CN102564194A - 热泵热水器、蒸发器及内面带槽传热管 - Google Patents

Abstract

本发明的课题在于提供一种热泵热水器、蒸发器及内面带槽传热管。本发明的内面带槽传热管(20)是使用聚亚烷基二醇系冷冻机油的含有量为0.1质量％以上的二氧化碳作为致冷剂，且以热流量(q)小于10kW/m²而使用的热泵热水器所具有的蒸发器中使用的内面带槽传热管(20)，其具备主管(21)，该主管(21)具有相互平行地设置于内周面的多个螺旋状的槽(22)和位于多个槽(22)之间的多个翅片(23)，主管(21)的内径(ID)为2.4mm以上6.8mm以下，翅片(23)的高(HF)为0.1mm以上0.25mm以下，将多个槽(22)的底的宽设为W₃时，满足0.04≤W₃/ID≤0.1。

Description

热泵热水器、蒸发器及内面带槽传热管

技术领域

本发明涉及内面带槽传热管。本发明特别涉及将二氧化碳作为致冷剂使用的内面带槽传热管。

背景技术

以往，在空调机、车辆空调、冰箱、冷冻机、热水器及自动售货机等具有的热交换器中使用氟利昂系的致冷剂。但是，担心氟利昂系的致冷剂对于地球暖化的影响，作为没有毒性及可燃性且安全、便宜、进而对于环境的负荷小、热物理性质优异的自然致冷剂的二氧化碳(CO₂)正受到关注。另外，专利文献1中记载，二氧化碳表面张力小，因此比氟利昂系致冷剂容易产生气泡，促进核沸腾，因此作为致冷剂使用二氧化碳时，与使用氟利昂系致冷剂时相比传热性能提高。

另一方面，对于CO₂致冷剂的冷气设备及暖气设备的简单循环的理论性能低这样的问题，作为提高传热管的蒸发性能的方法有在内面形成槽来扩大传热面积的方法。但是，在传热管内流通的CO₂致冷剂中，含有作为压缩机用的润滑剂的冷冻机油，仅仅将在氟利昂系致冷剂的情况下所使用的内面带槽管作为CO₂致冷剂用而使用，不能得到充分的传热性能。

专利文献1鉴于这样的问题点，提供了即使在使用含有冷冻机油的二氧化碳致冷剂时压力损失也不增加、蒸发传热性能优异的蒸发器用内面带槽传热管。

另外，在非专利文献1中，关于内面带槽管的蒸发性能进行了记载，作为单管的评价虽然以25kW/m²以上来实施，但实际上在使用了CO₂致冷剂的热泵热水器中，记载其热流量(熱流束)(q)在额定规格下为5kW/m²左右这样的非常的小。根据试验条件过大地评价核沸腾的影响，因此认为在CO₂致冷剂热泵热水器这样的低热流量(q)条件下存在无法形成最佳的翅片形状的可能性。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本专利第4386813号公报

非专利文献

非专利文献1：李相武、佐伯主税他3名、“自然冷媒CO₂の管内蒸発伝熱促進に関する実験的研究”，銅及び銅合金技術研究会(平成16年11月12日、13日実施)，第44回講演大会概要集(p79、80)。

发明内容

发明要解决的课题

如上所述，专利文献1公开了促进核沸腾作为CO₂致冷剂的特征。通常，对于核沸腾而言，热流量(q)越大则效果越大，但是专利文献1中没有记载关于热流量(q)的影响，没有以数值限定的依据对热流量(q)条件进行考虑。

另外，就非专利文献1中记载的CO₂致冷剂热泵热水器而言，作为冷冻机油使用高温下稳定性高的聚亚烷基二醇(PAG)。但是，PAG与CO₂的相溶性低，回油(オイル戻り)差，因此滞留于传热管内的冷冻机油变多，油膜的存在对于抑制核沸腾也有较大影响。回油差时，压缩机的润滑变差而成为故障的原因，因此作为其防止方法考虑在压缩机的吐出侧设置油分离器。但是，有成本增加或空间的问题等，特别在家庭用的CO₂致冷剂热泵热水器中是不现实的，实际上略多一些装入PAG使得压缩机中不会没有油。

因此，本发明的目的在于提供一种内面带槽传热管，其即使在使用了CO₂致冷剂的热泵机器在低热流量(q)条件下使用，且聚亚烷基二醇系冷冻机油混入致冷剂中时，也具有优异的蒸发性能，通过改善回油可减轻压缩机发生故障的风险。

解决课题的方法

本发明为了达成上述目的，提供一种热泵热水器，其是聚亚烷基二醇系冷冻机油的含有量为0.1质量％以上的作为致冷剂的二氧化碳在设置于蒸发器内的内面带槽传热管的内部流动，而且以致冷剂的热流量(q)小于10kW/m²而使用的热泵热水器，其中所述内面带槽传热管为如下的内面带槽传热管，其具备主管，该主管具有相互平行地设置于内周面的多个螺旋状的槽和位于所述多个槽之间的多个翅片，所述主管的内径(ID)为2.4mm以上6.8mm以下，所述翅片的高(HF)为0.1mm以上0.25mm以下，将所述多个槽的底的宽设为W₃时，满足0.04≤W₃/ID≤0.1。

另外，上述热泵热水器可具有与所述槽和所述翅片所形成的扭转角为15°以上25°以下的所述内面带槽传热管。

另外，上述热泵热水器可具有所述多个翅片为30个以上50个以下的所述内面带槽传热管。

本发明进一步提供一种蒸发器，其是具有内面带槽传热管，而且以致冷剂的热流量(q)小于10kW/m²而使用的在致冷剂-空气间进行热交换的蒸发器，在所述内面带槽传热管的内部，聚亚烷基二醇系冷冻机油的含有量为0.1质量％以上的作为致冷剂的二氧化碳进行流动，而且，所述内面带槽传热管为如下的内面带槽传热管，其具备主管，该主管具有相互平行地设置于内周面的多个螺旋状的槽和位于所述多个槽之间的多个翅片，所述主管的内径(ID)为2.4mm以上6.8mm以下，所述翅片的高(HF)为0.1mm以上0.25mm以下，将所述多个槽的底的宽设为W₃时，满足0.04≤W₃/ID≤0.1。

另外，上述蒸发器可具有与所述槽和所述翅片所形成的扭转角为15°以上25°以下的所述内面带槽传热管。

另外，上述蒸发器可具有所述多个翅片为30个以上50个以下的所述内面带槽传热管。

本发明进一步提供一种内面带槽传热管，其是使用聚亚烷基二醇系冷冻机油的含有量为0.1质量％以上的二氧化碳作为致冷剂，而且以热流量(q)小于10kW/m²而使用的热泵热水器所具有的蒸发器中使用的内面带槽传热管，具备主管，该主管具有相互平行地设置于内周面的多个螺旋状的槽和位于上述多个槽之间的多个翅片，上述主管的内径(ID)为2.4mm以上6.8mm以下，上述翅片的高(HF)为0.1mm以上0.25mm以下，将上述多个槽的底的宽设为W₃时，满足0.04≤W₃/ID≤0.1。

另外，上述内面带槽传热管与上述槽和上述翅片所形成的扭转角可以为15°以上25°以下。

另外，在上述内面带槽传热管中，上述多个翅片可以为30个以上50个以下。

发明效果

根据本发明的内面带槽传热管，可以提供即使在使用了CO₂致冷剂的热泵机器在低热流量(q)条件下使用，且聚亚烷基二醇系冷冻机油混入致冷剂中时，也具有优异的蒸发性能，通过改善回油可减轻压缩机发生故障的风险的内面带槽传热管。

附图说明

[图1]为使用本发明实施方式的内面带槽传热管所构成的热泵热水器的构成概要图。

[图2A](a)及(b)为垂直于本实施方式的内面带槽传热管的管轴方向的剖视图。

[图2B]为将内面带槽传热管的一部分沿管轴切开时的概要图。

[图3]为表示与外径7mm、底壁厚(底肉厚)0.45mm(内径6.1mm)的由磷脱氧铜构成的内面带槽管同等耐压的内径和壁厚的关系的图。

[图4]为用于说明内面带槽传热管的加工方法的内面带槽管加工装置的概略构成的剖视图。

[图5A]为实际使用的CO₂致冷剂热泵热水器的蒸发器用分流器的外观图。

[图5B](a)为传热管的外径为7mm的分流器的分流部的剖视图，(b)为传热管的外径为3mm的分流器的假定剖视图。

[图5C]为分流器中插入分流前后的铜管时的概要图。

[图6]为2列30段2通路热交换器的模式图。

[图7]为表示取内径为参数，通路数设为10时的、相对于外径7mm(内径6.1mm)×2通路的压力损失比进行计算的结果的图。

[图8]为表示对于将槽底宽和内径的比(W₃/ID)固定为0.04时的内径6.8mm和内径2.4mm的传热管，翅片高度与内表面积平滑管比(内表面積平滑管比)的计算结果的图。

[图9]为表示测定压缩机的转速比和冷冻机油混入致冷剂的量的结果的图。

[图10]为表示对于内径和翅片高度为6.8mm、0.25mm的情况和2.4mm、0.1mm的情况，在相同翅片形状下，计算W₃/ID和内表面积平滑管比的结果的图。

[图11]为测定装置的概略图。

[图12]为传热管测定部(测量段)的概要图。

[图13]为将试验结果作为翅片数和传热系数(熱伝達率)平滑管比的关系来表示的图。

[图14]为表示W₃/ID与传热系数平滑管比/单重平滑管比(单重平滑管比)的关系的图。

符号说明

1铜管；2浮动插塞；3连接棒；4带槽插塞；5槽；6球；7牵引模具；8翅片；9内面带槽管；10牵引模具；11压缩机；12气体冷却器；13膨胀阀；14蒸发器；20内面带槽传热管；21主管；22槽；23翅片。

具体实施方式

[实施方式]

图1表示使用本发明实施方式的内面带槽传热管所构成的热泵热水器的构成概要。

热泵热水器具备：压缩机11、通过配管连接于压缩机11的气体冷却器12、通过配管连接于气体冷却器12的膨胀阀13、通过配管连接于膨胀阀13的蒸发器14。对于蒸发器14和压缩机11，也通过配管相互连接。通过压缩机11、气体冷却器12、膨胀阀13、蒸发器14及配管构成冷冻循环。另外，作为致冷剂的二氧化碳致冷剂封入冷冻循环内。而且，二氧化碳致冷剂在放热侧(即，从压缩机11的吐出部通过气体冷却器12至膨胀阀13的入口部)成为超临界状态。另外，图1中未图示的内面带槽传热管20用于气体冷却器12和/或蒸发器14。

热泵热水器的操作概略如以下所述。

首先，被压缩机11压缩的二氧化碳致冷剂(CO₂致冷剂)成为高温高压状态，导入到气体冷却器12。此时，作为压缩机11的润滑油的冷冻机油也与CO₂致冷剂同时导入到气体冷却器12。在气体冷却器12中，为超临界状态的CO₂致冷剂没有形成气液二相状态，CO₂致冷剂的热放热至水等中。接着，CO₂致冷剂通过膨胀阀13进行减压，成为低压的气液二相状态，在该状态下导入到蒸发器14。在蒸发器14中CO₂致冷剂从空气中吸热成为气体状态，再次吸入到压缩机11中。

通过反复进行这样的循环，在气体冷却器12中通过放热产生加热作用，在蒸发器14中通过吸热产生冷却作用。另外，CO₂致冷剂中使用的聚亚烷基二醇系冷冻机油具有即使与容易成为高温的CO₂致冷剂并用热稳定性也优异等特长，但由于与CO₂致冷剂的相溶性差而在CO₂致冷剂进行蒸发时容易进行三相分离为致冷剂气相、致冷剂液相、冷冻机油。由于容易进行三相分离而形成聚亚烷基二醇系冷冻机油的油膜，该油膜成为热阻(熱抵抗)，因此即使冷冻机油较少混入时蒸发性能也降低。另外，对于蒸发器14而言，例如，将内径为6.1mm、长800mm的内面带槽传热管以2列30段进行配置而构成。此时，额定功率(定格能力)为6kW的CO₂致冷剂热泵热水器的蒸发器的功率(能力)为4.6kW左右，因此热流量(q)为5kW/m²左右。额定功率为4.5kW的机型时，蒸发器的功率更小，因此热流量(q)也变得更小。

图2A的(a)及(b)表示垂直于本实施方式的内面带槽传热管的管轴方向的剖面的概要。具体来说，图2A的(a)表示内面带槽传热管的剖面的概要，图2A的(b)表示将图2A的(a)的一点划线围成的区域扩大的部分剖面。另外，图2B表示将内面带槽传热管的一部分沿着管轴切开时的概要。

如图2A的(a)及图2B所示，本实施方式的内面带槽传热管20具备主管21，该主管21具有在内周面相互平行地以一定间隔设置的多个螺旋状的槽22、和位于多个槽22之间的剖面为山形状的多个翅片23。在一个翅片23和与一个翅片23邻接的另一翅片23之间形成槽22。在本实施方式中，主管21的内径(ID)为2.4mm以上6.8mm以下，翅片的高(HF)、即槽22的深度为0.1mm以上0.25mm以下，将多个槽的底的宽设为W₃时，满足0.04≤W₃/ID≤0.1。另外，主管21例如使用铜或铜合金等金属材料来形成。

另外，将内面带槽管20的外径设为“OD”、主管21的壁厚设为“TW”时，内径“ID”可以“ID＝OD-2×TW”表示。另外，将翅片23的根部、即翅片23与主管21的内周面的接点部分的翅片23的根部宽设为“W₁”。进而，参照图2B。相对于直状的内面带槽传热管20的纵向的槽22和翅片23所形成的角度(以下，称为“扭转角”)在本实施方式中设为“β”。

本实施方式的内面带槽传热管20，例如，可用于热泵热水器具有的蒸发器。另外，该热泵热水器还可将聚亚烷基二醇系冷冻机油的含有量为0.1质量％以上的二氧化碳作为致冷剂使用，而且以热流量(q)小于10kW/m²而使用。

(关于内面带槽传热管20的ID的上限)

在本实施方式中将主管21的内径(ID)控制为2.4mm以上6.8mm以下。其理由如以下。

图3表示与外径7mm、底壁厚0.45mm(内径6.1mm)的由磷脱氧铜构成的内面带槽管同等耐压的内径和壁厚的关系。

参照图3。内径增大的话，则在耐压方面、壁厚必须增大，成为重量增加的主要因素。另外，内径超过6.8mm时底壁厚超过0.5mm。底壁厚变大时，内面槽的加工性变差，失去了翅片形状的自由度，不仅牵涉到成本增加，传热管的外表面品质也降低。因此，内径(ID)的上限优选6.8mm。

图4表示用于说明内面带槽传热管的加工方法的内面带槽管加工装置的概略构成的剖面。

在内面带槽管加工装置中，带槽插塞4和浮动插塞2在自由旋转的状态下通过连接棒3进行连接，插入铜管1的管内。通过牵引铜管1，使浮动插塞2停留在牵引模具10的位置，由此，带槽插塞4的牵引方向的位置被固定。作为挤压该固定部分的铜管1的外周面的装置的球6或辊进行公转，从而在管内形成对应于带槽插塞4的槽5的形状的翅片(槽8)，进一步牵引具有该槽8的内面带槽管9，通过模具7将内面带槽管9进行缩径，制作内面带槽传热管20。

图4中，即使通过球6将铜管1按压于插塞4的槽，也由于底壁厚较厚而难以在半径方向传递力，而在轴方向延伸。因此，内面带槽管9的底壁厚小于期望的值，因而铜管1的壁厚必须额外地增大。此时，球6导致的缩径量增加，因此传热管的外表面品质降低。

(关于内面带槽传热管20的ID的下限)

内径小时，按照其原来的通路数则压力损失变大，COP降低，因此需要增加热交换器的通路。但是，通路数过多时分流器成本增加。另外，所谓通路数是致冷剂流通的路径数，多根传热管全部连续连接时为1通路，连续连接的路径为2个时称为2通路。例如，与通常的CO₂致冷剂热泵热水器用传热管的外径7mm相比，考虑即使进行细径化、传热面积也同等压力损失也同等的情况。

图5A为实际使用的CO₂致冷剂热泵热水器的蒸发器用分流器的外观图，图5B的(a)表示传热管的外径为7mm的分流器的分流部的剖面，图5B的(b)表示传热管的外径为3mm的分流器的假定剖面。另外，图5C表示在分流器中插入分流前后的铜管时的概要。

图5A中，内侧的圆内插入传热管，分流前的致冷剂由下面流入分流器，在分流部分为多个通路并由上面出去。对于图5B的(b)表示的外径3mm的分流部剖视图而言，考虑焊接(ロウ付け)可靠性，保持分流部的尺寸间隔等为大致相同程度来画图，考虑安装密度时，在外径3mm附近、与现行的分流器同样的尺寸下的情况下，10通路左右为界限。形成这以上的通路时，增大分流器，或增加分流器，都牵涉到成本和空间的增大。因此，以下对于平滑管、对在实际的通路数(10通路以下)下构成细径管热交换器时的压力损失进行计算、评价。

水平设置的传热管内的压力损失ΔP作为加速损失ΔPa和摩擦损失ΔPF的和来表示。

[数1]

ΔP＝ΔP_F+ΔP_a···式(1)

加速损失ΔPa以下式(2)来表示。

[数2]

$\mathrm{\Δ}{P}_a=\left(\frac{G^2}{{\mathrm{\ρ}}_L}\right)\·\{x_e\·\left(\frac{{\mathrm{\ρ}}_L}{{\mathrm{\ρ}}_v}\right)-1\}$ ···式(2)

此处，G为平均一通路(1パスあたり)的致冷剂流量(kg/(m²s))，pL为致冷剂的液体密度(kg/m³)，ρv为致冷剂的蒸气密度(kg/m³)，xe为出口干燥度。

为了求出摩擦损失ΔPF，首先求出二相流摩擦损失斜率(勾配)(ΔP/Δz)F。对于(ΔP/Δz)F而言，可作为相对于仅以液相成分或气相成分作为单相流流通时的摩擦损失斜率(ΔP/Δz)L、(ΔP/Δz)V的比而求出(式(3))。另外，单相流的摩擦损失斜率通过式(4)求出。

[数3]

(ΔP/Δz)_F＝(ΔP_F/Δz)_L·Φ_L ²＝(ΔP_F/Δz)_V·Φ_V ²···式(3)

[数4]

$(\mathrm{\ΔP}/\mathrm{\Δz})=f\·\frac{1}{\mathrm{ID}}\·\frac{\mathrm{\ρ}\·v^2}{2}$ ···式(4)

此处，式(4)的ID为管内径(mm)、v为单相(液体或蒸气)的流速、f为管摩擦系数，例如使用布拉修斯(Blasius)公式(5)。

[数5]

f＝0.3164·Re^-0.25···式(5)

式(3)的Φ_L ²、Φ_V为二相流倍增系数(二相流倍増係数)，以下面的奇泽姆-莱尔德(Chisholm-Laird)公式(6)及式(7)表示。

[数6]

${{\mathrm{\Φ}}_L}^2=1+\frac{21}{X}+\frac{1}{X^2}$ ···式(6)

[数7]

Φ_V ²＝1+21X+X²···式(7)

此处，X为洛克哈特-马蒂尼里(Lockhart-Martinelli)参数，通过下面的科耳本(Colburn)公式(8)来表示。

[数8]

$X={\left(\frac{1-x}{x}\right)}^{0.9}\·{\left(\frac{{\mathrm{\ρ}}_L}{{\mathrm{\ρ}}_V}\right)}^{0.5}\·{\left(\frac{{\mathrm{\μ}}_L}{{\mathrm{\μ}}_V}\right)}^{0.1}$ ···式(8)

此处，x为二相致冷剂的干燥度，使用入口/出口的平均干燥度。另外，μL为液体致冷剂的粘度(Pas)，μV为蒸气致冷剂的粘度(Pas)。

总传热面积相等且通路数由2通路变化成10通路时，平均一通路的传热管长按照下面的式(9)求出。

[数9]

π·ID₁·L₁·N₁＝π·ID₂·L₂·N₂···式(9)

此处，ID为内径(mm)，L为平均一通路的传热管长(mm)，N为通路数。

对于作为比较对象的由内径6.1mm的传热管所构成的热交换器而言，一根传热管长为800mm，设为2列30段2通路，通过式(9)算出外径3mm附近的传热管的平均一通路的长。

图6表示2列30段2通路热交换器的模式图。

多个翅片材垂直地设置，传热管为贯穿这些片材的形式。进而，传热管以U字型反复进行变形，在同一平面上收纳于翅片材，将该平面的数称为列。图6中，形成近前的和里面的2列的构成。段数表示传热管的纵向排列的数，为上述U字部分的个数+1个等。在图6中，成为30段。对于2通路而言，在图6的模式图中，分流为表面的列和背面的列，致冷剂的流通路径为2个。另外，作为计算传热管的长的一个例子举出该例，可适当变更通路的构成、列数、段数。另外，可代入式(3)的z，算出摩擦损失ΔPF。

图7表示取内径为参数，计算通路数设为10时的、相对于外径7mm(内径6.1mm)×2通路的压力损失比的结果。

内径小于2.4mm时比内径6.1mm的压力损失更大，因此内径优选设为2.4mm以上。

(关于翅片高度[HF]的上限)

形成槽深度、即翅片高度HF超过0.25mm的翅片时，翅片的根部宽W₁较宽，作为结果槽底宽W₃较窄，因此发生冷冻机油的滞留，传热系数降低。因此，HF优选0.25mm以下。

(关于翅片高度[HF]的下限)

图8表示对于将槽底宽和内径的比(W₃/ID)固定为0.04时的、内径6.8mm和内径2.4mm的传热管，翅片高度和内表面积平滑管比的计算结果。

翅片高度为0.25mm以下的话，随着翅片高度变小，有重量变轻这样的成本优点，但由于表面积也减少，传热系数慢慢降低。参照图8，在以横剖面积计确保平滑管比1.5倍以上的内表面积时，需要HF为0.1mm以上。

通常，使用了不受冷冻机油影响的致冷剂的热交换器中，内表面积的增加与传热性能成比例。此处，所谓不受冷冻机油影响的致冷剂，是指致冷剂与冷冻机油的相溶性高，以在空调等中所使用的氟利昂代替品R410A和醚系等的合成油的组合来使用。

另外，在利用了传热管和翅片材的热交换器中，热阻的比例通常认为为传热管内侧∶传热管外侧＝3∶7。如果传热管的性能相对于平滑管提高1.5倍，传热管内的热阻由3变小为2，热交换器全体的热阻可降低10％。对于内面带槽管相对于平滑管的重量增加而言，取决于翅片形状，大约为10％，即使由平滑管变更为内面带槽管而重量增加，如果热阻可降低10％以上，则可将热交换长度缩短10％而将重量控制为同等，作为大小变短，相应地可形成为紧凑型。

(关于W₃/ID的下限)

通常，只要不设置油分离器就不能完全防止冷冻机油混入CO₂致冷剂，其量至少在室内空调中为通常所认为的0.1质量％以上。另外，箱内的剩余热水量(残湯量)少时等，增大压缩机转速而增大致冷剂循环量，因此与致冷剂一起流出的油的量增加。

图9表示测定压缩机的转速比(回転数比)和冷冻机油混入致冷剂的量的结果的一个例子。

图9的横轴的所谓压缩机转速比是将稳定运转时设为1的比例，在实际的运转中，在夜间电力的时间带需要使热水完全沸腾(沸かしきる)，因此如果剩余热水量变少则与稳定时相比，提高转速来运转。作为变动幅度认为为+30％时，为0.5％质量％以上。

冷冻机油混入CO₂致冷剂的量为0.1质量％以上时，槽底宽与内径的比W₃/ID小于0.04的话，则冷冻机油滞留，不能发挥翅片带来的表面积扩大效果，传热系数降低。另外，对于W₃/ID小的内面带槽管而言，翅片数多或翅片高度变高，因此传热管重量也变大。

(关于W₃/ID的上限)

另一方面，如果W₃/ID变大，则传热管重量变轻，相对于对传热系数影响大的油膜的有效传热面积增大，但内表面积减少。

图10表示对于内径和翅片高度为6.8mm、0.25mm时和2.4mm、0.1mm时，以同样的翅片形状，计算W₃/ID和内表面积平滑管比的结果。

参照图10，为了以横剖面积计确保平滑管比1.5倍以上的内表面积，优选将W₃/ID设为0.1以下。

(实施方式的效果)

对于本实施方式的内面带槽传热管20而言，如CO₂致冷剂热泵热水器这样、将低热流量(q)的聚亚烷基二醇系冷冻机油的含有量为0.1质量％以上的二氧化碳作为致冷剂时，可将槽底宽进行最佳化从而可充分确保槽深度、抑制冷冻机油的滞留。因此，可提供高性能的内面带槽传热管20。

另外，翅片高度相同的内面带槽传热管的槽底宽的最佳化通过翅片数和翅片的粗细来决定，因此可防止传热管的重量变大。

另外，通过使内径为2.4mm以上可抑制压力损失的增加，通过使之为6.8mm以下，为对应于高压的CO₂致冷剂的厚壁，可防止重量增加。

实施例

以下，对实施例进行说明。首先，对传热管的传热系数进行说明。

图11表示测定装置的概略。

通过气体冷却器1及气体冷却器2来调节膨胀阀前的压力及温度，将致冷剂分配于测量段和旁路回路，控制致冷剂流量。致冷剂流量通过在膨胀阀与干燥度调整热交换器Heat Ex.之间设置的、精度为±0.1％的科里奥利式质量流量计进行测定。另外，在膨胀阀前，并列设置通过取样圆筒的回路和旁路回路，对在稳定状态下流通的致冷剂进行取样来测定冷冻机油含有量(油浓度)。测量段部出口的饱和温度通过蒸发器1进行调整，在测量段出口，致冷剂为气液二相流时通过蒸发器2进行调整以获取过热度。

图12表示传热管测定部(测量段)的概要。

测量段为水平设置的二重管，使用热交换长1m的样品管。二重管外管的内径为13mm，在环状部对向地流通固定流速的低温水来进行热交换。热交换量由流通于二重管环状部的水的入口温度Twi、出口温度Two、体积流量V求出。体积流量通过由一对非圆形齿轮构成的、精度为±0.2％的容积流量计来测量。另外，通过测定流量计入口的水的温度，求出通过流量计的水的密度ρW，算出质量流量。另外，水的温度使用Φ6.4的测温电阻来测量。另外，求出热交换量的式如式(10)。

[数10]

Q_w＝ρ_wV(h_wi-h_wo)···式(10)

此处，h是由水的温度、压力所求的焓(kJ/kg)。

另一方面，致冷剂的温度使用φ2的测温电阻来测量，压力使用精度为全刻度的±0.08％(BSL标记)的压力换能器来测量。传热管的管内传热系数通过热通过率(熱通過率)和管外水侧传热系数来计算。以下表示计算式。热通过率使用式(11)来算出，管外传热系数使用式(12)来算出，管内传热系数使用式(13)来算出。

[数11]

$K=\frac{Q_w}{\mathrm{\π}\·\mathrm{do}\·L\·\mathrm{\ΔTL}}$ ···式(11)

此处，ΔTL为测定区间的对数平均温度差(K)，L为测定长(m)。

[数12]

α₀＝0.02·(λ_w/De)·(Di/OD)^0.53·Re^0.8·Pr^1/3···式(12)

此处，λw为测定区间的水的导热系数(W/(mK))，De为水流路的当量直径，Di为二重管外管(水管)的内径(m)，Re为测定区间的水的雷诺数，Pr为普朗特数。

[数13]

${\mathrm{\α}}_i=\frac{\mathrm{OD}}{\mathrm{ID}}\frac{1}{1/K-1/{\mathrm{\α}}_O}$ ···式(13)

另外，CO₂及水的热物理性质值通过PROPATH算出。

首先，表示研究热流量(q)的影响的结果。表1为实施例A、比较例A～E的测定结果。

[表1]

实施例A与比较例A、比较例B为同样的传热管，作为测定条件比较例A为以热流量(q)为10kW/m²、比较例B为以20kW/m²、实施例A为以5kW/m²测定传热系数的结果(表1中W₃为槽底宽)。同样地比较例C～E也是改变热流量(q)对同样的传热管进行测定的结果。其他的试验条件是致冷剂饱和温度8℃、致冷剂质量流量400kg/(m²s)、干燥度0.35、油浓度0.1％。

另外，所谓干燥度是以液体和蒸气混合的二相流进行流通的致冷剂的、蒸气成分的质量比。在蒸发器中，流入蒸气少的干燥度0.2左右的致冷剂，由外部的空气吸收热并慢慢蒸发，成为完全仅是蒸气的干燥度1以上的致冷剂并从蒸发器出去，吸入压缩机中。

热流量(q)为10kW/m²以上时，翅片数多、槽底宽窄的比较例D、比较例E与比较例A、比较例B相比传热系数高，热流量(q)为5kW/m²、表面积小但槽底宽宽的实施例A与比较例C相比传热系数高。热流量(q)为20kW/m²时，与比较例B相比内表面积增加23％的大的比较例E的内面带槽管的传热系数增大31％，这可认为是翅片成为气泡发生的起点而促进核沸腾的结果。另一方面，热流量(q)为5kW/m²时，与比较例C相比实施例A的传热系数大，这可认为是由于通过减小热流量(q)，由核沸腾带来的传热系数提高效果变少，并且比较例C中所形成的油膜的影响大、有效表面积反而变小。由此可知，对于CO₂致冷剂的传热系数而言，即使油浓度为0.1质量％也有油的影响，另外热流量(q)的影响也大，热流量(q)条件改变时传热系数高的内面带槽管的槽形状完全不同。

接着，以热流量(q)为5kW/m²测定表2表示的内面带槽管的性能(表2中W₃为槽底宽)。

[表2]

此处，比较例1为平滑管。另外，比较例2、实施例1～3的内面带槽管的翅片的粗细等翅片形状形成为相同。试验条件为致冷剂饱和温度8℃、致冷剂质量流量360kg/(m²s)、干燥度0.35、0.75、油浓度3％。

图13将试验结果作为翅片数与传热系数平滑管比的关系来表示。

传热系数是将干燥度0.35和0.75的结果进行平均。与表1的油浓度0.1％的结果同样，尽管与随着翅片数变少，表面积减少，但传热系数增加。

图14表示W₃/ID与传热系数平滑管比/单重平滑管比的关系，将传热系数平滑管比除以每单位长的重量(单重)的平滑管比的值作为纵轴。

这是由内面带槽管带来的传热系数提高效果，与直接关系到成本的重量比进行比较来研究的指标，可知伴随W₃/ID的增加，“传热系数平滑管比/单重平滑管比”变大，特别是W₃/ID为0.035以上时，效果大。

接着，对于翅片高度的影响，表示制作表3所示的内面带槽管并进行研究的结果(表3中W₃为槽底宽)。试验条件是热流量(q)为5kW/m²、致冷剂饱和温度为8℃、致冷剂质量流量为200kg/(m²s)、干燥度为0.35、0.75、油浓度为2％。传热系数是将干燥度0.35和0.75的结果进行平均。

[表3]

W₃/ID都为0.04以上，将实施例4、实施例5进行比较时，翅片高度高的，其传热系数、传热系数与单重的比都高。但是，比较例3与实施例5进行比较时，尽管翅片高度变高，但传热系数降低，传热系数与单重的比，与实施例4相比也变小。因此，期望翅片高度为0.25以下。

以上，如实施例所示，对于二氧化碳致冷剂热泵热水器的蒸发器，提供高性能且重量增加少的内面带槽传热管，可提高使用该内面带槽传热管构成的热交换器的热交换效率。

以上，说明了本发明的实施方式及实施例，但上述记载的实施方式及实施例并不限定权利要求范围的发明。另外，应注意实施方式及实施例的中说明的特征的组合的全部对于用于解决发明的课题的方法不一定是必须的。

Claims (9)

1.一种热泵热水器，其是聚亚烷基二醇系冷冻机油的含有量为0.1质量％以上的作为致冷剂的二氧化碳在设置于蒸发器内的内面带槽传热管的内部流动，而且以致冷剂的热流量(q)小于10kW/m²而使用的热泵热水器，其特征在于，

所述内面带槽传热管为如下的内面带槽传热管，其具备主管，该主管具有相互平行地设置于内周面的多个螺旋状的槽和位于所述多个槽之间的多个翅片，

所述主管的内径(ID)为2.4mm以上6.8mm以下，

所述翅片的高(HF)为0.1mm以上0.25mm以下，

将所述多个槽的底的宽设为W₃时，满足0.04≤W₃/ID≤0.1。

2.根据权利要求1所述的热泵热水器，其中，具有与所述槽和所述翅片所形成的扭转角为15°以上25°以下的所述内面带槽传热管。

3.根据权利要求2所述的热泵热水器，其中，具有所述多个翅片为30个以上50个以下的所述内面带槽传热管。

4.一种蒸发器，其是具有内面带槽传热管，而且以致冷剂的热流量(q)小于10kW/m²而使用的在致冷剂-空气间进行热交换的蒸发器，其特征在于，

在所述内面带槽传热管的内部，聚亚烷基二醇系冷冻机油的含有量为0.1质量％以上的作为致冷剂的二氧化碳进行流动，而且，

所述内面带槽传热管为如下的内面带槽传热管，其具备主管，该主管具有相互平行地设置于内周面的多个螺旋状的槽和位于所述多个槽之间的多个翅片，

所述主管的内径(ID)为2.4mm以上6.8mm以下，

所述翅片的高(HF)为0.1mm以上0.25mm以下，

将所述多个槽的底的宽设为W₃时，满足0.04≤W₃/ID≤0.1。

5.根据权利要求4所述的蒸发器，具有与所述槽和所述翅片所形成的扭转角为15°以上25°以下的所述内面带槽传热管。

6.根据权利要求5所述的蒸发器，具有所述多个翅片为30个以上50个以下的所述内面带槽传热管。

7.一种内面带槽传热管，其是使用聚亚烷基二醇系冷冻机油的含有量为0.1质量％以上的二氧化碳作为致冷剂，而且以致冷剂的热流量(q)小于10kW/m²而使用的热泵热水器所具有的蒸发器中使用的内面带槽传热管，

其具备主管，该主管具有相互平行地设置于内周面的多个螺旋状的槽和位于所述多个槽之间的多个翅片，

所述主管的内径(ID)为2.4mm以上6.8mm以下，

所述翅片的高(HF)为0.1mm以上0.25mm以下，

将所述多个槽的底的宽设为W₃时，满足0.04≤W₃/ID≤0.1。

8.根据权利要求7所述的内面带槽传热管，其与所述槽和所述翅片所形成的扭转角为15°以上25°以下。

9.根据权利要求8所述的内面带槽传热管，所述多个翅片为30个以上50个以下。

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