"ポリアルキレングリコール系冷凍機油の含有量が0.1質量以上である二酸化炭素を冷媒として用い、かつ、熱流束が10kW/m2未満で動作するヒートポンプ機器が備える熱交換器に用いられる内面溝付伝熱管であって、内周面に互いに平行に設けられるねじれ角βの複数のらせん状の溝と、前記複数の溝の間にそれぞれ位置する複数のフィンと、を有する主管を備え、前記主管の前記溝の底を基準とした内径が、2.5mm以上6.5mm以下であり、前記フィンの高さが、0.1mm以上0.25mm以下であり、前記各溝の底の幅をW3とした場合に、0.04≦W3/ID≦0.1を満たし、冷媒流束Grが150kg/m2s以上400kg/m2s以下のとき、前記ねじれ角βが9°以上33°以下を満たし、かつ、-0.07×Gr36.5≦β≦-0.0257×Gr36.095を満たすことを特徴とする内面溝付伝熱管。ポリアルキレングリコール系冷凍機油の含有量が0.1質量以上である二酸化炭素を冷媒として用い、かつ、熱流束が10kW/m2未満で動作するヒートポンプ機器が備える熱交換器に用いられる内面溝付伝熱管であって、内周面に互いに平行に設けられるねじれ角βの複数のらせん状の溝と、前記複数の溝の間にそれぞれ位置する複数のフィンと、を有する主管を備え、前記主管の前記溝の底を基準とした内径が、2.5mm以上6.5mm以下であり、前記フィンの高さが、0.1mm以上0.25mm以下であり、前記各溝の底の幅をW3とした場合に、0.04≦W3/ID≦0.1を満たし、冷媒流束Grが150kg/m2s以上400kg/m2s以下のとき、前記ねじれ角βが5°<β<40°を満たし、かつ、-0.0771×Gr35.286≦β≦-0.0871×Gr51.452を満たすことを特徴とする内面溝付伝熱管。前記溝と前記フィンとのなす角度が、15°以上25°以下であることを特徴とする請求項1又は2に記載の内面溝付伝熱管。前記複数のフィンの個数が、30個以上50個以下であることを特徴とする請求項1~3のいずれかに記載の内面溝付伝熱管。上記のとおり、特許文献1は、CO2冷媒の特徴として核沸騰が促進されることを示している。しかしながら、一般に核沸騰は熱流束qが大きくなるほど効果が大きくなるものの、特許文献1には熱流束qの影響に関しては記載がなく、数値限定の根拠において熱流束q条件についての考慮がされていない。また、非特許文献1に記載のCO2冷媒ヒートポンプ給湯器では、冷凍機油として高温で安定性の高いポリアルキレングリコールPAGが使用されている。しかしながら、PAGはCO2との相溶性が低くオイル戻りが悪いので、伝熱管内に滞留する冷凍機油が多くなり、油膜の存在により核沸騰が抑制されてしまう。また、オイル戻りが悪いと圧縮機の潤滑が悪くなり、故障の原因となる。その防止策として、圧縮機の吐出側にオイルセパレータを設置することが考えられるが、コストアップの弊害やスペースの制約などがある。特に家庭用のCO2冷媒ヒートポンプ給湯器としては現実的ではなく、実際にはオイルが圧縮機からなくならないよう、多めにPAGを封入している。本発明の目的は、CO2冷媒を用いたヒートポンプ機器が低熱流束q条件で使用され、PAG系冷凍機油が冷媒中に混入した場合においても優れた蒸発性能を有し、オイル戻りを改善することで圧縮機が故障するリスクを軽減することができる内面溝付伝熱管を提供することにある。本発明の第1の態様によれば、ポリアルキレングリコール系冷凍機油の含有量が0.1質量以上である二酸化炭素を冷媒として用い、かつ、熱流束が10kW/m2未満で動作するヒートポンプ機器が備える熱交換器に用いられる内面溝付伝熱管であって、内周面に互いに平行に設けられるねじれ角βの複数のらせん状の溝と、前記複数の溝の間にそれぞれ位置する複数のフィンと、を有する主管を備え、前記主管の前記溝の底を基準とした内径が、2.5mm以上6.5mm以下であり、前記フィンの高さが、0.1mm以上0.25mm以下であり、前記各溝の底の幅をW3とした場合に、0.04≦W3/ID≦0.1を満たし、冷媒流束Grが150kg/m2s以上400kg/m2s以下のとき、前記ねじれ角βが9°以上33°以下を満たし、かつ、-0.07×Gr36.5≦β≦-0.0257×Gr36.095を満たす内面溝付伝熱管が提供される。本発明の第2の態様によれば、ポリアルキレングリコール系冷凍機油の含有量が0.1質量以上である二酸化炭素を冷媒として用い、かつ、熱流束が10kW/m2未満で動作するヒートポンプ機器が備える熱交換器に用いられる内面溝付伝熱管であって、内周面に互いに平行に設けられるねじれ角βの複数のらせん状の溝と、前記複数の溝の間にそれぞれ位置する複数のフィンと、を有する主管を備え、前記主管の前記溝の底を基準とした内径が、2.5mm以上6.5mm以下であり、前記フィンの高さが、0.1mm以上0.25mm以下であり、前記各溝の底の幅をW3とした場合に、0.04≦W3/ID≦0.1を満たし、冷媒流束Grが150kg/m2s以上400kg/m2s以下のとき、前記ねじれ角βが5°<β<40°を満たし、かつ、-0.0771×Gr35.286≦β≦-0.0871×Gr51.452を満たす内面溝付伝熱管が提供される。本発明の第3の態様によれば、前記溝と前記フィンとのなす角度が、15°以上25°以下である第1又は2の態様に記載の内面溝付伝熱管が提供される。本発明の第4の態様によれば、前記複数のフィンの個数が、30個以上50個以下である第1~第2の態様のいずれかに記載の内面溝付伝熱管が提供される。本発明によれば、CO2冷媒を用いたヒートポンプ機器が低熱流束q条件で使用され、PAG系冷凍機油が冷媒中に混入した場合においても優れた蒸発性能を有し、オイル戻りを改善することで圧縮機が故障するリスクを軽減することができる。<本発明の一実施形態>1ヒートポンプ給湯器の構成及び動作まずは、本発明の一実施形態に係るヒートポンプ給湯器の構成及び動作について、図1を用いて説明する。図1は、本発明の一実施形態に係る内面溝付伝熱管を用いて構成されるヒートポンプ給湯器の概要図である。ヒートポンプ給湯器は、圧縮機11と、圧縮機11に配管を介して接続される熱交換器としてのガスクーラ12と、ガスクーラ12に配管を介して接続される膨張弁13と、膨張弁13に配管を介して接続される熱交換器としての蒸発器14とを備える。蒸発器14と圧縮機11とについても、配管を介して互いに接続されている。主に、圧縮機11、ガスクーラ12、膨張弁13、蒸発器14、及び配管により冷凍サイクルが構成される。冷凍サイクル内には、冷媒である二酸化炭素CO2冷媒が封入されている。そして、CO2冷媒は、放熱側、すなわち、圧縮機11の吐出部からガスクーラ12を介した膨張弁13の入口部までにおいて、超臨界状態になっている。なお、図1では図示しない本実施形態に係る内面溝付伝熱管20図2を参照は、ガスクーラ12と蒸発器14とのいずれか或いは両方に用いられる。上記CO2冷媒ヒートポンプ給湯器の動作の概略は以下のとおりである。まず、圧縮機11で圧縮されたCO2冷媒は高温高圧状態となり、ガスクーラ12内へ導入される。このとき、圧縮機11の潤滑油である冷凍機油もCO2冷媒と共にガスクーラ12内へ導入される。超臨界状態のCO2冷媒は、ガスクーラ12内では気液二相状態とはならず、CO2冷媒の熱が水等に放熱される。次に、CO2冷媒は膨張弁13で減圧され、低圧の気液二相状態となり、この状態で蒸発器14内へ導入される。CO2冷媒は、蒸発器14内で空気から吸熱してガス状態になり、再び圧縮機11内に吸入される。このようなサイクルを繰り返すことにより、ガスクーラ12においては放熱による加熱作用が起こり、蒸発器14においては吸熱による冷却作用が起こる。なお、CO2冷媒で用いられるポリアルキレングリコールPAG系冷凍機油は、高温になりやすいCO2冷媒と併用しても熱安定性に優れる等の特長があるものの、CO2冷媒との相溶性が悪く、CO2冷媒が蒸発する際に冷媒気相、冷媒液相、冷凍機油のように三相分離しやすい。このため、PAG系冷凍機油の油膜が形成されて熱抵抗として働くので、冷凍機油が少しでも蒸発器内に混入すると蒸発性能は低下する。ここで、一般的な蒸発器について説明すると、例えば蒸発器内は、内径が6.1mm、長さが800mmの内面溝付伝熱管が2列30段で配置されて構成される。この場合、定格能力が6kWのCO2冷媒ヒートポンプ給湯器の蒸発器の能力は4.6kW程度であるので、熱流束qは5kW/m2程度になる。定格能力が4.5kWの機種の場合は、蒸発器の能力は更に小さいので、熱流束qもより小さくなる。2内面溝付伝熱管の構成次に、例えば上記のようなCO2冷媒を用いたヒートポンプ給湯器が備える蒸発器に用いられる本実施形態に係る内面溝付伝熱管について、図2及び図3を用いて説明する。図2のaは、本発明の一実施形態に係る内面溝付伝熱管20の管軸方向に垂直な断面図であり、bは、aの一点鎖線で囲んだ領域Bの部分拡大図であり、cは、本発明の一実施形態に係る内面溝付伝熱管20の一部を管軸に沿って切り開いた場合の概要図である。図2a,cに示すように、本実施形態に係る内面溝付伝熱管20は、内周面に互いに平行に一定の間隔で設けられる複数のらせん状の溝22と、複数の溝22の間に位置する断面が山形状の複数のフィン23と、を有する主管21を備える。つまり、互いに隣り合うフィン23同士の間に溝22が形成されている。主管21は、例えば銅又は銅合金等の金属材料を用いて形成される。本実施形態において、主管21の溝22の底を基準とした内径IDは、2.5mm以上6.5mm以下である。また、各フィン23の高さHF、すなわち、各溝22の深さは、0.1mm以上0.25mm以下である。また、各溝22の底の幅をW3とした場合に、0.04≦W3/ID≦0.1を満たす。また、内面溝付伝熱管20の外径をOD、溝22の底を基準とする主管21の肉厚をTWとした場合に、内径IDは、ID=OD-2×TWで表すことができる。なお、上記主管21の内径ID、外形OD、肉厚TWは、内面溝付伝熱管20の内径、外形、肉厚でもある。以下の記載においては、両者を区別することなく用いる場合がある。また、図2b中に示すW1は、フィン23の根元、すなわち、フィン23と主管21の内周面との接点部分におけるフィン23の根元幅である。また、図2cに示すように、例えば直状の内面溝付伝熱管20の長手方向に対する溝22及びフィン23のなす角度以下、ねじれ角というをβとする。CO2冷媒の冷媒流束Grが150kg/m2s以上400kg/m2s以下のとき、ねじれ角βは9°以上33°以下を満たし、かつ、-0.07×Gr36.5≦β≦-0.0257×Gr36.095を満たす。あるいは、ねじれ角βが5°<β<40°を満たし、-0.0771×Gr35.286≦β≦-0.0871×Gr51.452を満たす。内面溝付伝熱管20は、例えば、上述のようなヒートポンプ給湯器が備える蒸発器等に用いることができる。また、上述のヒートポンプ給湯器は、例えばポリアルキレングリコールPAG系冷凍機油の含有量が0.1質量以上である二酸化炭素CO2を冷媒として用い、かつ、熱流束qを10kW/m2未満にして動作させることができる。3内面溝付伝熱管の製造方法次に、本実施形態に係る内面溝付伝熱管20の製造方法について、図3を用いて説明する。図3は、内面溝付伝熱管20の製造に用いる内面溝付管加工装置の概略断面図である。図3に示すように、内面溝付管加工装置においては、フローティングプラグ2と、外表面に溝5を備える溝付きプラグ4とが回転自由な状態で連結棒3を介して接続され、銅管1の管内に挿入されている。銅管1を引き抜き方向に引き抜くことで、フローティングプラグ2が銅管1の周囲に配置される引抜ダイス10の位置で引き留められ、これにより、溝付きプラグ4の引き抜き方向の位置が固定される。この固定部分の銅管1の外周面を、ボール若しくはロール等の押圧手段としての押圧体6が公転することで、銅管1内に溝付きプラグ4の溝5の形状に応じたフィン溝8を形成する。この溝8を有する内面溝付管9を、内面溝付管9の周囲に配置される引抜ダイス7により更に縮径し、溝22を内面に備える内面溝付伝熱管20を製造する。上記において、押圧体6で銅管1を溝付きプラグ4の溝5に押しつけても、銅管1の肉厚が厚いため半径方向に力が伝わりにくく、銅管1は軸方向に伸びてしまう。そのため、内面溝付管9の肉厚が所望の値となるよう、銅管1の肉厚を余計に大きくしなければならない。このとき、押圧体6による縮径量が増加するため、最終的に得られる内面溝付伝熱管の外表面品質が低下する場合があるので留意が必要である。4内面溝付伝熱管の構成の根拠内面溝付伝熱管20の内径IDの上限について上述のように、本実施形態において、内面溝付伝熱管20の主管21の内径IDは2.5mm以上6.5mm以下に制御される。この理由は以下のとおりである。まずは、内径IDを6.5mm以下とする根拠について、図4を用いて説明する。図4は、主管の外径ODが7mm、内径IDが6.1mm、溝の底を基準とした肉厚TWが0.45mmの燐脱酸銅からなる内面溝付伝熱管を基準とし、これと同等の耐圧となる内径IDと肉厚TWとの関係を示すグラフである。図4の横軸は、内面溝付伝熱管が備える主管の内径mmであり、縦軸は、溝の底を基準とした主管の肉厚底肉厚mmである。図4に示すように、主管の内径IDが大きくなれば耐圧上、肉厚TWを大きくしなければならず、重量が増加する要因になる。また、内径IDが6.5mmを超えると主管の肉厚TWは0.5mm近くまで厚くなる。肉厚TWが大きくなると、内面の溝の加工性が悪くなり、フィン形状の自由度がなくなって、コストアップにつながるだけでなく、内面溝付伝熱管の外表面品質も低下する。従って、本実施形態に係る内面溝付伝熱管20が備える主管21の内径IDの上限は、6.5mmが好ましい。内面溝付伝熱管20の内径IDの下限について一方、内面溝付伝熱管の内径IDが小さくなると、そのままのパス数では圧力損失が大きくなり、成績係数COP:CoefficientOfPerformanceが低下してしまうため、熱交換器のパスを増加させることを要する。しかしながら、パス数が多すぎると分流器コストがアップする。なお、COPとは、冷暖房器具のエネルギー消費効率の基準となる係数のことである。また、パス数とは、冷媒が流れる経路数のことで、複数本の伝熱管が全て連続して接続されている場合を1パス、連続して接続されている経路が2つある場合を2パスという。図5に、1本の伝熱管長さが800mm、2列30段の2パスの蒸発器の模式的な図を示す。図5に示す蒸発器には、フィン材31が垂直に多数設けられており、伝熱管32はこれらを貫く形となっている。更に、伝熱管32は、U字型に繰り返し折り返され、同一平面上にフィン材31に納められている。この平面の数を列と呼び、図5では手前と奥との2列の構成となっている。段数は、伝熱管32が縦方向に並んだ数を示すものであり、上記U字型の部分の個数1個等となる。図5においては、30段となっている。また、図5の模式図では、蒸発器用分流器30により表側の列と裏側の列とに分流され、冷媒の流れる経路が2つ、つまり、2パスになっている。なお、この例は、以下に考察するように、伝熱管32の長さを計算する一例として挙げたものであり、パスの構成や、列数、段数を適宜、変更することができる。以下に、図6を参照して、CO2冷媒を用いた一般的なヒートポンプ給湯器用の外径ODが7mmの伝熱管と比較し、細径化しても伝熱面積が同等で圧力損失が同等となる場合について考える。図6のaは、実際に使用されているCO2冷媒ヒートポンプ給湯器の上記のような蒸発器用の分流器30の外観図であり、bは、伝熱管32の外径ODが7mmの場合の分流器の分流部33の断面図であり、cは、伝熱管の外径ODが3mmとなった場合の分流器30cの分流部33cの想定断面図である。また、図6のdは、分留器30に分留前後の銅管34a,34bを挿入した場合の外観図である。ここで、分留後の銅管34aは、例えば内面溝付伝熱管等の伝熱管32である。図6aに示す蒸発器用分流器30では、内側の円内に伝熱管32が挿入され、分流前の冷媒は下から蒸発器用分流器30に流入し、分流部33で複数のパスに分かれて上から出ていく。図6cに示す外径ODが3mmとなった場合の分流部33cの断面図は、ロウ付け信頼性を考慮して分流部33cの寸法間隔等を略同程度に保って描かれている。実装密度を考えると、外径ODが3mm付近では、現行と同じサイズの分流器では10パス程度が限界である。これ以上のパスとするには、分流器を大きくするか、分流器を増やすことになり、いずれもコスト及びスペースの増大につながる。そこで、現実的なパス数10パス以下で細径管熱交換器を構成したときの圧力損失を、以下、平滑伝熱管について計算して評価する。以下の式1に示すように、水平に設置された伝熱管内の圧力損失ΔPは加速損失ΔPaと摩擦損失ΔPFの和として表われる。加速損失ΔPaは、次の式2で表われる。ここで、Gは1パスあたりの冷媒流束kg/m2s、ρLは冷媒の液密度kg/m3、ρvは冷媒の蒸気密度kg/m3、χeは出口乾き度である。なお、乾き度とは、液と蒸気とが混合した二相流で流れる冷媒の、蒸気成分の質量比である。次に、摩擦損失ΔPFを求めるために、まず二相流摩擦損失勾配ΔP/ΔzFを求める。式3に示すように、ΔP/ΔzFは、液相成分あるいは気相成分だけが単相流として流れたときの摩擦損失勾配ΔP/ΔzL、ΔP/ΔzVに対する比として求められる。なお、単相流の摩擦損失勾配は式4より求められる。ここで、式4のIDは管の内径mm、vは単相液又は蒸気の流速である。また、fは管摩擦係数で、例えばBlasiusの式5を用いて求める。また、式3のΦL2、ΦVは二相流倍増係数であり、次のChisholmLairdの式6及び式7で表われる。ここで、XはLockhartMartinelliのパラメータであり、次のColburnの式8で表われる。ここで、χは二相冷媒の乾き度であり、入口出口の平均乾き度を用いた。また、μLは液冷媒の粘度Pasであり、μVは蒸気冷媒の粘度Pasである。総伝熱面積が等しいまま、パス数を2パスから10パスに変えた場合、1パスあたりの伝熱管長さは、次の式9で求まる。ここで、IDは内径mmであり、Lは1パスあたりの伝熱管長さmmであり、Nはパス数である。比較対象とした外径ODが7mmの伝熱管で構成される蒸発器と同様、1本の伝熱管長さを800mm、2列30段の2パスとし、外径ODが3mm付近の伝熱管の1パスあたりの長さを式9より算出する。また、これを、式3のzに代入して摩擦損失ΔPFを算出することができる。図7に、パス数を10として内径IDを変化させた場合の、外径OD7mm内径ID6.1mm×2パスの伝熱管に対する圧力損失比を計算した結果を示す。図7に示すように、内径IDが2.5mmより小さくなると内径IDが6.1mmのときにおける圧力損失より大きくなるので、本実施形態に係る内面溝付伝熱管20が備える主管21の内径IDは2.5mm以上にすることが好ましい。フィン高さHFの上限について上述のように、本実施形態において、内面溝付伝熱管20のフィン23の高さHFは0.1mm以上0.25mm以下に制御される。この理由は以下のとおりである。溝深さ、すなわち、フィン高さHFが0.25mmを超えるようなフィンを形成すると、フィンの根元幅W1が広くなり、結果として溝の底の幅W3が狭くなるので、PAG系等の冷凍機油の滞留が生じ、熱伝達率が低下する。従って、本実施形態に係る内面溝付伝熱管20のフィン23の高さHFは0.25mm以下であることが好ましい。フィン高さHFの下限について図8に、主管の溝の底の幅W3と内径IDとの比W3/IDを0.04で一定にしたときの、主管の内径IDが6.5mm及び2.5mmの伝熱管について、フィンの高さHFを変化させたときの、内面溝付伝熱管の平滑伝熱管に対する横断面積での内表面積の比以下、内表面積平滑管比というの計算結果を示す。図8に示すように、フィンの高さHFが0.25mm以下では、高さHFが小さくなるに従い、重量が軽くなるというコストメリットはあるが、内表面積も減少する。このため、熱伝達率は徐々に低下する。図8を参照すると、例えば内表面積平滑管比が1.5倍以上の内表面積を確保するには、本実施形態に係る内面溝付伝熱管20のフィン23の高さHFは0.1mm以上であることを要する。一般に、冷凍機油の影響を受けない冷媒を使用した熱交換器では、内表面積の増加と伝熱性能は比例する。ここで、冷凍機油の影響を受けない冷媒とは、冷媒と冷凍機油との相溶性が高いということであり、エアコン等で使用されている代替フロンR410Aとエーテル系などの合成油との組合せで使用されている。また、伝熱管とフィン材による蒸発器等の熱交換器では、一般に、熱抵抗の割合は伝熱管内側:伝熱管外側=3:7と言われている。内面溝付伝熱管の性能が平滑伝熱管に対して1.5倍向上すれば、内面溝付伝熱管内の熱抵抗は3から2へと小さくなり、熱交換器全体の熱抵抗を10低減できる。フィン形状にもよるが、平滑伝熱管に対する内面溝付伝熱管の重量増加はおよそ10である。よって、平滑伝熱管から内面溝付伝熱管に変更して重量が増加しても、熱抵抗を10以上低減できれば、熱交換長さを10短くして重量を同等に抑え、短くなった分、コンパクトにできる。W3/IDの下限について上述のように、本実施形態において、内面溝付伝熱管20に係る数値として、0.04≦W3/ID≦0.1を満たすように制御される。この理由は以下のとおりである。通常、PAG系冷凍機油のCO2冷媒への混入は、オイルセパレータを設けない限り完全に防ぐことはできず、その量は、少なくともルームエアコンで一般に言われている0.1質量以上になる。また、例えばヒートポンプ給湯器に付随するタンク内の残湯量が少ないときなどは、圧縮機の回転数を増大させてCO2冷媒の循環量を大きくするため、CO2冷媒と一緒に流れ出るPAG系冷凍機油の量は増加する。図9に、圧縮機の回転数比とPAG系冷凍機油のCO2冷媒への混入量を測定した結果の一例を示す。図9の横軸の圧縮機回転数比とは、定常運転時を1とした割合である。実際の運転では、夜間電力の時間帯にお湯を沸かしきることを要するので、残湯量が少なくなれば定常時より回転数を上げて運転する。変動幅を30と考えると、CO2冷媒に対するPAG系冷凍機油の混入量PAG系冷凍機油の冷媒への混入量/冷媒量は0.5質量以上となる。PAG系冷凍機油のCO2冷媒への混入量が0.1質量以上のとき、溝の底の幅W3と内径IDとの比であるW3/IDが0.04未満の場合、PAG系冷凍機油が滞留し、フィンによる表面積拡大効果が活かせず熱伝達率が低下する。また、W3/IDが小さい内面溝付伝熱管は、フィン数が多く、また、フィン高さHFを高くする場合もあるため、伝熱管重量も大きくなってしまう。従って、本実施形態に係る内面溝付伝熱管20のW3/IDは、0.04以上であることが好ましい。W3/IDの上限について一方、W3/IDが大きくなれば、伝熱管重量は軽くなり、熱伝達率に大きな影響を及ぼす油膜に対する有効伝熱面積は増大するが、内表面積は減少してしまう。図10に、主管の内径IDとフィン高さHFとが、それぞれ6.5mm,0.25mmの場合と、2.5mm,0.1mmの場合とについて、同じフィン形状で、W3/IDと内表面積平滑管比とを計算した結果を示す。図10を参照すると、内表面積平滑管比が1.5倍以上の内表面積を確保するためには、本実施形態に係る内面溝付伝熱管20のW3/IDを0.1以下とすることが好ましい。ねじれ角βについて上述のように、本実施形態において、内面溝付伝熱管20のらせん状の溝22のねじれ角βは、以下のように制御される。すなわち、CO2冷媒の冷媒流束Grが150kg/m2s以上400kg/m2s以下のとき、ねじれ角βは所定範囲内であり、かつ、上述の冷媒流束Grとの関係式で示したように、冷媒流束Grに対して所定の比例関係となる。上記の根拠については後述するものとし、ねじれ角βの制御が重要な意味を持つということを見いだした本発明者等の知見について、以下に説明する。従来は、伝熱管形状により複数の伝熱管の間の性能順位が決まり、この順位は冷媒流束に関わらず決まると考えられていた。従来例としては、非特許文献2の図5,図8がある。フロン系冷媒R410Aにおいて、3種類の伝熱管の性能を比較した結果である。蒸発図5及び凝縮図8のいずれも、冷媒流束が増加すると熱伝達率は増加するが、伝熱管間の順位は冷媒流束に因っていない。しかしながら、本発明者等は、鋭意検討した結果、本発明で対象としているヒートポンプ給湯器のように、CO2冷媒とPAG系冷凍機油とが流れる系では、上述した主管21の内径IDや、フィンの高さHF、W3/ID等の構成を満たすものであっても、冷媒流束Grによっては伝熱管形状が最適とはなっていない場合があるとの知見を得た。つまり、本発明者等は、上記構成を満たすものを前提として、さらに、冷媒流束Grと、ねじれ角βとの関係が重要であるという知見を得た。上記ねじれ角βの数値の根拠は、本発明者等が見いだした上記知見に基づくものである。ここで、冷媒流束がどの程度異なることがあるか、例を挙げて説明する。サイクルを流れる全冷媒流量は、給湯能力、使用条件などにより異なる。例えば、給湯能力が4.5kWの機種で、冬期に65°Cの出湯条件としたケースについて考える。ガスクーラの入口圧力を0.3MPa、入口温度を85°C、出口圧力を9.2MPa、出口温度を15°Cとすると、全冷媒流量は63.3kg/hとなる。給湯条件は同じで、また、給湯能力が6.0kWの機種について考えると、84.5kg/hとなる。一方、伝熱管を流れる冷媒流量は、この全冷媒流量をパス数で除したものであるから、伝熱管のサイズが同じでも、パス数が異なれば冷媒流束も異なる。上記の4.5kW給湯器で外径7mm、底肉厚0.45mmの伝熱管を用いた場合、全冷媒流量は63.3kg/hであるので、冷媒流束に換算すると、2パスで構成すると301kg/m2s、3パスで構成すると201kg/m2sとなる。また、6.0kW給湯器では、2パスで構成すると401kg/m2s、3パスで構成すると268kg/m2sとなる。ここで、パスを変更する目的としては、例えばパスを増やすと冷媒流束が少なくなるため低圧損となる。但し、流束は小さくなるため熱伝達率そのものも低下する。パスが少ない場合は、その逆である。どちらを選択するかは、給湯能力や重視する条件などで変わり得る。5本実施形態に係る効果本実施形態に係る内面溝付伝熱管20は、CO2冷媒ヒートポンプ給湯器のように、PAG系冷凍機油の含有量が0.1質量以上であるCO2を冷媒として用い、かつ、熱流束が10kW/m2未満で動作するヒートポンプ給湯器が備える蒸発器に用いることができるよう構成されている。すなわち、本実施形態に係る内面溝付伝熱管20では、溝22の深さを十分に確保し、PAG系冷凍機油の滞留を抑止できるように溝22の底の幅W3を最適化している。従って、高性能な内面溝付伝熱管20が提供される。また、フィン高さHFが同じ内面溝付伝熱管における溝の底の幅W3の最適値はフィン数とフィンの太さ幅とにより決まるので、内面溝付伝熱管20の重量が大きくなってしまうことを抑制できる。また、主管21の内径IDを2.5mm以上にすることで、圧力損失の増加を抑制し、6.5mm以下にすることで、高圧のCO2冷媒に対応した肉厚TWとすることができ、内面溝付伝熱管20の重量が増えることを抑制できる。以下、実施例について説明する。1熱伝達率測定装置の概要まずは、本実施例に係る内面溝付伝熱管の熱伝達率の測定方法について、図11を用いて説明する。図11は、熱伝達率測定装置の概略図である。図11に示すように、熱伝達率測定装置により、オイルセパレータOilSeparator49付きの圧縮機Compressor41でCO2冷媒を圧縮し、第1ガスクーラGasCooler142a及び第2ガスクーラGasCooler242bで膨張弁43aの手前側の圧力及び温度を調節し、膨張弁43aから回路45aを通って本実施例に係る内面溝付伝熱管が装着された伝熱管測定部TestSec40、第2蒸発器Evaporator244bへと流れるルートと、回路45bを通って膨張弁43bから第1蒸発器Evaporator144a及び第2蒸発器Evapolator244bへと流れるルートとにCO2冷媒を分配させて、冷媒流量を制御した。冷媒流量は、膨張弁43aと乾き度調整熱交換器HeatEx46との間に設置した、精度が±0.1のコリオリ式質量流量計47で測定した。また、膨張弁43bの手前側に、サンプリングシリンダSampler48を通る回路45cを回路45bと並列に設置し、定常状態で流れているCO2冷媒をサンプリングしてPAG系冷凍機油の含有量オイル濃度を測定した。伝熱管測定部40の出口の飽和温度は第1蒸発器Evapolator144aで調整し、伝熱管測定部40の出口でCO2冷媒が気液二相流となっている場合は、第2蒸発器Evaporator244bで過熱度をとるように調整した。図12は、伝熱管測定部テストセクション40の概略図である。伝熱管測定部40は、水平設置した二重管となっており、熱交換長さ1mの供試管を用いている。二重管の内管50にあたるのが、本実施例に係る内面溝付伝熱管である。二重管の外管51の内径は13mmであり、二重管の環状部53に一定流速の冷温水を対向に流して熱交換する。熱交換量は、環状部53を流れる水の入口温度Twi、出口温度Two、及び体積流量Vから求めた。体積流量Vは、1対の非円形歯車で構成され、精度が±0.2の容積流量計で計測したいずれも図示せず。また、容積流量計により水の入口温度Twiを測定することで、容積流量計を通過する水の密度ρwを求め、冷媒質量流量冷媒流量を算出した。また、水の温度は外形が6.4mmの白金測温抵抗体図示せずを用いて計測した。2データ算出方法以下に、各種データの算出方法について説明する。熱交換量Qwを求める式は、以下の式10のようになる。ここで、ρwは水の入口及び出口の平均温度における密度kg/m3であり、Vは水の流量m3/sであり、hwi及びhwoは水の入口及び出口の温度及び圧力からそれぞれ求まるエンタルピkJ/kgである。なお、水の圧力は大気圧として計算した。一方、CO2冷媒の入口及び出口の圧力は、精度がフルスケールの±0.08BSL表記の圧力トランスデューサ図示せずを用いて計測し、PROPATHを使用してCO2冷媒の入口及び出口の飽和温度を算出した。なお、PROPATHとは、九州大学PROPATHグループにより開発された、様々な流体の熱物性を計算するプログラムをパッケージ化したソフトウェアライブラリである。また、内管50である内面溝付伝熱管の管内熱伝達率は、熱通過率と管外水側熱伝達率とにより計算した。以下に計算式を示す。熱通過率Kは式11を用いて算出する。ここで、Qwは式10で算出される熱交換量Wであり、ODは内面溝付伝熱管の外径mmであり、Lは測定長mである。ΔTLは測定区間の対数平均温度差Kであり、式12で定義される。ここで、Twi,Twoは、水の入口及び出口温度である。また、Tri,Troは、冷媒の入口及び出口温度である。冷媒温度には、入口及び出口における圧力から換算した飽和温度を用いている。管外熱伝達率αoは式13を用いて算出する。ここで、λwは測定区間の水の熱伝導率W/mKであり、Deは水流路の相当直径であり、Diは二重管の外管水管51の内径mであり、Reは測定区間の水のレイノルズ数であり、Prはプラントル数である。管内熱伝達率αiは式14を用いて算出する。なお、CO2冷媒及び水の熱物性値は、上述のPROPATHにより算出した。3評価結果得られた評価結果について、以下に説明する。熱伝達率に対する熱流束の影響まず、熱伝達率に対する熱流束qの影響を検討した結果を、以下の表1に示す。表1は実施例A、比較例A~Eの測定結果である。実施例Aと比較例A,Bとは同一の構成の内面溝付伝熱管を用い、測定条件として、熱流束qを、比較例Aでは10kW/m2とし、比較例Bでは20kW/m2とし、実施例Aでは5kW/m2として、それぞれ熱伝達率式14を用いて算出した管内熱伝達率αiを測定した結果である。なお、表1中でW3は溝の底の幅W3である。同様に、比較例C~Eも同一の内面溝付伝熱管を用い、熱流束qを変えて測定した結果である。その他の試験条件は、冷媒飽和温度が8°Cであり、冷媒流束冷媒質量流束が400kg/m2sであり、乾き度が0.35であり、オイル濃度が0.1である。なお、上述したように、乾き度とは、液と蒸気とが混合した二相流で流れる冷媒の、蒸気成分の質量比である。蒸発器においては、蒸気が少なく乾き度0.2程度の冷媒が流入し、外部の空気から熱を吸収して徐々に蒸発し、完全に蒸気だけの乾き度1以上の冷媒となって蒸発器から出て、圧縮機に吸入される。熱流束qが10kW/m2以上では、フィン数が多く、溝の底の幅W3が狭い比較例D,Eの方が比較例A,Bより熱伝達率が高いが、熱流束qが5kW/m2では、内表面積は小さいが溝の底の幅W3が広い実施例Aの方が、比較例Cより熱伝達率が高くなっている。熱流束qが20kW/m2のとき、比較例Bより内表面積の増加が23である比較例Eの内面溝付伝熱管の熱伝達率が31大きくなっているのは、フィンが気泡発生の起点になり核沸騰が促進された結果と考えることができる。一方、熱流束qが5kW/m2のとき、比較例Cより実施例Aの熱伝達率が大きくなったのは、熱流束qが小さくなったことで、核沸騰による熱伝達率の向上効果が少なくなった上に、比較例Cでは形成された油膜の影響が大きく、有効表面積が却って小さくなったためと考えることができる。これにより、CO2冷媒における熱伝達率は、オイル濃度が0.1質量であってもオイルの影響があり、また熱流束qの影響も大きく、熱流束q条件が変われば高い熱伝達率が得られる内面溝付伝熱管の溝の形状は全く異なることが分かる。フィン数及びW3/IDの影響次に、熱流束qを5kW/m2として、表2に示す内面溝付伝熱管の性能を測定した結果について説明する。なお、表2中、W3は溝の底の幅である。ここで、比較例1は平滑伝熱管である。また、比較例2、実施例1~3の内面溝付伝熱管は、フィンの太さなどフィン形状は同じにしてある。試験条件は、冷媒飽和温度が8°Cであり、冷媒流束が360kg/m2sであり、乾き度が0.35,0.75であり、オイル濃度が3である。図13に、試験結果をフィン数と熱伝達率平滑管比内面溝付伝熱管の平滑伝熱管に対する熱伝達率の比との関係として示す。熱伝達率には、乾き度が0.35と0.75の結果を平均した値を用いた。図13に示すように、表1のオイル濃度0.1の結果と同様、フィン数が少なくなるにつれて、内表面積が減少するにも関わらず、熱伝達率は増加した。また、図14は、W3/IDと熱伝達率平滑管比/単重平滑管比との関係を示しており、熱伝達率平滑管比を単位長さあたりの重量単重の平滑管比で除した値を縦軸にしている。これは、内面溝付伝熱管による熱伝達率の向上効果が、コストと直結する重量比と比較して検討された指標である。図14に示すように、W3/IDの増加に伴い、熱伝達率平滑管比/単重平滑管比が大きくなっている。特に、W3/IDが0.035以上の場合に、効果が大きいことが分かる。フィン高さHFの影響次に、表3に示す内面溝付伝熱管を製作し、フィン高さHFの影響について検討した結果を示す。なお、表3中、W3は溝の底の幅である。試験条件は、熱流束qが5kW/m2であり、冷媒飽和温度が8°Cであり、冷媒流束が200kg/m2sであり、乾き度が0.35,0.75であり、オイル濃度が2である。熱伝達率には、乾き度0.35と0.75との結果を平均した値を用いた。表3に示すように、W3/IDはいずれも0.04以上であり、実施例4,5を比較するとフィンの高HFさが高い方が熱伝達率、熱伝達率と単重の比、のいずれも高くなっている。しかし、比較例3は、実施例5と比較すると、フィンの高さHFが高くなっているにもかかわらず熱伝達率は低下し、熱伝達率と単重との比は、実施例4と比較しても小さくなっている。従って、フィンの高さHFは0.25以下が望ましい。ねじれ角βの影響表4に示す内面溝付伝熱管を製作し、ねじれ角βの影響を検討した結果を示す。表4に示す内面溝付伝熱管の共通仕様として、内径IDを5.6mmとし、フィンの高さHFを0.24mmとし、フィン数を45個として、ねじれ角βを5°,10°,17°,26°,32°,40°と変化させた。表4において、実施例12及び比較例4,7はねじれ角βが5°であり、実施例13及び比較例5,8はねじれ角βが10°であり、実施例9,14及び比較例6はねじれ角βが17°であり、実施例6,10及び比較例10はねじれ角βが26°であり、実施例7,11及び比較例11はねじれ角βが32°であり、実施例8及び比較例9,12はねじれ角βが40°の伝熱管であって、かつ、冷媒流束Grを種々に振った結果である。試験条件は、熱流束が5kW/m2、冷媒飽和温度が8°C、乾き度が0.35,0.75、オイル濃度が1.5である。熱流束は、式10で示した熱交換量を伝熱面積で除したものであるので、熱交換する水の温度を内面溝付伝熱管の性能に合わせて制御することで、所望の熱流束、すわなち、単位面積あたりの熱交換量を設定した。冷媒飽和温度は、上述と同様の手法により計測した圧力をPROPATHで飽和温度に換算して設定した。乾き度である0.35,0.75は、冷媒入口乾き度と出口乾き度との平均値である。冷媒入口乾き度は、冷媒入口エンタルピ、冷媒入口圧力における沸点でのエンタルピ、及び冷媒出口圧力における露点でのエンタルピから求められる。冷媒入口エンタルピは、図11の乾き度調整熱交換器46にて、膨張弁43aの手前側の冷媒温度を制御することで調整する。オイル濃度は、図11の圧縮機41の回転数で調整する。上記条件で、水の入口及び出口の温度、水の流量、CO2冷媒の入口及び出口の圧力、CO2冷媒の流量を測定し、上述と同様の手法により熱伝達率を算出し、乾き度0.35,0.75における熱伝達率を平均した。図15に、表4の6種類の内面溝付伝熱管の試験結果を、冷媒流束Grと熱伝達率との関係として示す。上述した非特許文献2の図5,8等とは異なり、冷媒流束Grが変わると、内面溝付伝熱管の熱伝達率の順位が変わっていることが分かる。また、図16に、冷媒の質量流束Gr以下、冷媒流束とも呼ぶごとにまとめた結果を示す。図16から明らかなように、冷媒流束Grが大きくなるにつれて高熱伝達率となるねじれ角βが小さくなることが分かる。図16に示す結果から、各冷媒流束Grに対し、ねじれ角βの好ましい範囲を決定することができる。例えば図16に実線L1~L3で示すように、冷媒流束Grごとに最大熱伝達率からの低下率10以内を高熱伝達率として、ねじれ角βの好ましい範囲とすることができる。CO2冷媒ヒートポンプ給湯器の蒸発器に用いられる伝熱管の冷媒側熱抵抗は全体の約30程度であり、冷媒側の熱伝達率の低下が10以内であれば、伝熱管全体の熱抵抗は約3程度の増加であり、許容値内である。表5に、冷媒流束Grを150kg/m2s以上400kg/m2s以下と変化させたとき、それぞれの冷媒流束Grにおいて高熱伝達率となる、つまり、最大熱伝達率から低下率10以内となるねじれ角βの範囲を示す。また、表5より、熱伝達率が向上する冷媒流束Grとねじれ角βとの関係を図17に示す。すなわち、図中、ねじれ角βの上限および下限を示す2本の線で囲まれた領域内が、高熱伝達率となるねじれ角βの範囲を示している。図17から、高熱伝達率となるねじれ角βは、上限および下限とも冷媒流束Grに対して比例関係を示すことが確認できる。従って、冷媒流束Grが150kg/m2s以上400kg/m2s以下のとき、ねじれ角βが9°以上33°以下を満たし、かつ、-0.07×Gr36.5≦β≦-0.0257×Gr36.095を満たすことで高い熱伝達率を得ることができる。また、図16から、各測定点を基準に、ねじれ角βの好ましい範囲を決定することができる。すなわち、冷媒流束Grが150kg/m2sのとき、ねじれ角βが26°を超え40°を下回るときに熱伝達率が向上する。同様に,冷媒流束Grが200kg/m2sのとき、ねじれ角βが17°を超え32°を下回るときに熱伝達率が向上する。また、冷媒流束Grが400kg/m2sのとき、ねじれ角βが5°を超え17°を下回るときに熱伝達率が向上する。表6に、冷媒流束Grを150kg/m2s以上400kg/m2s以下と変化させたとき、それぞれの冷媒流束Grにおいて高熱伝達率となる、つまり、最大熱伝達率となる測定点の前後の測定点で規定したねじれ角βの範囲を示す。また、表6より,熱伝達率が向上する冷媒流束とねじれ角βとの関係を図18に示す。すなわち、図中、ねじれ角βの上限および下限を示す2本の線で囲まれた領域内が、高熱伝達率となるねじれ角βの範囲を示している。従って、冷媒流束Grが150kg/m2s以上400kg/m2s以下のとき、ねじれ角βが5°<β<40°を満たし、-0.0771×Gr35.286≦β≦-0.0871×Gr51.452のときに熱伝達率が向上することは明らかである。以上、実施例に示すように、CO2冷媒ヒートポンプ給湯器の蒸発器において、高性能かつ重量増加の少ない内面溝付伝熱管を提供し、この内面溝付伝熱管を用いて構成される熱交換器の熱交換効率を向上させることができる。以上、本発明の実施形態及び実施例を説明したが、上記に記載した実施形態及び実施例は、特許請求の範囲に係る発明を限定するものではない。また、実施形態及び実施例の中で説明した特徴の組合せの全てが発明の課題を解決するための手段に必須であるとは限らない。<付記>以下に本発明の望ましい態様について付記する。本発明の一態様は、ポリアルキレングリコール系冷凍機油の含有量が0.1質量以上である二酸化炭素を冷媒として用い、かつ、熱流束が10kW/m2未満で動作するヒートポンプ機器が備える熱交換器に用いられる内面溝付伝熱管であって、内周面に互いに平行に設けられるねじれ角βの複数のらせん状の溝と、前記複数の溝の間にそれぞれ位置する複数のフィンと、を有する主管を備え、前記主管の前記溝の底を基準とした内径が、2.5mm以上6.5mm以下であり、前記フィンの高さが、0.1mm以上0.25mm以下であり、前記各溝の底の幅をW3とした場合に、0.04≦W3/ID≦0.1を満たす内面溝付伝熱管である。好ましくは、冷媒流束Grが150kg/m2s以上400kg/m2s以下のとき、前記ねじれ角βが9°以上33°以下を満たし、かつ、-0.07×Gr36.5≦β≦-0.0257×Gr36.095を満たす。好ましくは、冷媒流束Grが150kg/m2s以上400kg/m2s以下のとき、前記ねじれ角βが5°<β<40°を満たし、かつ、-0.0771×Gr35.286≦β≦-0.0871×Gr51.452を満たす。好ましくは、前記溝と前記フィンとのなす角度が、15°以上25°以下である。また、好ましくは、前記複数のフィンの個数が、30個以上50個以下である。本発明の他の態様は、ポリアルキレングリコール系冷凍機油の含有量が0.1質量以上である二酸化炭素を冷媒として用い、かつ、熱流束が10kW/m2未満で動作するヒートポンプ機器が備える熱交換器であって、熱交換器は内面溝付伝熱管を備え、前記内面溝付伝熱管は、内周面に互いに平行に設けられるねじれ角βの複数のらせん状の溝と、前記複数の溝の間にそれぞれ位置する複数のフィンと、を有する主管を備え、前記主管の前記溝の底を基準とした内径が、2.5mm以上6.5mm以下であり、前記フィンの高さが、0.1mm以上0.25mm以下であり、前記各溝の底の幅をW3とした場合に、0.04≦W3/ID≦0.1を満たし、冷媒流束Grが150kg/m2s以上400kg/m2s以下のとき、前記ねじれ角βが9°以上33°以下を満たし、かつ、-0.07×Gr36.5≦β≦-0.0257×Gr36.095を満たす熱交換器である。本発明のさらに他の態様は、ポリアルキレングリコール系冷凍機油の含有量が0.1質量以上である二酸化炭素を冷媒として用い、かつ、熱流束が10kW/m2未満で動作するヒートポンプ機器が備える熱交換器であって、熱交換器は内面溝付伝熱管を備え、前記内面溝付伝熱管は、内周面に互いに平行に設けられるねじれ角βの複数のらせん状の溝と、前記複数の溝の間にそれぞれ位置する複数のフィンと、を有する主管を備え、前記主管の前記溝の底を基準とした内径が、2.5mm以上6.5mm以下であり、前記フィンの高さが、0.1mm以上0.25mm以下であり、前記各溝の底の幅をW3とした場合に、0.04≦W3/ID≦0.1を満たし、冷媒流束Grが150kg/m2s以上400kg/m2s以下のとき、前記ねじれ角βが5°<β<40°を満たし、かつ、-0.0771×Gr35.286≦β≦-0.0871×Gr51.452を満たす熱交換器である。"