"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。外径7mmの内面溝付伝熱管に蒸発において質量流速174~370kg/m2s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。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。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。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。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。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。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。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。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。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/m2s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。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。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。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1a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。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。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。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。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。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7.04mmd01=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025mm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/m2s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。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-0.1~1.0Sn、0.01~0.04P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。本実施例の冷媒用伝熱管の構成は、外径domm、底肉厚δwmm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。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。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。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。次に、熱交換器全体の能力は式2で表される。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。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。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。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dim及び溝深さ/溝底内径dim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。中間溝幅Wmは式5で表される。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。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。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。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。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。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。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。冷媒の質量流束は式10で表される。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。熱交換器の能力は式11で表される。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。式1、式8、式10及び式11から式12が得られる。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。式7と式13から式14が得られる。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。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150~350kg/m2s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。まず、実験から得られた熱伝達率hkW詳細は後述と、質量流束Gkg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No2-4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。以下に、実施例No2-4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。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。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。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。上述のデータをもとに、熱伝達率hを式16で求める。ここで、cp:定圧比熱、dim:伝熱管の溝底内径の実測値、dom: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。ヌセルト数Nuは、下記のMonradPeltonの式17を用いた。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。レイノルズ数は式18で表される。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。質量流量は式19で表される。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NISTREFPROPVersion8で計算した。圧力損失は式20で求めた。ここで、dim:溝底内径の実測値、l0:伝熱管の全長、p:圧力、Δplm:単位長さ当たりの圧力損失である。質量流束は式21で求めた。ここで、G:質量流束、qmr:流量計で測った冷媒の質量流量である。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No2-4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。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。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dimを基準として、流量をπ/4×dim2で割ったものである。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dim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。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。溝底内径dimは式26で表される。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。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。式24と式28から式29が得られる。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。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。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。式7と式15から式32が得られる。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。図6は、外径3mmについての蒸発での溝深さhf/溝底内径dimと、中間溝幅Wm/溝底内径dim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。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dimを0.03~0.06、中間溝幅Wm/溝底内径dim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dimを0.05~0.055の範囲であり、かつ、中間溝幅Wm/溝底内径dim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。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dim0.06と中間溝幅Wm/溝底内径dim0.03との点、溝深さhf/溝底内径dim0.042と中間溝幅Wm/溝底内径dim0.06との点、溝深さhf/溝底内径dim0.03と中間溝幅Wm/溝底内径dim0.06との点、溝深さhf/溝底内径dim0.025と中間溝幅Wm溝底内径dim0.075との点、溝深さhf/溝底内径dim0.03と中間溝幅Wm/溝底内径dim0.085との点、溝深さhf/溝底内径dim0.042と中間溝幅Wm/溝底内径dim0.085との点、溝深さhf/溝底内径dim0.06と中間溝幅Wm/溝底内径dim0.16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。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。式4と式34から式35が得られる。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。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。各パラメータを得るための実験について以下、蒸発との違いがある点について記載する。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No2-4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。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。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。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dim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。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dim0.06と中間溝幅Wm/溝底内径dim0.021との点、溝深さhf/溝底内径0.03と中間溝幅Wm/溝底内径dim0.042との点、溝深さhf/溝底内径dim0.03と中間溝幅Wm/溝底内径dim0.108との点、溝深さ/溝底内径0.054と中間溝幅Wm/溝底内径dim0.3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。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dim0.06と中間溝幅Wm/溝底内径dim0.037との点、溝深さhf/溝底内径dim0.0425と中間溝幅Wm/溝底内径dim0.045との点、溝深さhf/溝底内径dim0.035と中間溝幅Wm/溝底内径dim0.07との点、溝深さhf/溝底内径dim0.035と中間溝幅Wm/溝底内径dim0.095との点、溝深さhf/溝底内径dim0.06と中間溝幅Wm/溝底内径dim0.21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。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dim0.06と中間溝幅Wm/溝底内径dim0.06との点、溝深さhf/溝底内径dim0.052と中間溝幅Wm/溝底内径dim0.06との点、溝深さhf/溝底内径dim0.047と中間溝幅Wm/溝底内径dim0.084との点、溝深さhf/溝底内径dim0.06と中間溝幅Wm/溝底内径dim0.137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。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。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。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No2-4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及び式から式39が得られる。この式を解くと式40が得られる。式、式及び式から式41が得られる。式と式から式42が得られる。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。よって、必要な1パス当たりの長さは式43で得られる。式10からパス数は式44で表される。よって、パス数は式45で得られる。パス数は自然数でなければならないので、205になるべく近い20又は21とすれば良い。2凝縮供試管として実施例No2-4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。式、式、式及び式から式46が得られる。式、式及び式から式47が得られる。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。よって、必要な1パス当たりの長さは式48で得られる。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。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。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。"