式排列，各集管10的轴向的两端分别被盖构件12封堵。盖构件12具有三个盖部12a，三个上述盖部12a分别将三根集管10的上端或下端开口部封堵，其中，三根上述集管10沿热交换器主体的前后方向排列，各盖部12a相互一体形成。

各管20由铝等金属的挤压成型件构成，并形成为厚度方向的尺寸比宽度方向的尺寸小的扁平状。此外，管20的宽度方向两端形成为半圆形的曲面状。在管20中，以相互在管20的宽度方向上等间隔的方式设置有多个热介质流通孔21，多个上述热介质流通孔21形成管20内的流路，各热介质流通孔21形成为在上下方向上较长的截面长圆形状。热介质流通孔21形成为穿过其中心的宽度l的最小值不足1.6mm。一般而言，在车用空调装置中使用氟利昂制冷剂(r-134a)的情况下，主要使用穿过热介质流通孔的中心的宽度为1.6mm的管，但在使用二氧化碳制冷剂的本实施方式中，为了增加管20的壁厚以确保耐压性，将穿过热介质流通孔21的中心的宽度l的最小值设为不足1.6mm。

此外，管20的端部侧形成插入部22，上述插入部22插入至集管10的连接孔11，插入部22的宽度比其它部分(管20的长边方向中央侧)的宽度窄。藉此，在插入部22与其它部分之间形成有台阶部23，上述台阶部23在管插入时卡定于连接孔11的边缘部。此外，插入部22由锥部22a和直线部22b构成，其中，上述锥部22a以宽度从台阶部23朝向管20的前端侧逐渐变窄的方式延伸，上述直线部22b以同一宽度从锥部22a延伸至管20的前端，锥部22a的基端侧(台阶部23侧)形成为与连接孔11相同的宽度尺寸。

在将管20的端部连接于集管10的情况下，通过将管20的插入部22插入集管10的连接孔11，并且将管20的台阶部23卡定于连接孔11的边缘部，从而使管20相对于集管10在插入方向上被定位。此时，由于插入部22的前端侧的直线部2b的宽度尺寸通过锥部22a而变得比连接孔11的宽度尺寸小，因而能容易地将插入部22插入连接孔11。

各导热翅片30由将铝等金属板形成为波形的构件构成，并分别配置于各管20之间，并且还配置在管20的外侧，其中，上述管20配置于热交换器的宽度方向两侧。

上述热交换器通过将由在两端连接有集管10的多个管20构成的三个管组(从前方依次排列第一管组20a、第二管组20b、第三管组20c)在前后方向上排列而形成芯部2。在各管20之间配置有导热翅片30，配置于热交换器主体1的宽度方向两端侧的管20的外侧的导热翅片30分别被沿管20延伸的端板31覆盖。各端板31使长边方向两端侧朝管20侧弯曲，并且形成为将各管组20a、20b、20c的导热翅片30全部覆盖的宽度。另外，在第一管组20a的下方的集管10的一端连接有流入管道13，在第三管组20c的下方的集管10的一端连接有流出管道14。

此外，各管组20a、20b、20c的下方的集管10隔着连通构件15相互连通。在这种情况下，第一管组20a及第二管组20b的下方的管组10的轴向方向一半(图中左侧)相互连通，第二管组20b及第三管组20c的下方的集管10的轴向方向一半(图中右侧)相互连通。

连通构件15由板状部15a和多个连接部15b构成，其中，上述板状部15a沿集管10的轴向延伸，多个上述连接部15b连接于集管10，各连接部15a以相互在集管10的轴向上隔开间隔的方式设置。各连接部15a形成为朝向连通构件15的厚度方向外侧突出，在各连接部15a以在厚度方向上贯穿连通构件15的方式设置有连通孔15c，上述连通孔15c将集管10彼此连通。在配置于下方的各集管10设有多个连接孔16，多个上述连接孔16供连通构件15连接，各连接孔16形成为在集管10彼此的连通位置处朝向热交换器主体的前后方向开口。

即，通过在第一管组20a及第二管组20b的下方的集管10之间、第二管组20b及第三管组20c的下方的管组10之间分别配置连通构件15，并将连通构件15的连接部15a插入集管10的连接孔16，从而各管组20a、20b、20c的下方的集管10彼此隔着连通构件15被连接起来。在这种情况下，在各集管10之间夹着连通构件15的板状部15a，从而形成有与板状部15a的厚度相应的间隙a。

此外，在第二管组20b的下方的集管10上设有隔板17，上述隔板17将集管10内的轴向中央分隔开，第二管组20b的下方的集管10内被分隔为第一空间20b-1和第二空间20b-2，其中，上述第一空间20b-1与第一管组20a的下方的集管10连通，上述第二空间20b-2与第三管组20c的下方的集管10连通。

如上所述构成的热交换器形成为：车用空调装置的制冷回路(未图示)的制冷剂从流入管道13流入，并在各管组20a、20b、20c中依次流通之后，从流出管道14流出。此时，从流入管道13流入的制冷剂如图14所示从第一管组20a的上方的集管10经由第一管组20a流入第一管组20a的下方的集管10，并经由一方的连通构件15的连通孔15c流入第二管组20b中的下方的集管10的第一空间20b-1。接着，第一空间20b-1的制冷剂在第二管组20b的图中左半部分中流通之后，经由第二管组20b的上方的集管10在第二管组20b的图中右半部分流通，并流入第二管组20b中的下方的集管10的第二空间20b-2。此后，第二空间20b-2的制冷剂在经由另一方的连通构件15的连通孔15c流入第三管组20c中的下方的集管10之后，在第三管组20c中流通，并流入第三管组20c的上方的集管10，从流出管道14流出。在由各管组20a、20b、20c形成的芯部2中，车室内空气从热交换器主体的后方朝向前方流通，从而使车室内空气与各管组20a、20b、20c的制冷剂进行热交换。

在如本实施方式那样芯部2在多个管组20a、20b、20c中的每个管组具有集管10的结构中，集管的壁厚、芯部的开口面积、芯部2的重量、压力损失、每单位重量的吸热量(热交换量)根据管组的数量变化而变化。因而，在将芯部2在高度方向上的尺寸h设为230mm，将芯部2在左右方向上的尺寸w设为200mm，将芯部2的宽度尺寸fd(前后方向的尺寸)设为30mm、40mm、50mm，如图15至图19所示将管组的数量设为1～5的情况下，通过以下的考察对最佳的管组数量进行讨论。另外，导热翅片根据芯部2在高度方向上的尺寸对波形的弯曲部的数量进行增减，管20的宽度尺寸设为与集管10的内径相等的尺寸，管20的流路截面积设为与管20的宽度尺寸成比例。

对于集管10的壁厚，若将集管10(管)的外径设为do[mm]，将设计压力设为p[mpa]，将材料的容许拉伸应力设为σa[n/mm²]，将焊接接头的效率设为η，则集管10的最小壁厚t[mm]通过以下的式(1)求得(根据制冷安全规则相关规范标准23.6.1)。

t＝(p·do)/(2σa·η+0.8p)…(1)

在此，若p＝42mpa、σa＝95n/mm²、η＝1，并将do设为由芯部2的宽度尺寸fd和管组的数量(前后方向的集管的数量)决定的每根集管的外径，则集管10的最小壁厚t与管组的数量之间的关系如图20的图表所示。根据上述图表可知，在任意的芯宽度fd(30mm、40mm、50mm)中，均是管组的数量越少，则集管10的最小壁厚越大，管组的数量越多，则集管10的最小壁厚越小。

接着，对于芯部2的开口面积，由于若将芯部2的开口部的高度设为h’，则芯部2的高度尺寸h减去上下两根集管10的外径do所得的高度为h’(＝h－2do)，因而芯部2的开口面积m通过以下的式(2)求得。

m＝h’×w…(2)

根据上述式(2)，芯部2的开口面积m与管组的数量之间的关系如图21的图表那样。根据上述图表可知，在任意的芯宽度fd中，管组的数量越少，则芯部2的开口面积m越小，管组的数量越多，则芯部2的开口面积m越大。

对于芯部2的重量，根据图20所示的集管10的最小壁厚t与管组的数量之间的关系，芯部2的重量与管组的数量之间的关系如图22的图表那样。根据上述图表可知，在任意的芯宽度fd(30mm、40mm、50mm)中，均是管组的数量越少，则芯部2的重量越大，管组的数量越多，则芯部2的重量越小。

对于压力损失及每单位重量的吸热量，将制冷剂的条件设为：热交换器(蒸发器)的入口焓为272kj/kg、出口压力为3.4mpag、出口过热度为2k以下、形成入口压力及制冷剂循环量、制冷剂为二氧化碳制冷剂，并将在芯部2中流通的空气的条件设为：温度为40℃、湿度为40％、风量为420m³/h，从而通过试验及模拟求得压力损失及每单位重量的吸热量。

实验及模拟的结果是，压力损失与管组的数量之间的关系如图23的图表那样。根据上述图表可知，在任意的芯宽度fd(30mm、40mm、50mm)中，均是管组的数量越少，则压力损失越小，管组的数量越多，则压力损失越大。

此外，每单位重量的吸热量与管组的数量之间的关系如图24的图表那样。根据上述图表可知，在任意的芯宽度fd(30mm、40mm、50mm)中，均是在管组的数量为3个的情况下每单位重量的吸热量最高，管组的数量越比3个少，则每单位重量的吸热量越小，管组的数量越比3个多，则每单位重量的吸热量越大。

由上可知，在芯部2的管组的数量越多，则芯部2的开口面积越大，越能增大热交换面积这一点以及芯部2的重量小，能实现轻量化这一点上较为有利，但在若管组的数量多，则各管20的宽度尺寸会变小，每根管的流路截面积减小，并且制冷剂的流通路径变长压力，损失变大，热交换量下降这一点上较为不利。另一方面，在若管组的数量变少，则各管的宽度尺寸变大，每根管的流路截面积也增加，并且制冷剂的流通路径也变短，压力损失也变小这一点上较为有利，但在集管10的外径尺寸变大，与之对应，芯部2的开口面积变小，热交换面积减小这一点以及芯部2的重量变大、无法实现轻量化这一点上较为不利。因而，仅通过集管10的壁厚、芯部2的开口面积、芯部的重量、压力损失的评价来决定最佳的管组数量较为困难。

与此相对的是，在管组的数量为3个的情况下，能获得每单位重量的吸热量最大这样的评价结果。即，通过将芯部2的管组的数量设为3个，能构成与其它管组数量相比最轻量且吸热能力高的热交换器。

另一方面，即使管20的宽度尺寸相等，每根管的流路截面积也会根据形成管20的流路的热介质流通孔21的数量不同而不同。因而，设定管的宽度与流路截面积之间的关系，以在性能方面及耐压方面上变得有利。

即，将管的宽度尺寸设为tw[mm]，将每根管的流路截面积设为s[mm²]，将每根管的热介质流通孔21的数量设为n，将管的宽度尺寸tw设为5mm以上11mm以下，通过实验及模拟求得流路截面积s相对于将热介质流通孔21的数量设为n的管的宽度尺寸tw的最小值及最大值。在这种情况下，流路截面积s的最小值是能确保充分的制冷剂流通量的最小限度的流路截面积，流路截面积s的最大值是能确保充分的耐压性的最大限度的流路截面积。此外，每管宽度的热介质流通孔21的数量n的最小值是在上述管宽度中能确保充分的制冷剂流通量的最小限度的热介质流通孔21的数量，每管宽度的热介质流通孔21的数量n的最大值是在上述管宽度中能确保充分的耐压性的最大限度的热介质流通孔21的数量。如图25所示，模拟的结果如下所述。

在管20的宽度尺寸tw为5mm时，热介质流通孔21的数量n的最小值是3，n的最大值是4，流路截面积s的最小值是0.889mm²，s的最大值是1.797mm²。

在管20的宽度尺寸tw为6mm时，热介质流通孔21的数量n的最小值是4，n的最大值是5，流路截面积s的最小值是1.185mm²，s的最大值是2.246mm²。

在管20的宽度尺寸tw为7mm时，热介质流通孔21的数量n的最小值是5，n的最大值是5，流路截面积s的最小值是1.482mm²，s的最大值是2.246mm²。

在管20的宽度尺寸tw为8mm时，热介质流通孔21的数量n的最小值是5，n的最大值是6，流路截面积s的最小值是1.482mm²，s的最大值是2.695mm²。

在管20的宽度尺寸tw为9mm时，热介质流通孔21的数量n的最小值是6，n的最大值是7，流路截面积s的最小值是1.778mm²，s的最大值是3.145mm²。

在管20的宽度尺寸tw为10mm时，热介质流通孔21的数量n的最小值是7，n的最大值是8，流路截面积s的最小值是2.074mm²，s的最大值是3.594mm²。

在管20的宽度尺寸tw为11mm时，热介质流通孔21的数量n的最小值是8，n的最大值是9，流路截面积s的最小值是2.371mm²，s的最大值是4.043mm²。

根据以上结果，在管20的宽度尺寸tw为5mm以下11mm以下的范围内，通过以下的式(3)表示流路截面积s的最小值s1的近似曲线，并通过以下的式(4)表示流路截面积s的最大值s2的近似曲线。另外，流路截面积s与管的宽度tw之间的关系如图26的图表那样，在图26中示出了最小值s1的近似曲线和流路截面积s的最大值s2的近似曲线。

s1＝－0.002470×tw⁵+0.09542×tw⁴－1.436×tw³+10.50×tw²－37.08×tw+51.31…(3)

s2＝0.005616×tw⁵－0.2314×tw⁴+3.746×tw³－29.70×tw²+115.4×tw－173.9…(4)

因而，每根管的热介质流通孔21的数量n是：在5mm≤tw≤6mm时3≤n≤5，在6mm＜tw≤7mm时4≤n≤5，在7mm＜tw≤8mm时5≤n≤6，在8mm＜tw≤9mm时5≤n≤7，在9mm＜tw≤10mm时6≤n≤8，在10mm＜tw≤11mm时7≤n≤9，通过对每根管的热介质流通孔21的数量n及流路截面积s进行设定以使管20的宽度尺寸tw与流路截面积s满足s1≤s≤s2的关系，能确保充分的制冷剂流通量和耐压性。

这样，根据本实施方式，由于将芯部2的管组的排列数量设为三列，并且将管20形成为：根据每个管20的宽度尺寸tw来设定每根管的热介质流通孔21的数量n，并使管的宽度尺寸tw与流路截面积s满足上述s1≤s≤s2的关系，因而能在实现吸热能力的提高和轻量化的基础上，将芯部2中的管组的排列数量设为最佳的排列数量，并且能确保充分的制冷剂流通量及耐压性。藉此，即使在热交换器整体的尺寸存在限制的情况下，也能构成轻量且高性能的热交换器，从而在用作要求部件的轻量化和高性能化的车用空调装置的蒸发器的情况下极为有利。

此外，如上所述，对于集管10的内径d，一旦集管10的外径do、设计压力p、材料的容许拉伸应力σa、焊接接头的效率η确定，则通过根据上述式(1)求得集管的最小壁厚t[mm],从而设定出集管10的内径d[mm]。在此，在与上述相同，在p＝42mpa、σa＝95n/mm²,η＝1，并将do设为由芯部2的宽度尺寸fd和管组的数量(前后方向的集管的数量)决定的每根集管的外径，将沿前后方向排列的集管10彼此之间的间隙a设为1mm、2mm、3mm的情况下，集管10的内径d与管组的数量之间的关系如图27的图表那样。

在此，在将芯部2中的集管10及管组的排列数量设为三列，集管10的内径d与管20的宽度尺寸tw相等，将集管10彼此之间的间隙a设为1mm～3mm的情况下，通过实验及模拟求得集管10的内径d的最小值及最大值。在这种情况下，集管10的内径d的最小值是能确保充分的制冷剂流通量的最小限度的内径，集管10的内径d的最大值是能确保充分的耐压性的最大限度的内径。模拟的结果是，集管10的内径d与芯部2的宽度尺寸fd之间的关系如图28的图表那样。

即，在芯部2的宽度尺寸fd为30mm以上50mm以下的范围内，通过以下的式(5)表示集管10的内径d的最小值d1[mm]，通过以下的式(6)表示集管10的内径d的最大值d2[mm]。

d1＝0.2081×fd－1.2487…(5)

d2＝0.2081×fd－0.4162…(6)

因而，通过以使芯部2的宽度尺寸fd与集管的内径d满足d1≤d≤d2的关系的方式形成集管10，能确保充分的制冷剂流通量和耐压性。

此外，在上述结构中，将各集管中的在前后方向上相邻的集管10彼此之间的间隙a设为0.5mm～2mm，并进行水是否通过表面张力在各集管10之间产生液桥的试验。

在上述试验中，平行配置两根与集管10材质相同的管道，并通过目视确认将径向的间隙a设为0.5mm、1.0mm、1.5mm、2.0mm的情况下的液桥的产生状态。

试验的结果是，如图29所示，在间隙a为0.5mm的情况下，在各管道间遍及大范围地形成有液桥，在间隙a为1.0mm的情况下，在各管道间的小范围内形成有液桥。此外，在间隙a为1.5mm的情况下，仅在各管道间的极小范围内形成有液桥，在间隙a为2.0mm的情况下，在各管道间未形成有液桥。藉此，若间隙a为1.0mm以上，则判断为各管道间的排水性大致良好。

因而，由于通过将集管10彼此之间的间隙a设为1mm以上，能充分地确保集管10之间的排水性，因而从管20或导热翅片30流下至下方的集管10的冷凝水不会容易地积存在集管10间，从而有效防止由积存在集管10间的冷凝水的冻结导致的周边构件的破损。在这种情况下，虽然只要间隙a为2.0mm便能确保充分的排水性，但考虑到存在排水性会因集管10的表面性状(损伤、污垢等)而降低的情况，将间隙a设为3.0mm以下。藉此，具有如下优点：能将冷凝水可靠地从集管10间排出，并且芯部2不会因间隙a过大而在前后方向上不必要地大型化。

此外，在本实施方式中，包括板状的连通构件15，上述连通构件15配置于各集管10中的相互在前后方向上相邻的下方的集管10之间，并将集管10彼此连通，且通过连通构件15的板状部15a的厚度在集管10间形成上述间隙a，因而，通过对连通构件15的板状部15a的厚度进行设定，能对集管10间的间隙a进行设定，并能容易且准确地形成集管10间的间隙a。

此外，在本实施方式中，上述芯部2由从前方依次配置的第一管组20a、第二管组20b及第三管组20c构成，并形成为：从第一管组20a的上下方向一方的集管10的轴向一端侧的流入管道13流入的制冷剂在第一管组20a中流通，并流入第一管组20a的上下方向另一方的集管10，从第一管组20a的上下方向另一方的集管10流入第二管组20b的上下方向一方的集管10的第一空间20b－1的制冷剂在第二管组20b的一部分中流通，并流入第二管组20b的上下方向另一方的集管10，流入第二管组20b的上下方向另一方的集管10的制冷剂在第二管组20b的其它部分中流通，并流入第二管组的上下方向一方的集管10的第二空间20b-2，

流入第二管组2的上下方向一方的集管10的第二空间20b-2的制冷剂流入第三管组20c的上下方向一方的集管10，流入第三管组20c的上下方向一方的集管10的制冷剂在第三管组20c中流通，并流入第三管组20c的上下方向另一方的集管10，并从第三管组20c的上下方向另一方的集管10的轴向一端侧的流出管道14流出，因而，能将流入管道13及流出管道14分别配置在上方的集管10的一端侧，从而能容易地进行朝流入管道13及流出管道14的配管。

(符号说明)

1热交换器主体；2芯部；10集管；15连通构件；20管；20a第一管组；20b第二管组；20b-1第一空间；20b-2第二空间；20c第三管组；21热介质流通孔。