(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
内側の第１流路（６１）と外側の多穴流路（６３）とを形成するアルミ製の押出管であって、
内円筒部（７１）と、
前記内円筒部（７１）の外周面を囲む外円筒部（７３）と、
放射方向に延びて前記内円筒部（７１）と前記外円筒部（７３）とをつなぐ複数の梁部（７５）と、
を有し、
前記第１流路（６１）は、前記内円筒部（７１）に囲まれた空間であり、
前記多穴流路（６３）は、前記内円筒部（７１）と前記外円筒部（７３）と前記梁部（７５）とに囲まれた空間であり、
前記内円筒部（７１）の内径（Ｄｉ）が３ｍｍ〜８ｍｍ、
前記外円筒部の外径（Ｄｏ）が１５ｍｍ〜２６ｍｍ、
であり、
前記梁部（７５）の円周方向の幅（ａ）、前記内円筒部（７１）の厚み（ｂ）、前記外円筒部（７３）の厚み（ｃ）、前記内径（Ｄｉ）、前記外径（Ｄｏ）、材料の引張強度（σｓ）、及び必要耐圧強度（Ｐｂ）によって決まる、無次元パラメータａ*、ｂ*、ｃ*は、
ａ*＝ａ・σｓ・６２／｛（１／２）・（Ｄｏ―Ｄｉ）・１５７・Ｐｂ｝
ｂ*＝ｂ・σｓ・６２／｛（Ｄｉ／２）・（Ｄｏ／１８）・１５７・Ｐｂ｝
ｃ*＝ｃ・σｓ・６２／｛（Ｄｏ／２）・（Ｄｉ／６）・１５７・Ｐｂ｝
で表され、
前記多穴流路（６３）の総数（Ｎ）が８〜１６であり、
前記総数（Ｎ）によって設定される係数Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｃ４と、前記無次元パラメータａ*、ｂ*、ｃ*との関係は、
ｂ*／（ａ*）C2＝Ｃ１、
（ｃ*−Ｃ４）／ｂ*＝Ｃ３、
Ｃ１＝  ０．１７６９７Ｎ＋０．７２６８７、
Ｃ２＝  ０．００２４１Ｎ＋０．８６３９１、
Ｃ３＝−０．００９６０Ｎ−０．２１２６０、
Ｃ４＝  ０．００１８０Ｎ＋０．３６９６０、
である、
押出管（８１）。
【請求項２】
前記引張強度（σｓ）が、１００Ｎ／ｍｍ2〜２００Ｎ／ｍｍ2、
前記必要耐圧強度（Ｐｂ）が、３０ＭＰａ以上、
である、
請求項１に記載の押出管（８１）。
【請求項３】
前記多穴流路（６３）のうち、前記内円筒部（７１）側円周面および前記外円筒部（７３）側円周面とは同心円形状を成す、
請求項１又は請求項２に記載の押出管（８１）。
【請求項４】
前記梁部（７５）の前記幅（ａ）を２等分する仮想面が、前記内円筒部（７１）の中心軸を含み、
前記梁部（７５）の前記幅（ａ）を挟む面は前記仮想面と平行である、
請求項１から請求項３のいずれか１項に記載の押出管（８１）。
【請求項５】
請求項１から請求項４のいずれか１項に記載の押出管を用いた熱交換器であって、
前記第１流路（６１）及び前記多穴流路（６３）に冷媒が流通する、
熱交換器（８３）。
【請求項６】
請求項１から請求項４のいずれか１項に記載の押出管を用いた熱交換器であって、
前記第１流路（６１）及び前記多穴流路（６３）の一方に水が流通し、他方に冷媒が流通する、
熱交換器（８３）。
【請求項７】
請求項５又は請求項６に記載の熱交換器を備えた、
冷凍装置（１）。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、押出管に関し、特に、冷凍装置に用いられる２重管熱交換器を成す押出管に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、冷凍装置に使用される２重管式熱交換器として、例えば、特許文献１（特開２００２−１８１４６６号公報）に開示されているように、内側の第１流路およびその第１流路を囲む多穴流路に流体を流して互いに熱交換を行わせる押出管から成る交換器が広く普及している。このような２重管熱交換器では、第１流路および多穴流路を仕切る複数の壁は、必要耐圧強度を満たし、且つ可能な限り小さい厚み寸法で形成されていることが望ましい。
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
しかしながら、一般には、各壁は必要耐圧強度を満たすものの、その厚みの最適値設計の方法が未確立であるため、厚み寸法が大きめに設定される傾向にあり、このことが、軽量化、小型化、および低コスト化を阻害する要因となっている。
【０００４】
本発明の課題は、各流路を仕切る複数の壁の厚みが最適値またはその近傍の値に設定された、小型、軽量、且つ低コストの押出管を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
本発明の第１観点に係る押出管は、内側の第１流路と外側の多穴流路とを形成するアルミ製の押出管であって、内円筒部と、外円筒部と、複数の梁部とを有している。外円筒部は、内円筒部の外周面を囲んでいる。複数の梁部は、放射方向に延びて内円筒部と外円筒部とをつないでいる。第１流路は、内円筒部に囲まれた空間である。多穴流路は、内円筒部と外円筒部と梁部とに囲まれた空間である。また、
内円筒部の内径Ｄｉが３ｍｍ〜８ｍｍ、
外円筒部の外径Ｄｏが１５ｍｍ〜２６ｍｍ、
であり、
梁部の円周方向の幅ａ、内円筒部の厚みｂ、外円筒部の厚みｃ、内径Ｄｉ、外径Ｄｏ、材料の引張強度σｓ、及び必要耐圧強度Ｐｂによって決まる、無次元パラメータａ*、ｂ*、ｃ*は、
ａ*＝ａ・σｓ・６２／｛（１／２）・（Ｄｏ―Ｄｉ）・１５７・Ｐｂ｝
ｂ*＝ｂ・σｓ・６２／｛（Ｄｉ／２）・（Ｄｏ／１８）・１５７・Ｐｂ｝
ｃ*＝ｃ・σｓ・６２／｛（Ｄｏ／２）・（Ｄｉ／６）・１５７・Ｐｂ｝
で表され、
多穴流路の総数Ｎが８〜１６であり、
総数Ｎによって設定される係数Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｃ４と、無次元パラメータａ*、ｂ*、ｃ*との関係は、
ｂ*／（ａ*）C2＝Ｃ１、
（ｃ*−Ｃ４）／ｂ*＝Ｃ３、
Ｃ１＝  ０．１７６９７Ｎ＋０．７２６８７、
Ｃ２＝  ０．００２４１Ｎ＋０．８６３９１、
Ｃ３＝−０．００９６０Ｎ−０．２１２６０、
Ｃ４＝  ０．００１８０Ｎ＋０．３６９６０、
である。
【０００６】
この押出管では、上記数式によって、内円筒部、外円筒部、及び梁部それぞれの最適な壁厚が比較的容易に算出されるので、押出管材料の使用量削減が促進される。
【０００７】
本発明の第２観点に係る押出管は、第１観点に係る押出管であって、
引張強度σｓが、１００Ｎ／ｍｍ2〜２００Ｎ／ｍｍ2、
必要耐圧強度Ｐｂが、３０ＭＰａ以上、
である。
【０００８】
この押出管では、適用可能な引張強度の範囲が広いので、アルミ材料を選択する際、その材料選択の自由度が大きい。
【０００９】
本発明の第３観点に係る押出管は、第１観点又は第２観点に係る押出管であって、多穴流路のうち、内円筒部側円周面および外円筒部側円周面とは同心円形状を成している。
【００１０】
この押出管では、例えば、多穴流路のうち内円筒部側円周面が内円筒部と同心円形状を成すことによって、内円筒部の厚みｂが多穴流路と対峙する領域で一定寸法となるので、耐圧強度が安定する。同様に、多穴流路のうち外円筒部側円周面が外円筒部と同心円形状を成すことによって、外円筒部の厚みｃが多穴流路と対峙する領域で一定寸法となるので、耐圧強度が安定する。
【００１１】
本発明の第４観点に係る押出管は、第１観点から第３観点のいずれかに係る押出管であって、梁部の幅ａを２等分する仮想面が内円筒部の中心軸を含み、梁部の幅ａを挟む面はその仮想面と平行である。
【００１２】
この押出管では、内円筒部から外円筒部にかけて梁部の幅ａが同一寸法となるので、梁部の全長（幅ａと直交する方向）にわたって耐圧強度が安定する。
【００１３】
本発明の第５観点に係る熱交換器は、第１観点から第４観点に係る押出管を用いた熱交換器であって、第１流路および多穴流路に冷媒が流通する。
【００１４】
この熱交換器は、例えば、空気調和装置の放熱器出口から膨張弁に向う冷媒を冷却する過冷却熱交換器として利用されるので、過冷却熱交換器を搭載する空気調和装置の冷凍能力の向上、および低コスト化に貢献することができる。
【００１５】
本発明の第６観点に係る熱交換器は、第１観点から第４観点に係る押出管を用いた熱交換器であって、第１流路および多穴流路の一方に水が流通し、他方に冷媒が流通する。
【００１６】
この熱交換器は、例えば、ヒートポンプ式給湯機の水―冷媒・熱交換器として利用されるので、ヒートポンプ式給湯機の能力の向上、および低コスト化に貢献することができる。
【００１７】
本発明の第７観点に係る冷凍装置は、第５観点または第６観点に係る熱交換器を備えた
冷凍装置である。熱交換器が、過冷却熱交換器として利用されたとき、或いは水―冷媒・熱交換器として利用されたとき、冷凍装置の能力も向上し、コストも低減される。
【発明の効果】
【００１８】
本発明の第１観点に係る押出管では、数式によって、内円筒部、外円筒部、及び梁部それぞれの最適な壁厚が比較的容易に算出されるので、押出管材料の使用量削減が促進される。
【００１９】
本発明の第２観点に係る押出管では、適用可能な引張強度の範囲が広いので、アルミ材料を選択する際、その材料選択の自由度が大きい。
【００２０】
本発明の第３観点に係る押出管では、内円筒部の厚みｂ及び外円筒部の厚みｃが多穴流路と対峙する領域で一定寸法となるので、耐圧強度が安定する。
【００２１】
本発明の第４観点に係る押出管では、内円筒部から外円筒部にかけて梁部の幅ａが同一寸法となるので、梁部の全長（幅ａと直交する方向）にわたって耐圧強度が安定する。
【００２２】
本発明の第５観点に係る熱交換器は、例えば、空気調和装置の放熱器出口から膨張弁に向う冷媒を冷却する過冷却熱交換器として利用されるので、過冷却熱交換器を搭載する空気調和装置の冷凍能力の向上、及び低コスト化に貢献することができる。
【００２３】
本発明の第６観点に係る熱交換器は、例えば、ヒートポンプ式給湯機の水―冷媒・熱交換器として利用されるので、ヒートポンプ式給湯機の能力向上、及び低コスト化に貢献することができる。
【００２４】
本発明の第７観点に係る冷凍装置では、冷凍装置の能力が向上し、コストも低減される。
【図面の簡単な説明】
【００２５】
【図１】本発明の一実施形態に係る押出管から成る過冷却熱交換器を使用する冷凍装置の構成図。
【図２】押出管の断面図。
【図３】目標耐圧強度を満たすａ、ｂ、ｃに係る無次元パラメータａ*、ｂ*、及びｃ*の関係を示すグラフ。
【図４】内円筒部の厚みｂと外側流路断面積との関係を、梁部の幅ａ毎に示したグラフ。
【図５】梁部の幅ａ毎に、内円筒部の厚みｂおよび外円筒部の厚みｃの最適値と許容範囲を示した表。
【図６】梁部の幅ａ、内円筒部の厚みｂおよび外円筒部の厚みｃが同時に破壊するときの応力分布図。
【発明を実施するための形態】
【００２６】
以下図面を参照しながら、本発明の実施形態について説明する。なお、以下の実施形態は、本発明の具体例であって、本発明の技術的範囲を限定するものではない。
【００２７】
（１）空気調和装置
（１−１）全体構成
図１は、本発明の一実施形態に係る押出管から成る過冷却熱交換器を使用する冷凍装置の構成図である。図１において、冷凍装置１は、冷房運転及び暖房運転が可能な空気調和装置であり、室外機３と、室内機５と、室外機３と室内機５とを接続するための液冷媒連絡配管７及びガス冷媒連絡配管９とを備えている。
【００２８】
（１−２）室内機
室内機５は、室内熱交換器５１と、室内ファン５３とを有している。室内熱交換器５１では、室内空気との熱交換によって内部を流れる冷媒が蒸発又は放熱し、室内の空気が冷却又は加熱される。室内ファン５３は、回転することによって室内空気を取り込んで室内熱交換器５１に送風し、室内熱交換器５１と室内空気との熱交換を促進する。
【００２９】
（１−３）室外機
室外機３は、主に、圧縮機２１、四路切換弁２３、室外熱交換器２５、膨張弁２９、液側閉鎖弁３７、ガス側閉鎖弁３９、アキュームレータ３１、バイパス路３３、及び過冷却熱交換器８３を有している。さらに、室外機３は室外ファン４１も有している。
【００３０】
（１−３−１）圧縮機、四路切換弁およびアキュームレータ
圧縮機２１は、ガス冷媒を吸入して圧縮する。圧縮機２１の吸込口手前には、アキュームレータ３１が配置されており、圧縮機２１に液冷媒が直に吸い込まれないようになっている。
【００３１】
四路切換弁２３は、冷房運転と暖房運転との切換時に、冷媒の流れの方向を切り換える。冷房運転時、四路切換弁２３は、圧縮機２１の吐出側と室外熱交換器２５のガス側とを接続するとともに圧縮機２１の吸入側とガス側閉鎖弁３９とを接続する。つまり、図１の四路切換弁２３内の実線で示された状態である。
【００３２】
また、暖房運転時、四路切換弁２３は、圧縮機２１の吐出側とガス側閉鎖弁３９とを接続するとともに圧縮機２１の吸入側と室外熱交換器２５のガス側とを接続する。つまり、図１の四路切換弁２３内の点線で示された状態である。
【００３３】
（１−３−２）室外熱交換器
室外熱交換器２５では、室外空気との熱交換によって内部を流れる冷媒が放熱又は蒸発する。なお、室外ファン４１が、この室外熱交換器２５と対峙するように配置されており、回転することによって室外空気を取り込んで室外熱交換器２５に送風し、室外熱交換器２５と室外空気との熱交換を促進する。
【００３４】
（１−３−３）膨張弁
膨張弁２９は、冷媒圧力や冷媒流量の調節を行うために、室外熱交換器２５と液側閉鎖弁３７の間の配管に接続され、冷房運転時及び暖房運転時のいずれにおいても、冷媒を膨張させる機能を有している。
【００３５】
（１−３−４）バイパス路と流量調整弁
室外熱交換器２５と膨張弁２９との間には、冷媒の一部を分岐させてバイパス路３３に向わせる分岐点２７１が設けられている。バイパス路３３の途中には、流量調整弁３５が接続されている。本実施形態では、流量調整弁３５は電動膨張弁である。
【００３６】
（１−３−５）閉鎖弁および冷媒連絡配管
液側閉鎖弁３７及びガス側閉鎖弁３９は、それぞれ、液冷媒連絡配管７及びガス冷媒連絡配管９に接続されている。液冷媒連絡配管７は、室内機５の室内熱交換器５１の液側と室外機３の液側閉鎖弁３７との間を接続している。ガス冷媒連絡配管９は、室内機５の室内熱交換器５１のガス側と室外機３のガス側閉鎖弁３９との間を接続している。
【００３７】
その結果、冷房運転時に圧縮機２１、室外熱交換器２５、膨張弁２９および室内熱交換器５１の順に冷媒が流れ、暖房運転時に圧縮機２１、室内熱交換器５１、膨張弁２９および室外熱交換器２５の順に冷媒が流れる冷凍回路１１が形成される。
【００３８】
（１−３−６）過冷却熱交換器
過冷却熱交換器８３は、室外熱交換器２５と膨張弁２９との間を流れる冷媒（以後、主冷媒とよぶ）と、バイパス路３３を流れる冷媒（以後、バイパス冷媒とよぶ）との間で熱交換を行わせる。本実施形態の過冷却熱交換器８３は、内側の流路と外側の流路とを形成するアルミ製の押出管から成る２重管型熱交換器である。
【００３９】
（２）押出管
図２は、押出管の断面図である。図２において、押出管８１は、内円筒部７１と、外円筒部７３と、複数の梁部７５とを有している。外円筒部７３は、内円筒部７１の外周面を囲んでいる。また、内円筒部７１と外円筒部７３とは同心円形状を成している。
【００４０】
梁部７５は、放射方向に延びて内円筒部７１と外円筒部７３とをつないでいる。内円筒部７１は、第１流路６１を形成している。また、内円筒部７１と外円筒部７３と複数の梁部７５とによって、第２流路として多穴流路６３が形成されている。
【００４１】
本実施形態では、多穴流路６３のうち内円筒部７１側円周面が内円筒部７１と同心円形状を成しており、内円筒部７１の厚みｂが多穴流路６３と対峙する領域で一定寸法となっているので、耐圧強度が安定している。同様に、多穴流路６３のうち外円筒部７３側円周面が外円筒部７３と同心円形状を成しており、外円筒部７３の厚みｃが多穴流路６３と対峙する領域で一定寸法となっているので、耐圧強度が安定している。
【００４２】
図１に示すように、室外熱交換器２５から膨張弁２９に向う冷媒（以後、主冷媒とよぶ）は、過冷却熱交換器８３（押出管８１）の第１流路６１を通る。また、室外熱交換器２５を出た冷媒の一部は分岐点２７１からバイパス路３３へ流れる冷媒（以後、バイパス冷媒とよぶ）となり、途中の流量調整弁３５で減圧された後、過冷却熱交換器８３（押出管８１）の多穴流路６３を通って圧縮機２１の吸い込み側に向う。このため、過冷却熱交換器８３内では、多穴流路６３を通るバイパス冷媒が蒸発する際に第１流路６１を通る主冷媒の熱量の一部を奪うので、主冷媒は冷却されて過冷却冷媒となる。
【００４３】
（３）暖房運転と冷房運転
上記のように構成された冷凍装置について、以下、暖房運転および冷房運転それぞれにおける冷媒の流れを説明する。
【００４４】
（３−１）暖房運転時の冷媒の流れ
図１において、暖房運転時、四路切換弁２３は、圧縮機２１の吐出側とガス側閉鎖弁３９とを接続するとともに圧縮機２１の吸入側と室外熱交換器２５のガス側とを接続する。また、膨張弁２９は開度を絞る。その結果、室外熱交換器２５が冷媒の蒸発器として機能し、かつ、室内熱交換器５１が冷媒の放熱器として機能する。
【００４５】
このような状態の冷凍回路１１において、低圧の冷媒は、圧縮機２１に吸入され、高圧に圧縮された後に吐出される。圧縮機２１から吐出された高圧の冷媒は、四路切換弁２３、ガス側閉鎖弁３９及びガス冷媒連絡配管９を通って、室内熱交換器５１に入る。室内熱交換器５１に入った高圧の冷媒は、そこで室内空気と熱交換を行って放熱する。これにより、室内空気は加熱される。
【００４６】
室内熱交換器５１で放熱した高圧の冷媒は、液冷媒連絡配管７及び液側閉鎖弁３７を通って、膨張弁２９に至る。冷媒は、膨張弁２９によって低圧に減圧され、その後、過冷却熱交換器８３の第１流路６１を通って室外熱交換器２５に入る。
【００４７】
過冷却熱交換器８３と室外熱交換器２５との間には、バイパス路３３に通じる分岐点２７１が設けられている。但し、暖房運転時は、バイパス路３３途中の流量調整弁３５が閉じられているので、冷媒がバイパス路３３へ流れない。それゆえ、過冷却熱交換器８３での熱交換は行われない。
【００４８】
室外熱交換器２５に入った冷媒は、そこで、室外ファン４１によって供給される室外空気と熱交換を行って蒸発する。室外熱交換器２５で蒸発した低圧の冷媒は、四路切換弁２３を通じて、再び、圧縮機２１に吸入される。
【００４９】
（３−２）冷房運転時の冷媒の流れ
図１において、冷房運転時、四路切換弁２３が、圧縮機２１の吐出側と室外熱交換器２５のガス側とを接続するとともに圧縮機２１の吸入側とガス側閉鎖弁３９とを接続する。また、膨張弁２９は開度を絞る。その結果、室外熱交換器２５が冷媒の放熱器として機能し、且つ、室内熱交換器５１が冷媒の蒸発器として機能する。
【００５０】
このような状態の冷媒回路において、低圧の冷媒は、圧縮機２１に吸入され、高圧に圧縮され吐出される。圧縮機２１から吐出された高圧の冷媒は、四路切換弁２３を通じて、室外熱交換器２５に送られる。
【００５１】
室外熱交換器２５に送られた高圧の冷媒は、そこで室外空気と熱交換を行って放熱する。室外熱交換器２５において放熱した高圧の冷媒は、過冷却熱交換器８３の第１流路６１を通って膨張弁２９に向う。
【００５２】
他方、冷媒の一部は過冷却熱交換器８３手前の分岐点２７１からバイパス路３３へ流れ、途中の流量調整弁３５で減圧された後、過冷却熱交換器８３の多穴流路６３を通って圧縮機２１の吸い込み側に向う。このため、過冷却熱交換器８３内では、多穴流路６３を通る冷媒が蒸発する際に第１流路６１を通る主冷媒の熱量の一部を奪うので、主冷媒は冷却されて過冷却冷媒となる。
【００５３】
過冷却冷媒は膨張弁２９に送られて低圧に減圧される。膨張弁２９で減圧された低圧の冷媒は、液側閉鎖弁３７及び液冷媒連絡配管７を通って、室内熱交換器５１に入る。
【００５４】
室内熱交換器５１に入った低圧の冷媒は、そこで室内空気と熱交換を行って蒸発する。これにより、室内空気は冷却される。室内熱交換器５１において蒸発した低圧の冷媒は、ガス冷媒連絡配管９、ガス側閉鎖弁３９及び四路切換弁２３を通って、再び、圧縮機２１に吸入される。
【００５５】
（４）押出管の設計
本実施形態では、押出管８１の軽量化、小型化および低コスト化を図るため、内円筒部７１の厚みｂ、外円筒部７３の厚みｃ、及び梁部７５の円周方向の幅ａが、第１流路６１および多穴流路６３それぞれに同一所定圧力を与えたとき同時に破壊する値に設定されている。
【００５６】
その根拠は、押出管８１の全ての壁が余分な厚みを削減した最適な寸法で形成されているならば、各流路に作用する圧力を壁が破壊するまで増加させたとき、全ての壁がほぼ同一圧力でほぼ同時に破壊する、と推定されているからである。以下、内円筒部７１の厚みｂ、外円筒部７３の厚みｃ、及び梁部７５の幅ａの設計方法について説明する。
【００５７】
（４−１）手順１
先ず、基本形状である内円筒部７１の内径Ｄｉ、外円筒部７３の外径Ｄｏ、および多穴流路６３の総数Ｎを決定する。このとき、内径Ｄｉは３ｍｍ〜８ｍｍ、外径Ｄｏは１５ｍｍ〜２６ｍｍ、および総数Ｎは８〜１６である。
【００５８】
ここでは、Ｄｉ＝６ｍｍ、Ｄｏ＝１８ｍｍ、Ｎ＝１６とする。
【００５９】
（４−２）手順２
次に、材料の引張強度σｓと、目標耐圧強度を決定する。このとき、引張強度σｓは１００Ｎ／ｍｍ2〜２００Ｎ／ｍｍ2、必要耐圧強度Ｐｂは３０ＭＰａ以上である。
【００６０】
ここでは、σｓ＝１５７Ｎ／ｍｍ2、Ｐｂ＝６２ＭＰａとする。
【００６１】
（４−３）手順３
次に、手順１で決定された内径Ｄｉ、外径Ｄｏ、および総数Ｎから製造可能な範囲内で、梁部７５の幅ａを任意に決定する。
【００６２】
ここでは、ａ＝０．９とする。
【００６３】
（４−４）手順４
次に、手順３で決定した梁部７５の幅ａ、内径Ｄｉ、外径Ｄｏ、引張強度σｓ、及び必要耐圧強度Ｐｂから、幅ａに係る無次元パラメータａ*を次式から算出する。
【００６４】
ａ*＝ａ・σｓ・６２／｛（１／２）・（Ｄｏ―Ｄｉ）・１５７・Ｐｂ｝
計算の結果、ａ*＝０．１５となる。
【００６５】
（４−５）手順５
次に、手順４で算出した無次元パラメータａ*を次式に代入して、厚みｂ、及び厚みｃに係る無次元パラメータｂ*、及びｃ*を導き出す。
【００６６】
ｂ*／（ａ*）C2＝Ｃ１、
（ｃ*−Ｃ４）／ｂ*＝Ｃ３、
Ｃ１＝  ０．１７６９７Ｎ＋０．７２６８７、
Ｃ２＝  ０．００２４１Ｎ＋０．８６３９１、
Ｃ３＝−０．００９６０Ｎ−０．２１２６０、
Ｃ４＝  ０．００１８０Ｎ＋０．３６９６０、
計算の結果、ｂ*＝０．６４、ｃ*＝０．１６となる。
【００６７】
（４−６）手順６
次に、手順５で導き出した無次元パラメータｂ*、及びｃ*を次式に代入して、厚みｂ、及び厚みｃを逆算する。
【００６８】
ｂ*＝ｂ・σｓ・６２／｛（Ｄｉ／２）・（Ｄｏ／１８）・１５７・Ｐｂ｝
ｃ*＝ｃ・σｓ・６２／｛（Ｄｏ／２）・（Ｄｉ／６）・１５７・Ｐｂ｝
計算の結果、ｂ＝１．９、ｃ＝１．５となる。
【００６９】
（４−７）手順４−６の変形例１
なお、上記手順４―６の式に基づいて、無次元パラメータａ*から厚みｂ、及び厚みｃを直接算出する式を作成してもよい。具体的な算出式は、
ａ*＝ａ・σｓ・６２／｛（１／２）・（Ｄｏ―Ｄｉ）・１５７・Ｐｂ｝、
ｂ＝C1・（ａ*）C2・（Ｄｉ／２）・（Ｄｏ／１８）・１５７・Ｐｂ／（σｓ・６２）±０．２、
ｃ＝｛C1・Ｃ３・（ａ*）C2+Ｃ４｝・（Ｄｏ／２）・（Ｄｉ／６）・１５７・Ｐｂ／（σｓ・６２）±０．２、
Ｃ１＝  ０．１７６９７Ｎ＋０．７２６８７、
Ｃ２＝  ０．００２４１Ｎ＋０．８６３９１、
Ｃ３＝−０．００９６０Ｎ−０．２１２６０、
Ｃ４＝  ０．００１８０Ｎ＋０．３６９６０、
である。
【００７０】
（４−８）手順４−６の変形例２
また、材料の引張強度σｓおよび目標耐圧強度が一定として、多穴流路６３の総数Ｎごとに、無次元パラメータａ*、ｂ*、及びｃ*の関係を示すグラフを作成し、ｂ*、及びｃ*をそのグラフから求めてもよい。
【００７１】
図３は、目標耐圧強度を満たすａ、ｂ、及びｃに係る無次元パラメータａ*、ｂ*、及びｃ*の関係を示すグラフである。なお、横軸はｂ*、縦軸はｃ*を示す。
【００７２】
前提条件がσｓ＝１５７Ｎ／ｍｍ2、Ｐｂ＝６２ＭＰａ、Ｎ＝１６であるとき、ＦＥＭ解析によれば、目標耐圧強度を満たす幅ａ、厚みｂ、及び厚みｃそれぞれに係る無次元パラメータａ*、ｂ*、及びｃ*の組合せは、図３に示す各曲線の上側領域（例えば、ａ*＝０．１における網掛け部分）にあり、各曲線の変曲点が梁部７５、内円筒部７１、及び外円筒部７３の壁が同時に破壊するような無次元パラメータａ*、ｂ*、及びｃ*の組合せである。変曲点では材料の無駄が無く、多穴流路６３の穴断面積が最大であり、熱交換器性能が最大となる。
【００７３】
例えば、幅ａ＝０．６のとき、手順４の式によりａ*＝０．１が得られる。図３のａ*＝０．１における曲線の変曲点からｂ*＝０．４４、及びｃ*＝０．２４が読み取れる。
【００７４】
ｂ*＝０．４２、及びｃ*＝０．２４を手順６の式に代入して、厚みｂ、及び厚みｃを逆算する。その結果、ｂ＝１．３、ｃ＝２．１が得られる。
【００７５】
（５）内円筒部の厚み、外円筒部の厚みの許容範囲
梁部７５の幅ａ、内円筒部７１の厚みｂ、及び外円筒部７３の厚みｃそれぞれの最適値が決定されても、製造された押出管８１の幅ａ、厚みｂ及び厚みｃそれぞれの仕上がり寸法が最適値から外れていることもあり得る。ここでは、梁部７５の幅ａが一定であるときの内円筒部７１の厚みｂ、及び外円筒部７３の厚みｃの許容範囲について説明する。
【００７６】
図４は、内円筒部の厚みｂと外側流路断面積との関係を、梁部の幅ａ毎に示したグラフである。なお、前提条件は、Ｄｉ＝６ｍｍ、Ｄｏ＝１８ｍｍ、σｓ＝１５７Ｎ／ｍｍ2、Ｐｂ＝６２ＭＰａである。
【００７７】
図４において、横軸は内円筒部の厚みｂ、縦軸は外側流路断面積比率を示している。外側流路断面積比率は、幅ａに対する厚みｂが最適値であるときの外側流路断面積を１としている。つまり、幅aに対する厚みｂおよび厚みｃが最適値のとき、外側流路断面積は最大となり、厚みｂ及び厚みｃが最適値からプラス側およびマイナス側のいずれの側に外れても外側流路断面積は減少し、外側流路断面積比率は１未満となる。
【００７８】
図４に示すように、幅ａ＝０．５における厚みｂの最適値は１．１３であり、外側流路断面積比は１である。一般に、流路断面積は最大値から５％の低下までは許容されるので、幅ａ＝０．５における曲線と比率０．９５における水平線との交点間が厚みｂの許容範囲である。図４より、幅ａ＝０．５における厚みｂの許容範囲は０．９５〜１．２８（最適値は１．１３）である。
【００７９】
同様に、幅ａ＝０．７における厚みｂの最適値は１．５４であり、許容範囲は１．３８〜１．７１である。また、幅ａ＝０．９における厚みｂの最適値は１．９３であり、許容範囲は１．７７〜２．１０である。
【００８０】
図５は、梁部の幅ａ毎に、内円筒部の厚みｂおよび外円筒部の厚みｃの最適値と許容範囲を示した表である。図５において、厚みｃは、幅aおよび厚みｂから算出されており、厚みｂが許容範囲の最大値のとき、厚みｃは許容範囲の最小値となる。また、最下欄の［ａ］は、厚みｂから逆算した幅aの値である。
【００８１】
一例として、（幅ａ、厚みｂ、厚みｃ）＝（０．５０、１．１３、２．３４）で最適値設計された押出管８１の製造ロッドを検査した結果は、（幅ａ、厚みｂ、厚みｃ）＝（０．４１〜０．５７、０．９５〜１．２８、２．５４〜２．１８）であることが望ましい、と言える。
【００８２】
図６は、梁部の幅ａ、内円筒部の厚みｂおよび外円筒部の厚みｃが同時に破壊するときの応力分布図である。図６に示すように、梁部７５では、内円筒部７１から外円筒部７３に至る区間のほぼ中央に応力が集中している。本実施形態では、梁部７５の幅ａを２等分する仮想面Ｐが内円筒部７１の中心軸を含み、梁部７５の幅ａを挟む面はその仮想面Ｐと平行である。つまり、内円筒部７１から外円筒部７３にかけて梁部７５の幅を同一寸法としたことによって、内円筒部７１から外円筒部７３に至る区間のほぼ中央に応力が集中するようになり、梁部７５の全長にわたって耐圧強度が安定する。
【００８３】
（６）特徴
（６−１）
押出管８１では、内円筒部７１の厚みｂ、外円筒部７３の厚みｃ、及び梁部７５の円周方向の幅ａが、第１流路６１および多穴流路６３それぞれに同一所定圧力を与えたとき同時に破壊する値に設定されている。その根拠は、押出管８１の全ての壁が余分な厚みを削減した最適な寸法で形成されているならば、各流路に作用する圧力を壁が破壊するまで増加させたとき、全ての壁がほぼ同一圧力でほぼ同時に破壊する、と推定されているからである。
【００８４】
具体的には、幅ａ、厚みｂ、厚みｃ、内径Ｄｉ、外径Ｄｏ、総数Ｎ、材料の引張強度σｓ、及び必要耐圧強度Ｐｂとの関係が、
ａ*＝ａ・σｓ・６２／｛（１／２）・（Ｄｏ―Ｄｉ）・１５７・Ｐｂ｝、
ｂ＝C1・（ａ*）C2・（Ｄｉ／２）・（Ｄｏ／１８）・１５７・Ｐｂ／（σｓ・６２）±０．２、
ｃ＝｛C1・Ｃ３・（ａ*）C2+Ｃ４｝・（Ｄｏ／２）・（Ｄｉ／６）・１５７・Ｐｂ／（σｓ・６２）±０．２、
Ｃ１＝  ０．１７６９７Ｎ＋０．７２６８７、
Ｃ２＝  ０．００２４１Ｎ＋０．８６３９１、
Ｃ３＝−０．００９６０Ｎ−０．２１２６０、
Ｃ４＝  ０．００１８０Ｎ＋０．３６９６０、
で表される式を満足する値に設定される。
【００８５】
それゆえ、押出管８１では、耐圧性を満たすために必要な材料の使用量を下限またはその近傍まで削減可能である。その結果、流路断面積の拡大、軽量化、及び小型化が図られる。
【００８６】
（６−２）
多穴流路６３のうち内円筒部７１側円周面が内円筒部７１と同心円形状を成しており、内円筒部７１の厚みｂが多穴流路６３に対応する領域で一定寸法となるので、耐圧強度が安定する。同様に、多穴流路６３のうち外円筒部７３側円周面が外円筒部７３と同心円形状を成しており、外円筒部７３の厚みｃが多穴流路６３に対応する領域で一定寸法となるので、耐圧強度が安定する。
【００８７】
（６−３）
押出管８１では、梁部７５の幅ａを２等分する仮想面Ｐが内円筒部７１の中心軸を含み、梁部７５の幅ａを挟む面はその仮想面Ｐと平行である。つまり、内円筒部７１から外円筒部７３にかけて梁部７５の幅を同一寸法としたことによって、内円筒部７１から外円筒部７３に至る区間のほぼ中央に応力が集中するようになり、梁部７５の全長にわたって耐圧強度が安定する。
【００８８】
（６−４）
押出管８１から成る熱交換器では、第１流路６１を流れる冷媒が、多穴流路６３を流れる冷媒によって冷却される。それゆえ、過冷却熱交換器に適している。
【００８９】
（６−５）
押出管８１を用いた熱交換器では、第１流路６１を流れる水が、多穴流路６３を流れる冷媒によって加熱される。それゆえ、水―冷媒・熱交換器に適している。
【産業上の利用可能性】
【００９０】
以上のように、本発明によれば、材料の無駄が抑制され、流路断面積が最大値、或いはその近傍の値になるので、熱交換器性能が高い押出管から成る２重管型熱交換器が実現する。よって、空気調和装置に限らずヒートポンプ式給湯機にも有用である。
【符号の説明】
【００９１】
６１  第１流路
６３  多穴流路
７１  内円筒部
７３  外円筒部
７５  梁部
８１  押出管
８３  熱交換器
８５  冷凍装置
【先行技術文献】
【特許文献】
【００９２】
【特許文献１】特開２００２−１８１４６６号公報
【図１】
0005655477.tif 000002
【図２】
0005655477.tif 000003
【図３】
0005655477.tif 000004
【図４】
0005655477.tif 000005
【図５】
0005655477.tif 000006
【図６】
0005655477.tif 000007