(57)【要約】【課題】本発明の目的は、伝熱管の占める体積を減らし、これにより、熱交換器の能力を減らさずに冷媒用伝熱管やその中を流れる冷媒の量を減らすことができる冷媒用伝熱管とそれを用いた熱交換器及び冷媒用伝熱管の設計方法を提供することにある。【解決手段】本発明は、熱交換器に用いられる冷媒用伝熱管の内周面に設けられる複数のフィンと、該各フィン間に設けられた複数の溝部とを備え、前記伝熱管の外径が３ｍｍ〜４ｍｍ、溝底内径に対する溝深さの比率が０．０３〜０．０６及び溝底内径に対する中間溝幅比率が０．０３〜０．２７であることを特徴とする冷媒用伝熱管とそれを用いた熱交換器及び冷媒用伝熱管の設計方法にある。【選択図】図１
2012180990.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
熱交換器に用いられる冷媒用伝熱管において、
前記冷媒用伝熱管は、その内周面に設けられる複数のフィンと、前記複数のフィンの間の複数の溝部とを備え、
前記冷媒用伝熱管は、その外径が３ｍｍ〜４ｍｍであり、前記溝部の溝底内径に対する溝深さの比率が０．０３〜０．０６及び前記溝底内径に対する中間溝幅の比率が０．０３〜０．２７である
ことを特徴とする冷媒用伝熱管。
【請求項２】
請求項１において、［前記溝底内径に対する溝深さの比率］×［前記溝底内径に対する中間溝幅の比率］≧１．２３×１０−３であることを特徴とする冷媒用伝熱管。
【請求項３】
請求項２において、前記溝底内径に対する中間溝幅の比率が０．０３〜０．１３６であることを特徴とする冷媒用伝熱管。
【請求項４】
請求項３において、前記溝底内径に対する溝深さの比率が０．０４〜０．０５５であることを特徴とする冷媒用伝熱管。
【請求項５】
請求項１〜４のいずれかにおいて、前記複数の溝部は螺旋状に設けられており、前記溝部のねじれ角が５〜１８度であることを特徴とする冷媒用伝熱管。
【請求項６】
請求項１〜５のいずれかにおいて、外径７ｍｍの冷媒用内面溝付伝熱管と同じ蒸発性能又は凝縮性能及び８９％以下の体積を有することを特徴とする冷媒用伝熱管。
【請求項７】
請求項１〜６のいずれかにおいて、前記冷媒用伝熱管の外径が３ｍｍ、前記溝深さが０．８ｍｍ、前記溝部の溝数が３０、前記フィンのフィン頂角が３０°、溝底幅が０．１８ｍｍ、螺旋状に設けられた前記溝部の溝ねじれ角が９°及び前記冷媒用伝熱管の底肉厚が０．２ｍｍであることを特徴とする冷媒用伝熱管。
【請求項８】
請求項１〜６のいずれかにおいて、前記冷媒用伝熱管の外径が４ｍｍ、前記溝深さが０．１６ｍｍ、前記溝部の溝数が２５、前記フィンのフィン頂角が１５°、溝底幅が０．３５ｍｍ、螺旋状に設けられた前記溝部の溝ねじれ角が１７°及び前記冷媒用伝熱管の底肉厚が０．１８ｍｍであることを特徴とする冷媒用伝熱管。
【請求項９】
請求項１〜６のいずれかにおいて、前記冷媒用伝熱管の外径が４ｍｍ、前記溝深さが０．１６ｍｍ、前記溝部の溝数が２５、前記フィンのフィン頂角が１５°、溝底幅が０．３５ｍｍ、螺旋状に設けられた前記溝部の溝ねじれ角が９°及び前記冷媒用伝熱管の底肉厚が０．１８ｍｍであることを特徴とする冷媒用伝熱管。
【請求項１０】
請求項１〜９に記載の冷媒用伝熱管を有することを特徴とする熱交換器。
【請求項１１】
外径７ｍｍの内面溝付伝熱管に蒸発において質量流速１７４〜３７０ｋｇ／（ｍ２・ｓ）で冷媒を流したときと同じ、出口飽和温度と平均飽和温度になるように設けられた外径３ｍｍの請求項１に記載の冷媒用伝熱管を有することを特徴とする熱交換器。
【請求項１２】
冷媒用伝熱管とその内周面に設けられる複数のフィンと、該各フィン間に設けられた複数の螺旋溝部とを備えた熱交換器に用いられる冷媒用伝熱管の設計方法であって、
蒸発器に用いられる冷媒用伝熱管において、出口飽和温度と平均飽和温度とを既存の伝熱管と等しい条件とし、且つ、圧力損失及び熱伝達率を加味した伝熱性能を求めることにより、伝熱管の体積比を小さくする構成を求めることを特徴とする冷媒用伝熱管の設計方法。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、エアコンディショナのクロスフィンチューブ熱交換器等の内面溝付管として使われる新規な冷媒用伝熱管とそれを用いた熱交換器及び冷媒用伝熱管の設計方法に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
ヒートポンプエアコンの熱交換器の伝熱性能を上げるために、伝熱管には冷媒との熱伝達を促進する内面溝付管が使われている。内面溝付管は特許文献及び非特許文献に示すような外径７ｍｍの物が広く使われている。
【０００３】
特許文献１には、外径８ｍｍ以下、溝深さ０．１〜０．２ｍｍ、溝角度８度以下の台形状の溝を有する内面溝付き伝熱管が示されている。
【０００４】
特許文献２には、外径４〜１０ｍｍ、溝深さ０．１０〜０．３０ｍｍ、底肉厚ｔが０．１２８×Ｄ０．３２７８２の螺旋溝を有する内面溝付き伝熱管が示されている。
【０００５】
特許文献３には、外径１０ｍｍ以下、フィン高さＨが０．２〜０．４ｍｍ、（フィン断面積ＳＨ／フィン高さＨ）比が０．０６〜０．０９である螺旋状の溝を有する内面溝付き伝熱管が示されている。
【０００６】
非特許文献１には、外径７ｍｍ、フィン高さ０．１５〜０．２５ｍｍ、フィン角度α１５〜４０度、管軸に対する角度β１６〜１８度の螺旋状の溝を有する内面溝付き伝熱管が示されている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００７】
【特許文献１】特開平２−２１３６９５号公報
【特許文献２】特開２００２−９００８６号公報
【特許文献３】特開２００３−１６６７９４号公報
【非特許文献】
【０００８】
【非特許文献１】Ｍ．  Ｈｏｕｆｕｋｕ，  ｅｔ  ａｌ．：  Ｈｉｇｈ−ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ，  Ｌｉｇｈｔｗｅｉｇｈｔ‘ＴＨＥＲＭＯＦＩＮ’Ｔｕｂｅｓ  ｆｏｒ  Ａｉｒ  Ｃｏｎｄｉｔｉｏｎｅｒｓ  Ｕｓｉｎｇ  Ａｌｔｅｒｎａｔｉｖｅ  Ｒｅｆｒｉｇｅｒａｎｔｓ  Ｔｕｂｅｓ，”Ｈｉｔａｃｈｉ  Ｃａｂｌｅ  Ｒｅｖｉｅｗ，  Ｎｏ．２０（２００１）
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００９】
内面溝付管の外径が大きいので、その分空気との伝熱面積が少なくなり、熱交換器の性能が下がってしまう問題がある。また、内面溝付管やその中を流れる冷媒の量が多く、その分材料費がかかる。更に、地球温暖化防止のため、エアコンに使う冷媒の量を減らすことが求められている。
【００１０】
特許文献１〜３及び非特許文献１のいずれにおいても、蒸発及び凝縮での溝深さ／溝底内径と、中間溝幅／溝底内径との関係は示されていない。
【００１１】
本発明の目的は、伝熱管の占める体積を減らし、これにより、熱交換器の能力を減らさずに冷媒用伝熱管やその中を流れる冷媒の量を減らすことができる冷媒用伝熱管とそれを用いた熱交換器及び冷媒用伝熱管の設計方法を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【００１２】
本発明は、熱交換器に用いられる冷媒用伝熱管において、
前記冷媒用伝熱管は、その内周面に設けられる複数のフィンと、前記複数のフィンの間の複数の溝部とを備え、その外径が３ｍｍ〜４ｍｍであり、前記溝部の溝底内径に対する溝深さの比率が０．０３〜０．０６及び前記溝底内径に対する中間溝幅の比率が０．０３〜０．２７であることを特徴とする。
【００１３】
又、本発明の冷媒用伝熱管は、［前記溝底内径に対する溝深さの比率］×［前記溝底内径に対する中間溝幅の比率］≧１．２３×１０−３であること、前記溝底内径に対する中間溝幅の比率が０．０３〜０．１３６であること、前記溝底内径に対する溝深さの比率が０．０４〜０．０５５であること、前記複数の溝部は螺旋状に設けられており、前記溝部のねじれ角が５〜１８度であることが好ましい。
【００１４】
又、本発明の冷媒用伝熱管は、外径７ｍｍの冷媒用内面溝付伝熱管と同じ蒸発性能又は凝縮性能を有するとともに、８９％以下の体積を有することが好ましい。
【００１５】
更に、本発明の冷媒用伝熱管は、前記冷媒用伝熱管の外径が３ｍｍ、前記溝深さが０．８ｍｍ、前記溝部の溝数が３０、前記フィンのフィン頂角が３０°、溝底幅が０．１８ｍｍ、螺旋状に設けられた前記溝部の溝ねじれ角が９°及び前記冷媒用伝熱管の底肉厚が０．２ｍｍであること、
前記冷媒用伝熱管の外径が４ｍｍ、前記溝深さが０．１６ｍｍ、前記溝部の溝数が２５、前記フィンのフィン頂角が１５°、溝底幅が０．３５ｍｍ、螺旋状に設けられた前記溝部の溝ねじれ角が１７°及び前記冷媒用伝熱管の底肉厚が０．１８ｍｍであること、
前記冷媒用伝熱管の外径が４ｍｍ、前記溝深さが０．１６ｍｍ、前記溝部の溝数が２５、前記フィンのフィン頂角が１５°、溝底幅が０．３５ｍｍ、螺旋状に設けられた前記溝部の溝ねじれ角が９°及び前記冷媒用伝熱管の底肉厚が０．１８ｍｍであるのいずれかの要件を有することが好ましい。
【００１６】
又、本願発明は、前述に記載の冷媒用伝熱管を有すること、又は、外径７ｍｍの内面溝付伝熱管に蒸発において質量流速１７４〜３７０ｋｇ／（ｍ２・ｓ）で冷媒を流したときと同じ、出口飽和温度と平均飽和温度になるように設けられた外径３ｍｍの前述に記載の冷媒用伝熱管を有する熱交換器にある。
【００１７】
本発明は、冷媒用伝熱管とその内周面に設けられる複数のフィンと、該各フィン間に設けられた複数の螺旋溝部とを備えた熱交換器に用いられる冷媒用伝熱管の設計方法であって、蒸発器に用いられる冷媒用伝熱管において、出口飽和温度と平均飽和温度とを既存の伝熱管と等しい条件とし、且つ、圧力損失及び熱伝達率を加味した伝熱性能を求めることにより、伝熱管の体積比を小さくする構成を求めることを特徴とし、その方法によって前述の冷媒用伝熱管を得ることができる。
【発明の効果】
【００１８】
本発明によれば、伝熱管の占める体積を減らし、これにより、熱交換器の能力を減らさずに冷媒用伝熱管やその中を流れる冷媒の量を減らすことができる冷媒用伝熱管とそれを用いた熱交換器及び冷媒用伝熱管の設計方法を提供することができる。
【００１９】
又、本発明によれば、材料費を減らせるので、熱交換器を小さくし、小型のエアコンを実現できる。
【図面の簡単な説明】
【００２０】
【図１】本実施例及び比較例の冷媒用伝熱管の断面図である。
【図２】図１のＡ部の断面図である。
【図３】実施例Ｎｏ．２−４の質量流速と蒸発熱伝達率との関係を示すグラフである。
【図４】本発明の冷媒用伝熱管のパラメータを得るための実験装置を示すブロック図である。
【図５】実施例Ｎｏ．２−４の蒸発圧力損失を示すグラフである。
【図６】外径３ｍｍについての蒸発での溝深さ／溝底内径ｄｉ,mと、中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,mとの関係を示すグラフである。
【図７】実施例Ｎｏ．２−４の各質量流速に対する凝縮熱伝達率を示すグラフである。
【図８】外径３ｍｍについての凝縮での溝深さ／溝底内径ｄｉ,mと、中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,mとの関係を示すグラフである。
【発明を実施するための形態】
【００２１】
図１は本実施例及び比較例の冷媒用伝熱管の断面図及び図２は図１のＡ部の断面図である。図１（ａ）は伝熱管の軸方向に垂直な断面図、（ｂ）はその平行な断面図である。
【００２２】
図１に示すように、いずれの伝熱管１においても、管内周面にはねじれ角βの溝２及びフィン３とを有する。フィン３はフィン頂角αを有し、溝深さｈｆ、底肉厚δｗ及び中間溝幅Ｗｍを有する。
【００２３】
本実施例及び比較例について内面溝付伝熱管の製造方法について説明する。先ず、伝熱管素管内にフローティングプラグと、連結棒を介してこのフローティングプラグに連結された溝付プラグとを配置すると共に、管外周面位置に目的とする外径に成形するダイスを配置する。
【００２４】
溝付プラグの外周面には螺旋状の溝が形成され、この溝付プラグの位置に整合する管外面に管周方向に転動する球状の複数個の転圧回転体を配置する。伝熱管素管を引き抜く際に、フローティングプラグはダイスにより係止されてダイスの配設位置にとどまり、連結棒を介して溝付プラグも転圧回転体の配設位置にとどまる。そして、転圧回転体を回転させながら伝熱管素管を引き抜くと、素管は溝付プラグと転圧回転体との間で押圧され、溝付プラグが回転しながら素管の内面に溝付プラグの溝形状が転写される。これにより、管内面に連続した溝が形成されるとともに、管外面のダイスにより目的とする外径の冷媒用伝熱管に成形される。上記の加工工程を踏むため、上述の素管における内径とは、若干異なる。
【００２５】
表１は、本実施例及び比較例の外径及び溝底内径ｄｉをまとめたものである。なお、表１は、後述する蒸発性能と凝縮性能に共通するものである。
【００２６】
【表１】
2012180990.tif 000003
【００２７】
基準となる比較例１の冷媒用伝熱管として、現在市場に流通している直径（外径）が公称７ｍｍ、実測７．０４ｍｍ（ｄ０１＝７．０４）の管を用いた。許容される公差は±０．０８ｍｍである。又、この比較例１の溝底内径ｄｉ1は６．５４２ｍｍで、その底肉厚δｗは約０.２５ｍｍである。（以後、添え字１は、外径７ｍｍの比較例を示す。）
また、本実施例に用いる細径伝熱管の直径を３ｍｍ（許容される公差は±０．０８ｍｍである。）とし、溝底内径ｄｉ2は２．７１５ｍｍ（公差±０．１４ｍｍ）である。（以後、添え字２は、本発明の目的とする細径の場合を示す。）
ここで、比較例１の伝熱管の冷媒の質量流速Ｇ１を２５０ｋｇ／（ｍ２・ｓ）であると仮定する。なお、冷媒としては、以下の実施例、比較例を通じて、Ｒ４１０Ａを用いている。
【００２８】
更に、本実施例及び比較例に用いられる冷媒用伝熱管には、銅、りん脱酸銅、Ｃｕ−０．１〜１．０％Ｓｎ、０．０１〜０．０４％Ｐ等の銅合金が用いられ、いずれでも同様である。
（１）共通
冷媒用伝熱管は、その用いられ方に応じて、蒸発性能（伝熱管内の冷媒を管外部から吸熱し、蒸発させる場合（以下、単に「蒸発」と呼ぶこともある）の伝熱性能と、凝縮性能（伝熱管内の冷媒を管外部へ放熱し、凝縮させる際（以下、単に「凝縮」と呼ぶこともある）の伝熱性能の２種類の性能を示す。
【００２９】
本実施例の冷媒用伝熱管の構成は、外径ｄｏ（ｍｍ）、底肉厚δｗ（ｍｍ）の素管（平滑管）の内周面に螺旋状の溝を複数形成したものである。溝を隔てるのは、フィンである。
【００３０】
溝深さをｈｆ、溝底幅をＷ３、フィン頂角をαとし、さらに、ｈｆ／２の高さにおける中間溝幅をＷｍとする。
【００３１】
まず、両方に共通するものの検討として、体積計算について下記に記す。
ここで、通常、熱交換器に使用される伝熱管は、１つの熱交換器に対して、複数あり、その出口及び入口がそれぞれ１つに結合されている。逆に言えば、入口と出口がそれぞれ１つであり、そこから、各伝熱管の数へと分岐される状態である。このときの実質的にいくつの伝熱管に分岐しているか、すなわち、何本の伝熱管を用いているかを示すのにパスという概念を用いる。伝熱管が占める体積、すわなち、冷媒が通過する空間を含めた伝熱管の体積Ｖは式（１）で表される。
2012180990.tif 000004
ここで、ｄｏ：冷媒用伝熱管の外径、ｌ：１パス当たりの長さ、ｎ：パス数である。
【００３２】
次に、熱交換器全体の能力は式（２）で表される。
2012180990.tif 000005
【００３３】
ここで、ｄｉ：冷媒用伝熱管の溝底内径（すなわち最大内径）、ｈ：熱伝達率、ｔｒ：冷媒の飽和温度、ｔｗ：管壁温度、Δｔｒ：圧力損失による冷媒の平均飽和温度の変化、Φ：熱交換器の能力（熱交換量）である。なお、熱伝達率は、伝熱管１本の正味の熱伝達率であり、材料に起因する熱伝達率だけではなく構造に起因する影響も含んだ形で表された熱伝達率である。
【００３４】
式（１）と式（２）から式（３）によって冷媒用伝熱管の体積を示す式が得られる。
2012180990.tif 000006
【００３５】
Ｖ１を基準として、同じ能力で径を細くした場合の、冷媒用伝熱管の占める体積（ここで伝熱管の体積とは、冷媒が通過する空間を含めた伝熱管の体積）Ｖ２の比率は、式（３）を用いて、式（４）で表される。換言すると、比較例１の伝熱管と、細径伝熱管２の体積比は、以下のとおりとなる。
2012180990.tif 000007
【００３６】
表２は、実施例及び比較例の伝熱性能を測定した内面溝付伝熱管の構造を示す。なお、後述の検討から、より効果の高いものを実施例とし、平滑管を除き効果の小さい比較例３として記載した。表中、中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,m及び溝深さ／溝底内径ｄｉ,mにおける値は、表中に示す値をＥ−０２が１００で割った値及びＥ−０１が１０で割った値である。
【００３７】
【表２】
2012180990.tif 000008
【００３８】
中間溝幅Ｗｍは式（５）で表される。
2012180990.tif 000009
【００３９】
伝熱管の溝深さをｈｆ、溝底幅をＷ３、フィン頂角をαとし、さらに、ｈｆ／２の高さにおける溝幅すなわち中間溝幅をＷｍとする。
【００４０】
（２）蒸発性能について
冷媒用伝熱管は、蒸発性能を高めようとした場合、管の構造、冷媒の流量、流速、温度等の条件の各パラメータを総合的に勘案する必要があり、それぞれ個別の条件について、各パラメータの変動時における伝熱性能及び圧力損失への影響を確認する必要がある。このために、実質的に、太い管を用いた際のデータを転用し、これらを元に蒸気の伝熱性能や圧力損失等を算出することはできず、個別に具体的に、実験を繰り返す必要がある。
【００４１】
以上の問題に鑑みて、本願発明者らは、上述の条件に加え、さらに、圧力損失による平均飽和温度の変化Δｔｒを比較例１との関係において、同一条件とすることとした。なお、熱交換器への適用方法については、後述する。
【００４２】
そこで、伝熱性能を同一にする条件に加え、圧力損失による平均飽和温度の変化を比較例１の伝熱管と同じにすると式（６）が得られる。
2012180990.tif 000010
【００４３】
式（４）に、式（６）を用いると式（７）、すなわち、比較例１の伝熱管に対する細径伝熱管の体積比が得られる。
2012180990.tif 000011
【００４４】
圧力損失による平均飽和温度の変化は式（８）及び式（９）で表される。
2012180990.tif 000012
【００４５】
2012180990.tif 000013
【００４６】
ここで、Δｐ：圧力損失（Ｐａ）、Δｐｌ：単位長さ当たりの圧力損失（Ｐａ／ｍ）、Ｃｔｐは冷媒の種類と飽和温度で決定される定数である。
【００４７】
冷媒の質量流束は式（１０）で表される。
2012180990.tif 000014
ここで、Ｇ：冷媒の質量流束、ｑｍ：熱交換器（全体）の冷媒質量流量である。
【００４８】
熱交換器の能力は式（１１）で表される。
2012180990.tif 000015
【００４９】
ここで、ｈｉ：冷媒の入口比エンタルピー、ｈ０：冷媒の出口エンタルピーである。なお、この両エンタルピーは、熱交換器でほぼ変動はない。本願において、比較のため、比較例１の伝熱管を用いた熱交換器と同一として、下記の検討を進める。
【００５０】
式（１）、式（８）、式（１０）及び式（１１）から式（１２）が得られる。
2012180990.tif 000016
【００５１】
式（１２）から、同じ熱交換器の能力で、径を細くした場合の伝熱管の占める体積の比率は式（１３）で表される。
2012180990.tif 000017
【００５２】
式（７）と式（１３）から式（１４）が得られる。
2012180990.tif 000018
【００５３】
よって、式（１４）を満たす冷媒の質量流束を求めれば、式（７）又は式（１３）から体積比が求められる。
【００５４】
図３は、供試管の質量流速と蒸発熱伝達率との関係を示すグラフである。図３から、質量流束と熱伝達率の関係を、質量流速１５０〜３５０{ｋｇ／（ｍ２・ｓ）}間（蒸発性能は１７３〜３８１、凝縮性能は１７４〜３７６の範囲）において、以下のとおり、式（１５）、式（２２）、式（２３）で近似することができる。
【００５５】
まず、実験から得られた熱伝達率ｈ{ｋＷ/(ｍ2・Ｋ)}（詳細は後述）と、質量流束Ｇ{ｋｇ/(ｍ2・ｓ)}を用いて式（１５）の形で近似する。これにより、発明者らは、伝熱管性能を維持しつつ、細径を実現する伝熱管の構成を見出すことに成功した。具体的には、例えば、同一形状の冷媒伝熱管（例えば、実施例Ｎｏ.２−４）に対し、冷媒質量流量を順次変化させ計測した各データに対し、式（１５）から定数ａ{式（２２）}と定数ｂ{式（２３）}を求める。
2012180990.tif 000019
【００５６】
以下に、実施例Ｎｏ.２−４について具体的な手順を示す。
＜ａ及びｂの算出方法＞
上述したように、冷媒流量束Ｇは、式（１０）より、溝底内径を基準として、ｑｍから求める。
【００５７】
図４は、上記の各パラメータを得る為の実験装置を示すブロック図である。なお、Ｔは温度計、Ｐは圧力計、Ｆは流量計、その他の記号は、ＪＩＳの冷凍用図記号に従っている。
【００５８】
実験では、p：圧力、qm：質量流量、qv：体積流量、t：温度を測定した。表４は蒸発の計算条件（外径７φｍｍのときの代表値）及び表５は蒸発の試験条件を示す。表５に記載のとおり、加熱流体を水とし、冷媒をＲ４１０とし、内管と外管の環状部に水を流し、内管内に冷媒を、水の流れと逆の方向（向流）に流す。なお、添え字rが冷媒側、添え字wが水側、添え字１が入口、添え字２が出口を示す。
【００５９】
冷媒の温度は、蒸発試験時において、tr1は、入口での圧力と比エンタルピーで決まる温度で、比エンタルピーは膨張弁入口の温度と圧力から求めた。tr2は、出口圧力から求めた露点温度を示す。
【００６０】
上述のデータをもとに、熱伝達率ｈを式（１６）で求める。
2012180990.tif 000020
【００６１】
ここで、cp：定圧比熱、di,m：伝熱管の溝底内径の実測値、do,m：伝熱管の外径の実測値、D：外管の内径、lt：伝熱部長さを示す。
【００６２】
ヌセルト数Nuは、下記のMonrad-Peltonの式（１７）を用いた。
2012180990.tif 000021
ここで、Pr：試験部出入口平均温度から求めたプラントル数、Re：レイノルズ数である。
【００６３】
レイノルズ数は式（１８）で表される。
2012180990.tif 000022
ここで、ηは、試験部出入口平均温度から求めた粘度である。
【００６４】
質量流量は式（１９）で表される。
2012180990.tif 000023
ここで、qv：流量計で測った体積流量、ρ：流量計入口温度から求めた密度である。水の物性値は標準大気圧での値とした。水と冷媒の物性値はNIST REFPROP Version８で計算した。
【００６５】
圧力損失は式（２０）で求めた。
2012180990.tif 000024
【００６６】
ここで、di,m：溝底内径の実測値、l0：伝熱管の全長、p：圧力、Δpl,m：単位長さ当たりの圧力損失である。
【００６７】
質量流束は式（２１）で求めた。
2012180990.tif 000025
ここで、G：質量流束、qm,r：流量計で測った冷媒の質量流量である。
【００６８】
（各パラメータからのａ及びｂの算出方法について）
表３は、供試管として実施例Ｎｏ.２−４についての定数算出のための実験例（蒸発）に関する各パラメータを示すものである。
【００６９】
【表３】
2012180990.tif 000026
【００７０】
これらのパラメータを用い、式（１５）の定数を小数点以下４桁の精度で求めた。
2012180990.tif 000027
【００７１】
図５は、供給管の蒸発圧力損失を示すグラフである。冷媒流速は、溝底内径ｄｉ,mを基準として、流量を（π／４×ｄｉ,m2）で割ったものである。
【００７２】
図５から、質量流束と、単位長さ当たりの圧力損失と溝底内径ｄｉ,mの積の関係を式（２４）、式（２５）で近似することができる。平滑管の圧力損失の式（Blasius）に係数を掛けた形で表せるとみなした。
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【００７３】
2012180990.tif 000029
ここで、ｄｉ，ｍ：表２から計算した実際の溝底内径（すなわち、ｄｏ，ｍ−２×δｗ ＝ｄｉ，ｍ）、Δｐｌ，ｍ：実測した単位長さ当たりの圧力損失、δｗ：実測した 底肉厚である。
【００７４】
溝底内径ｄｉ,mは式（２６）で表される。
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【００７５】
よって、供試管としてのＮｏ．２−４の実施例の実際の溝底内径ｄｉ、ｍは式（２７）で得られる。ここで、ｍは実測値を示し、添え字の２は、細径伝熱管であることを示す。
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【００７６】
ｄｉ，ｍ２がｄｉ２と異なるので、単位長さ当たりの圧力損失を式（２８）で換算する。
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【００７７】
式（２４）と式（２８）から式（２９）が得られる。
2012180990.tif 000033
【００７８】
式（１４）、式（１５）及び式（２９）から式（３０）が得られる。式（３０）の{}の指数は式（３０−１）である。
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【００７９】
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【００８０】
表４は蒸発の計算条件及び表５は蒸発の試験条件を示すものである。なお、Ｇ１と同様にこれらの値は、従来の一例を示すものであり、基準としたい性能を有する熱交換器の値が異なる場合は、それらの数値を用いても問題ない。
【００８１】
【表４】
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【００８２】
【表５】
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【００８３】
表１、表４、式（２２）、式（２３）、式（２５）、式（２７）及び式（３０）から式（３１）が得られる。式（３１）の{}の指数は式（３１−１）である。
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【００８４】
式（７）と式（１５）から式（３２）が得られる。
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【００８５】
表１、表４、式（２２）、式（２３）、式（３１）及び式（３２）から蒸発での同性能、かつ、同じ圧力損失による平均飽和温度の変化の場合の比較例１に対する細径伝熱管２の体積比が式（３３）より得られる。
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【００８６】
図６は、外径３ｍｍについての蒸発での溝深さｈｆ／溝底内径ｄｉ,mと、中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,mとの関係を示すグラフである。図６内に示す数値は、溝底内径を用いて正規化したものについて、蒸発での比較例１の直径約７ｍｍの伝熱管に対する体積比を示す。
【００８７】
図６に示すように、比較例３以外は、体積比で１を下回るものとなり、良好な値を示した。さらに、溝深さｈｆ／溝底内径ｄｉ,mを０．０３〜０．０６、中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,mを０．０３〜０．２７とすれば、伝熱管の占める体積を従来より１６％〜３７％減らすことができ、より好ましい範囲となる。さらにより好ましい範囲としては、溝深さ／溝底内径ｄｉ,mを０．０５〜０．０５５の範囲であり、かつ、中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,mが０．０５〜０．１５のものである。最もよい値を示したのは、供試管としてのＮｏ．２−４の実施例で、体積比は０．６３と最も小さいものである。
【００８８】
図６に示すように、特に、点線で示す範囲内は、体積比が０．６５〜０．７０となるもので、溝深さｈｆ／溝底内径ｄｉ,m０．０６と中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,m０．０３との点、溝深さｈｆ／溝底内径ｄｉ,m０．０４２と中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,m０．０６との点、溝深さｈｆ／溝底内径ｄｉ,m０．０３と中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,m０．０６との点、溝深さｈｆ／溝底内径ｄｉ,m０．０２５と中間溝幅Ｗｍ溝底内径ｄｉ,m０．０７５との点、溝深さｈｆ／溝底内径ｄｉ,m０．０３と中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,m０．０８５との点、溝深さｈｆ／溝底内径ｄｉ,m０．０４２と中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,m０．０８５との点、溝深さｈｆ／溝底内径ｄｉ,m０．０６と中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,m０．１６との点を直線で結ぶ線内にある。この点線内には、実施例Ｎｏ．２−４〜２−６、２−９及び２−１１が該当する。
尚、外径が４ｍｍのものでも同様の傾向を有するものである。
【００８９】
（３）凝縮性能について
圧力損失による飽和温度の変化が小さいと仮定することによって、式（３４）が得られる。
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【００９０】
式（４）と式（３４）から式（３５）が得られる。
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【００９１】
表６は凝縮での計算条件及び表７は凝縮での試験条件を示すものである。
【００９２】
【表６】
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【００９３】
【表７】
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【００９４】
図７は、供試管としてＮｏ．２−４の実施例の各質量流速に対する凝縮熱伝達率を示すグラフである。図３から、質量流束と熱伝達率の関係を式（１５）で近似し、式（３６）、式（３７）が得られる。具体的には、以下のとおりである。
【００９５】
（各パラメータを得るための実験について）
【００９６】
以下、蒸発との違いがある点について記載する。
【００９７】
図４に実験装置を記載している。流れ方向は逆方向となる。式（３４）の温度は、tr1が入口圧力から求めた露点温度、tr2が出口圧力から求めた沸点温度を示す。凝縮試験時
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【００９８】
（各パラメータからのａ及びｂの算出方法について）
表８は、実施例Ｎｏ.２−４についての定数算出のための実験例（凝縮）を示す各条件のパラメータである。
【００９９】
【表８】
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【０１００】
これらの結果から、蒸発性能と同様に定数を求めると、以下の通り得られる。
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【０１０１】
表１、表６、式（３１）、式（３２）、式（３６）及び式（３７）から凝縮での体積比が式（３８）により得られる。
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【０１０２】
図８は、外径３ｍｍについての凝縮での溝深さｈｆ／溝底内径と、中間溝幅Ｗｍ／溝底内径との関係を示すグラフである。凝縮での本発明と比較例１の伝熱管の体積比を示す。図８から溝深さｈｆ／溝底内径を０．０３〜０．０６、中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,mを０．０３〜０．２７とすれば、伝熱管の占める体積を従来より７％〜４３％減らすことができる。
【０１０３】
図８に示すように、点線の上から３番目で示す範囲内は、体積比が０．７１〜０．８５となるもので、溝深さｈｆ／溝底内径ｄｉ,m０．０６と中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,m０．０２１との点、溝深さｈｆ／溝底内径０．０３と中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,m０．０４２との点、溝深さｈｆ／溝底内径ｄｉ,m０．０３と中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,m０．１０８との点、溝深さ／溝底内径０．０５４と中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,m０．３との点を直線で結ぶ線内にあり、この点線内には、実施例Ｎｏ．２−７、２−８、２−１４及び２−１５を除く実施例Ｎｏ．２−１〜２−６、２−９〜２−１３が該当する。
【０１０４】
又、図８に示すように、特に、点線の上から２番目で示す範囲内は、体積比が０．６１〜０．７０となるもので、溝深さｈｆ／溝底内径ｄｉ,m０．０６と中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,m０．０３７との点、溝深さｈｆ／溝底内径ｄｉ,m０．０４２５と中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,m０．０４５との点、溝深さｈｆ／溝底内径ｄｉ,m０．０３５と中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,m０．０７との点、溝深さｈｆ／溝底内径ｄｉ,m０．０３５と中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,m０．０９５との点、溝深さｈｆ／溝底内径ｄｉ,m０．０６と中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,m０．２１との点を直線で結ぶ線内にあり、この点線内には、実施例Ｎｏ．２−１、２−３〜２−６、２−９及び２−１１が該当する。
【０１０５】
更に、図８に示すように、特に、点線の１番目で示す範囲内は、体積比が０．５５〜０．６０となるもので、溝深さｈｆ／溝底内径ｄｉ,m０．０６と中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,m０．０６との点、溝深さｈｆ／溝底内径ｄｉ,m０．０５２と中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,m０．０６との点、溝深さｈｆ／溝底内径ｄｉ,m０．０４７と中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,m０．０８４との点、溝深さｈｆ／溝底内径ｄｉ,m０．０６と中間溝幅Ｗｍ／溝底内径ｄｉ,m０．１３７との点を直線で結ぶ線内にあり、この点線内には、実施例Ｎｏ．２−４が該当する。
尚、外径が４ｍｍのものでも同様の傾向を有するものである。
【０１０６】
（４）蒸発性能と凝縮性能を両方について
図６及び図８において、蒸発性能と凝縮性能との互いに重なる範囲内とすることによって両者の優れた特性が得られる。従って、蒸発性能と凝縮性能との両方において最も優れた特性が得られる範囲は、図８に示す上から１番目の点線で示される範囲内であり、供試管としてＮｏ．２−４の実施例が該当する。
【０１０７】
（５）熱交換器への適用の例について
供試管としてのＮｏ．２−４の実施例及び比較例の伝熱管を用い、Ａｌフィンに挿入して拡管して一体化してプレートフィン型熱交換器を作製し、その熱交換性能を測定した。本実施例の内面溝付伝熱管は、蒸発伝熱性能及び凝縮伝熱性能が比較例を１００とした場合、１０２と高い性能が得られると共に、３０％程度小型化できるものである。
【０１０８】
具体的な適応例を蒸発および凝縮について下記に記す。
（１）蒸発
供試管として実施例Ｎｏ.２−４を使って蒸発の場合で熱交換器に必要な１パス当たりの長さとパス数を計算する。
式（２）、式（８）、式（９）及び式(１０)から式（３９）が得られる。
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【０１０９】
この式を解くと式（４０）が得られる。
2012180990.tif 000050
【０１１０】
式(１５)、式(２２)及び式(２３)から式（４１）が得られる。
2012180990.tif 000051
【０１１１】
式(２５)と式(２９)から式（４２）が得られる。
2012180990.tif 000052
【０１１２】
表９は、蒸発での熱交換器の計算条件を示すパラメータである。
【０１１３】
【表９】
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【０１１４】
よって、必要な１パス当たりの長さは式（４３）で得られる。
2012180990.tif 000054
【０１１５】
式（１０）からパス数は式（４４）で表される。
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【０１１６】
よって、パス数は式（４５）で得られる。
2012180990.tif 000056
【０１１７】
パス数は自然数でなければならないので、２０.５になるべく近い２０又は２１とすれば良い。
【０１１８】
（２）凝縮
供試管として実施例Ｎｏ.２−４を使って凝縮の場合で熱交換器に必要な１パス当たりの長さを計算する。
【０１１９】
式(２)、式(１０)、式(１１)及び式(３４)から式（４６）が得られる。
2012180990.tif 000057
【０１２０】
式(１５)、式(３６)及び式(３７)から式（４７）が得られる。
2012180990.tif 000058
【０１２１】
表１０は、凝縮での熱交換器の計算条件を示すパラメータである。
【０１２２】
【表１０】
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【０１２３】
よって、必要な１パス当たりの長さは式（４８）で得られる。
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【０１２４】
（３）ヒートポンプエアコンの場合
冷媒の蒸発と凝縮の両方を行うので、パス数は蒸発から決定し、１パス当たりの長さは蒸発と凝縮でより長い方を採用すれば良い。
【０１２５】
以上のように、伝熱性能の面及び伝熱管を搭載する熱交換器の小型化に対する要求があるが、伝熱性能の絶対値が大きいこと自体も指標となるが、さらに、同程度の伝熱性能を維持しつつ、管の内空間含めた管全体が支配する空間を小さくできれば、伝熱性能の面でも、コストの面でも、より効果が高いということになる。
【０１２６】
すなわち、本発明の目的である小型化を実現するために、細径の伝熱管を採用しようとした場合、細径伝熱管と比較例の伝熱管について、細径にした際の伝熱性能を等しくするための、管の体積（より詳細には、内空間含めた管全体が支配する空間）が少なくでき、コスト的にも、伝熱性能の面でも、効果が高いものが得られることになる。
【符号の説明】
【０１２７】
１…伝熱管、２…溝、３…フィン、α…フィン頂角、β…ねじれ角、ｈｆ…溝深さ、δｗ…底肉厚、Ｗｍ…中間溝幅、Ｗ３…溝底幅。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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