CN114761750A - 热交换器用双重管 - Google Patents

Abstract

双重管在外管的内部配置内管(3)而成。双重管用于进行在内管(3)的内侧流动的流体与在内管(3)与外管之间流动的流体之间的热交换。在双重管的直管部中，内管(3)具有多个以向外周侧突出的方式弯曲并且沿长度方向延伸的凸部(31)。凸部(31)在双重管的长度方向上呈螺旋状位移。在直管部中，外管的内周面与内管(3)的凸部(31)相接，在外管与内管(3)之间形成有被划分成周向的多处的外侧流路。在与长度方向正交的直管部的截面中，在将各个外侧流路的最大深度设为D[mm]、将周向的圆弧长设为L[mm]时，全部外侧流路的D/L的值的平均值大于0.09且小于0.20。

Description

热交换器用双重管

技术领域

本发明涉及热交换器用双重管。

背景技术

汽车用空调装置等的热交换循环(也称为制冷循环)具备冷凝器、蒸发器、压缩机以及膨胀阀。在将它们连结的循环路径中，氟利昂、CO₂、氨、其他的制冷剂进行循环。在该热交换循环中，提出了如下方案：在循环路径中配置双重管，由该双重管构成的二层的空间中，使从冷凝器出来的高温制冷剂和从蒸发器出来的低温制冷剂相对流动而进行热交换，由此提高热交换性能(参照专利文献1)。

另一方面，作为在热交换循环中使用的制冷剂，为了应对环境问题，研究了全球变暖系数更低的制冷剂。考虑到这些环境问题的制冷剂与现有的制冷剂相比，存在热交换性能降低的担心。因此，为了抑制热交换循环整体的性能劣化，积极地采用通过组装上述双重管来进一步提高热交换性能的结构是有效的。

在用压缩机将从蒸发器排出的气体制冷剂压缩的系统中，在制冷剂未充分气化的状态，即，在气体中混入有液体的状态下流入压缩机的情况下，可能产生无法进行充分的热交换这样的不良状况。但是，该不良状况能够通过组装双重管来消除。这是因为，在双重管中，能够对流入压缩机之前的制冷剂进行加热，能够使制冷剂充分气化。

在此，专利文献1所记载的双重管使用具备多个螺旋状的槽部的内管作为内管，将该内管与平滑的圆筒状的外管组合。并且，在双重管的直管部中，外管的内径大于内管的外径，内管中的槽部间的峰部不与外管抵接。由此，在双重管的直管部中，槽部彼此在周向上连通，在外管与内管之间形成的外侧流路遍及整周地形成。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2006-162241号公报

发明内容

发明所要解决的课题

专利文献1所记载的双重管在直管部中，如上所述，外管的内径大于内管的外径，外侧流路成为在周向上相连的一个流路，与弯曲部相比流路截面积变大。因此，外侧流路中的制冷剂的流速在直管部中容易降低，有可能无法充分得到直管部处的热交换性能。

热交换用的双重管虽然在一部分具有弯曲部，但大部分由直管部构成，因此可认为通过提高直管部处的热交换性能，能够提高双重管整体的热交换性能。另一方面，对于双重管中的热交换性能来说，虽然可认为不仅受到内管内的流路即内侧流路以及外侧流路中的流速、流路面积、压力损失等条件的影响，还受到流路截面形状、其他最优化等的影响，但仍然不能说最佳的条件已经明确。特别是，外侧流路的有效的流路截面形状尚未充分弄清。

本发明鉴于这样的背景而做出，其目的在于提供一种热交换器用双重管，其能够使直管部中的外侧流路的流路截面形状最优化而使热交换性能比以往提高。

用于解决课题的手段

本发明的一个方式在于一种热交换器用双重管，所述热交换器用双重管具有在外管的内部配置内管而成的双重管构造，用于进行在所述内管的内侧流动的流体与在所述内管与所述外管之前流动的流体之间的热交换，其中，

在所述热交换器用双重管的直管部中，所述内管具有多个以向外周侧突出的方式弯曲并且沿长度方向延伸的凸部，

所述凸部在长度方向上呈螺旋状位移，

在与长度方向正交的所述直管部的截面中，所述外管的内周面呈圆形状，

在所述直管部中，所述外管的内周面与所述内管的所述凸部相接，在所述外管与所述内管之间形成有被划分成周向的多处的外侧流路，

在与长度方向正交的所述直管部的截面中，在将各个所述外侧流路的最大深度设为D[mm]、将周向的圆弧长设为L[mm]时，全部所述外侧流路的D/L的值的平均值大于0.09且小于0.20。

发明效果

在所述热交换器用双重管的直管部中，外管的内周面与内管的凸部相接，在外管与内管之间形成有被划分成周向的多处的外侧流路。这样，在直管部中，将外侧流路形成为在周向上分断，由此能够确保在直管部中的外侧流路中流动的流体的流速，能够提高直管部中的热交换性能。

此外，在与长度方向正交的直管部的截面中，在将各个外侧流路的最大深度设为D[mm]、将周向的圆弧长设为L[mm]时，全部外侧流路的D/L的值的平均值大于0.09且小于0.20。即，在直管部中，各外侧流路形成为在一定程度上深度较小且周向的圆弧长度较长。因此，在直管部中，能够增加在外侧流路中流动的流体与外管及内管之间的接触面积。由此，也能够提高直管部中的热交换性能。

此外，在直管部的截面中，通过将全部外侧流路的D/L的值的平均值设为超过0.09的值，能够抑制在直管部中的各外侧流路中流动的流体的压力损失的增加。进而，在直管部的截面中，通过将所述平均值设为小于0.20的值，能够抑制在直管部中的内管内的流路中流动的流体的压力损失的增加。

如以上所述，根据本方式，能够提供一种热交换器用双重管，其能够使直管部中的外侧流路的流路截面形状最优化而使热交换性能比以往提高。

附图说明

图1是实施例1中的热交换器用双重管的局部截面立体图。

图2是实施例1中的热交换器用双重管的局部截面侧视图。

图3是图2的III－III线向视剖视图。

图4是将图3的由单点划线包围的部分放大后的图。

图5是用于说明实施例1中的外侧流路的最大深度D以及周向的圆弧长L的内管的剖视图。

图6是示出实施例1中从内管的管坯的长度方向观察按压盘的配置的样态的说明图。

图7是用于说明实施例2中的外侧流路的最大深度D以及周向的圆弧长L的内管的剖视图。

图8是实验例1～3中的D/L平均值为0.08的试样1的双重管的剖视图。

图9是实验例1～3中的D/L平均值为0.15的试样5的双重管的剖视图。

图10是实验例1～3中的D/L平均值为0.20的试样7的双重管的剖视图。

图11是实验例1～3中的作为比较试样的试样8的双重管的剖视图。

图12是实验例1～3中的试样5的双重管的整体立体图。

图13是示出实验例1中的D/L平均值与内侧流路中的制冷剂的吸热量之间的关系的图表。

图14是示出实验例2中的D/L平均值与外侧流路中的制冷剂的压力损失之间的关系的图表。

图15是示出实验例3中的D/L平均值与内侧流路中的制冷剂的压力损失之间的关系的图表。

具体实施方式

所述热交换器用双重管例如可以构成为能够组装于汽车用等的空调装置。空调装置可以具有如下结构：具备冷凝器、蒸发器、压缩机、膨胀阀以及将它们连结的循环路径，在该循环路径中配置有热交换器用双重管。在该情况下，例如，将从蒸发器出来的低温低压的气态制冷剂引导至内管内的流路并且将从冷凝器出来的高温高压的液态制冷剂引导至外侧流路，以在外侧流路中流动的液态制冷剂与在内管中流动的气态制冷剂沿彼此对置的方向流动的方式，将热交换器用双重管组装到所述循环路径中即可。通过这样构成循环路径，在热交换器用双重管中高效地进行所述高温高压的液态制冷剂与所述低温低压的气态制冷剂之间的热交换，能够提高热交换循环整体的热交换性能。

热交换器用双重管构成为，与长度方向正交的直管部的截面中的全部外侧流路的D/L的值的平均值大于0.09且小于0.20。通过将外侧流路的D/L的值的平均值设为所述特定的范围，如上所述，能够抑制在直管部中的各外侧流路中流动的流体的压力损失的增加，并且能够抑制在内管中流动的流体的压力损失的增加。从更可靠地起到该作用效果的观点出发，优选将与长度方向正交的直管部的截面中的全部外侧流路的D/L的值的平均值设为大于0.10且小于0.20，更优选设为大于0.11且小于0.20，进一步优选设为大于0.12且小于0.20，更进一步优选设为大于0.13且小于0.19，特别优选设为大于0.13且小于0.18。

热交换器用双重管只要具备呈直线状延伸的直管部，则也可以是一部分(一处或者多处)通过弯曲加工等而弯曲。在该情况下，至少在与双重管的长度方向正交的直管部的截面中，将全部外侧流路的D/L的值的平均值设为大于0.09且小于0.20的值即可。由此，能够实现占据热交换器用双重管的大部分的直管部中的热交换性能的提高、以及压力损失的降低。

所述热交换器用双重管中的外管和凸部也可以通过将外管朝向内管压接而相互抵接。在该情况下，能够容易地使外管与凸部直接抵接，能够提高具备被划分成周向的多处的外侧流路的热交换器用双重管的生产率。

在与长度方向正交的直管部的截面中，外侧流路的圆弧长L的合计优选具有内管的虚拟外接圆的周长C的60％以上的长度。这样，在直管部中，通过将外侧流路形成于周向的较宽的区域，能够实现直管部中的热交换性能的提高、以及压力损失的降低。此外，在与长度方向正交的直管部的截面中，外侧流路的圆弧长L的合计优选设为内管的外接圆的周长C的90％以下。在此情况下，容易确保内管与外管的抵接部的接触宽度，能够可靠地将外周流路分断。

在直管部中，设置于内管的凸部的数量优选为4处以上且6处以下。通过将凸部的数量设为4处以上，容易提高直管部中的外侧流路的流速，能够进一步提高热交换性能。此外，通过将凸部的数量设为6处以下，能够抑制因在直管部中外侧流路被分断成周向的多处而引起的压力损失的过度增大。

在与热交换器用双重管的长度方向正交的直管部的截面中，多个凸部优选等间隔地形成。由此，各外侧流路的制冷剂流量在周向上成为大致同等的量。因此，容易抑制在外侧流路中流动的制冷剂与在内管内的流路中流动的制冷剂的热交换不均。

在直管部中，各凸部的扭转角优选为20°以上且60°以下。扭转角是凸部的形成方向和与热交换器用双重管的长度方向平行的直线所成的角度。通过将扭转角设为20°以上，容易增加各外侧流路与内管的接触部分，容易提高热交换性能。通过将扭转角设为60°以下，能够抑制在外侧流路中流动的制冷剂的压力损失变得过大的情况。

内管的外周面中的凸部与螺旋凹部之间的边界部也可以形成为角状。在此，所谓“角状”，是指凸部的曲率半径和螺旋凹部的曲率半径以边界部为边界呈阶梯状变化的状态。在边界部为角状的情况下，凸部容易以相对于螺旋凹部充分地向外周侧突出的方式显现，并且曲率半径容易变小。因此，在形成有角状的边界部的情况下，容易使凸部与外管可靠地紧贴，能够可靠地将外侧流路在周向上分断。

实施例

(实施例1)

使用图1～图5对热交换器用双重管的实施例进行说明。

如图1、图2所示，本例的热交换器用双重管1(以后有时也简称为双重管1)具有在外管2的内部配置内管3而成的双重管构造。双重管1用于进行在内管3的内侧流动的流体与在内管3与外管2之间流动的流体之间的热交换。

如图1、图3所示，在双重管1的直管部11中，内管3具有多个以向外周侧突出的方式弯曲并且沿双重管1的长度方向(以后称为“X方向”。)延伸的凸部31。如图2所示，凸部31在X方向上呈螺旋状位移。如图1、图3所示，在与X方向正交的直管部11的截面中，外管2的内周面(即，外管2的内周端缘)呈圆形状。

如图1～图3所示，在双重管1的直管部11中，外管2的内周面与内管3的凸部31相接，在外管2与内管3之间形成有被划分成周向的多处的外侧流路4。如图5所示，在与X方向正交的直管部11的截面中，在将各个外侧流路4的最大深度设为D[mm]、将周向的圆弧长设为L[mm]时，全部外侧流路4的D/L的值的平均值大于0.09且小于0.20。

以后，对本例的双重管1进行详细说明。

以后，在仅称为周向时，除非特别说明，否则是指双重管1的周向，在仅称为径向时，除非特别说明，否则是指双重管1的径向。

如图1、图2所示，外管2以及内管3例如是将1000系的纯铝、3000系、5000系的铝合金形成为管状而成的。另外，并不限于此，也可以由其他热传导性优异的金属等构成外管2以及内管3。本例的双重管1形成为，在将内管3插入外管2内后，将外管2以使其整周向内周侧缩径的方式压缩，由此外管2与所有的凸部31抵接。并且，被外管2和内管3夹着的区域成为外侧流路4，内管3的内侧成为内侧流路6。

如图2所示，在双重管1的使用时，以在内侧流路6中流动的制冷剂的朝向与在外侧流路4中流动的制冷剂的朝向成为彼此相反方向的方式构成制冷剂的循环路径。在图2中，将在内侧流路6中流动的制冷剂的方向用虚线的箭头表示，将在外侧流路4中流动的制冷剂的方向用实线的箭头表示。

如图1所示，外管2是与X方向正交的截面形状为圆环状的平滑管。另一方面，内管3形成为与X方向正交的截面形状成为图3所示那样的凹凸形状。当在X方向的各种位置观察直管部11中的内管3的截面形状时，X方向的各位置处的截面形状与使其他位置处的截面形状沿周向旋转而得到的形状大致一致。

内管3具备4个用于在与外管2之间形成外侧流路4的螺旋凹部32。如图2所示，螺旋凹部32形成为在内管3的外表面沿周向回转的同时向X方向的一方前进的螺旋状。螺旋凹部32的形成方向和与X方向平行的直线所成的角即螺旋凹部32的扭转角为20°以上且60°以下。如图1、图3所示，螺旋凹部32形成为以向内周侧凸出的方式弯曲的曲面状。

具备凸部31以及螺旋凹部32的内管3例如能够如下制造。首先，准备如图6的双点划线所示那样的截面形状为圆环状的具有平滑管形状的管坯30。然后，通过使管坯30通过由后述的4个按压盘8包围的区域，从而使管坯30的成为螺旋凹部32的部位变形。

在此，按压盘8在周向上等间隔地配置有4个。各按压盘8具有圆盘形状，并且设置为在按压盘8的圆周方向上旋转自如。各按压盘8相对于管坯30的长度方向倾斜。即，各按压盘8为了能够形成具有上述扭转角的螺旋凹部32而倾斜。此外，各按压盘8由于在使管坯30通过由它们包围的区域时将管坯30向内周侧按压，因此配置为按压盘8的一部分比管坯30的外周面向内周侧突出。

然后，通过使管坯30通过由4个按压盘8包围的空间，在各按压盘8旋转的同时按压盘8的侧面部81将管坯30向内周侧按压。由此，在管坯30形成螺旋凹部32。并且，未形成螺旋凹部32的部位、即内管3中在周向上相邻的螺旋凹部32之间的部位成为以沿着螺旋凹部32的方式形成的凸部31。另外，在形成螺旋凹部32的同时，凸部31也以追随螺旋凹部32的变形的方式变形，凸部31的曲率半径形成为比管坯30的曲率半径小。螺旋凹部32形成得越深，则凸部31的曲率半径变得越小。如以上那样，能够制造内管3。

如图1、图3所示，内管3在与X方向正交的截面形状中，在周向的4处等间隔地具有凸部31。凸部31是在与X方向正交的内管3的截面形状中，比周向上相邻的部位更向外周侧突出的部位。凸部31的扭转角也与螺旋凹部32的扭转角同样，为20°以上且60°以下。内管3的凸部31形成为以向外周侧凸出的方式弯曲的曲面状。

如图3所示，内管3的外周面中的凸部31与螺旋凹部32之间的边界部33形成为角状。角状的边界部33例如通过在前述的内管3的制造工序中使按压盘8对管坯30的按压量充分而形成。即，在边界部33为角状的情况下，凸部31容易以相对于螺旋凹部32充分向外周侧突出的方式显现，并且曲率半径容易变小。因此，在形成有角状的边界部33的情况下，容易使凸部31与外管2可靠地紧贴，能够将外侧流路4可靠地在周向上进行分断。

如图3所示，所有的凸部31与外管2的内周面抵接。所有的凸部31至少在双重管1的直管部11中的X方向的整个区域与外管2的内周面抵接，在本例中，在X方向上的凸部31存在的整个区域，所有的凸部31与外管2的内周面抵接。即，在双重管1的一部分弯曲的情况下，在该弯曲部中，所有的凸部31也与外管2的内周面抵接。

如图3所示，凸部31以沿着外管2的内周面的方式(即，凸部31与外管2的内周面的曲率半径之差不成为给定值以上的方式)弯曲地形成，由此，容易确保凸部31与外管2的接触宽度。此外，在直管部11的与X方向正交的截面中，各凸部31与外管2的接触宽度的合计长度优选为内管3的虚拟外接圆的周长C的80％以下。由此，能够确保各外侧流路4的周向长度，能够实现热交换性能的提高以及在外侧流路4中流动的制冷剂的压力损失的降低。并且，通过周向的4个凸部31与外管2抵接，从而在外管2与内管3之间形成有由凸部31在周向上分断而成的4个外侧流路4。

如图5所示，在直管部11的与X方向正交的截面中，在将各个外侧流路4的最大深度设为D[mm]、将周向的圆弧长设为L[mm]时，全部外侧流路4的D/L的值的平均值(D/L平均值)大于0.09且小于0.20。即，在与X方向正交的截面中，各个外侧流路4形成为在一定程度上在径向上较浅且在周向上宽度较宽。

直管部11的与X方向正交的截面中的各外侧流路4的最大深度D通过内管3的虚拟外接圆7与内管3之间的径向的最大长度来求得。即，在直管部11的与X方向正交的截面中，外侧流路4与外接圆7之间的径向的长度根据周向的位置而不同。将这些径向的长度当中的最大的值设为外侧流路4的最大深度D。例如，在将直径为约19mm的管作为管坯(参照图6的符号30)并对其进行加工来构成内管3的情况下，各外侧流路4的最大深度D例如能够设为0.7mm～1.6mm。

直管部11的与X方向正交的截面中的各外侧流路4的周向的圆弧长L通过以下的方法来求得。即，首先，确定各凸部31与外管2的抵接部5。接着，在内管3的外接圆7上，测量从任意一个抵接部5到该抵接部5的相邻的抵接部5为止的圆弧的长度。将该圆弧的长度设为位于这些抵接部5之间的外侧流路4的圆弧长L。在此，凸部31形成为以沿着外管2的内周面的方式弯曲的曲面状，因此如图4的抵接部5与外侧流路4的边界周边的放大图所示，在凸部31与外管2的抵接部5与外侧流路4的边界周边，凸部31与外管2之间的间隙g随着在周向上接近外侧流路4的中央而逐渐沿径向变大。

另一方面，凸部31与外管2的间隙g的大小随着在周向上离开外侧流路4的中央而逐渐变窄，因此难以具体地确定凸部31与外管2的间隙g完全消失的位置即抵接部5的真正的端点。因此，在本例中，在抵接部5与外侧流路4的边界周边，间隙g的径向的长度为4μm，将能够清楚识别为间隙的位置设为抵接部5的端点51。并且，将在周向上位于外侧流路4的一侧的抵接部5的端点51到位于另一侧的抵接部5的端点51之间的外接圆7的周向的长度设为该外侧流路4的周向的圆弧长L。

在直管部11的与X方向正交的截面中，在将内管3的外接圆7的半径设为r[mm]、将在外侧流路4的周向的两侧相邻的抵接部5的各端点51与外接圆7的中心连结的虚拟直线V彼此所成的角设为θ[°]时，外侧流路4的周向的圆弧长L能够通过L＝2πr×θ/360来求取。例如，在将直径为约19mm的管作为管坯(参照图6的符号30)并对其进行加工而构成内管3的情况下，直管部11的与X方向正交的截面中的各外侧流路4的周向的圆弧长L例如为7mm～14mm。

如图5所示，直管部11的与X方向正交的截面中的外侧流路4的周向的圆弧长L的合计为内管3的外接圆7的周长C的60％以上。由此，容易实现直管部11中的热交换性能的提高、以及压力损失降低。从确保内管3与外管2之间的抵接部5的接触宽度的观点出发，在本例中，优选将直管部11的与X方向正交的截面中的外侧流路4的周向的圆弧长L的合计设为内管3的外接圆7的周长C的90％以下。此外，从确保抵接部5的接触宽度并且实现热交换性能的提高以及压力损失的降低的观点出发，优选将直管部11的与X方向正交的截面中的外侧流路4的周向的圆弧长L的合计设为内管3的外接圆7的周长C的63％以上且77％以下。

在直管部11的与X方向正交的截面中，外侧流路4的流路截面积的合计为内侧流路6的流路截面积的5％以上。由此，能够实现直管部11的热交换性能的提高以及在外侧流路4中流动的制冷剂的压力损失的降低。此外，在直管部11的与X方向正交的截面中，从双重管1的生产率的提高、以及内侧流路6的制冷剂的压力损失的降低的观点出发，外侧流路4的流路截面积的合计优选为内侧流路6的流路截面积的30％以下。在直管部11的与X方向正交的截面中，若想要增大外侧流路4的流路截面积的合计，则必须使内管3的外侧流路4的深度相当大。但是，若想要在将D/L平均值保持为0.09～0.20的状态下增大外侧流路4的流路截面积的合计，则有可能导致内管3的生产率的恶化、在内管3内流动的制冷剂的压力损失的增大。通过将外侧流路4的流路截面积的合计设为内侧流路6的流路截面积的30％以下，能够更容易地避免这些问题。此外，从双重管1的生产率的提高、直管部11的热交换性能的提高、外侧流路4的制冷剂的压力损失的降低、双重管1的生产率的提高、以及内侧流路6的制冷剂的压力损失的降低的观点出发，在直管部11的与X方向正交的截面中，外侧流路4的流路截面积的合计优选为内侧流路6的流路截面积的9％以上且20％以下。

此外，如上所述，直管部11中的内管3的与X方向正交的截面形状在X方向的任一位置处都大致相同。因此，在X方向的任意位置处，各外侧流路4的最大深度D和周向的圆弧长L也都大致恒定。并且，在直管部11中的凸部31存在的各位置的截面中，全部外侧流路4的D/L的值的平均值大于0.09且小于0.20。

在本例中，外管2的外径设为15mm～30mm的范围内，内管3的外接圆的外径设为10mm～29mm的范围内。此外，外管2的厚度与内管3的厚度彼此相等。

本例的双重管1组装于汽车用等的空调装置而使用。空调装置具备冷凝器、蒸发器、压缩机、膨胀阀以及将它们连结的循环路径，双重管1配置于该循环路径。双重管1以使从蒸发器出来的低温低压的气态制冷剂在内侧流路6中沿图2的虚线箭头方向流动、从冷凝器出来的高温高压的液态制冷剂在外侧流路4中沿图2的实线箭头方向即沿与在内管3中流动的低温低压的气态制冷剂对置的方向流动的方式，组装于循环路径。作为制冷剂，例如能够使用R-134a、R-1234yf等氟利昂系制冷剂、或者CO₂制冷剂。

接着，对本例的作用效果进行说明。

本例的双重管1在直管部11中，外管2的内周面与内管3的凸部31相接，在外管2与内管3之间形成有被划分成周向的多处的外侧流路4。这样，在直管部11中，通过将外侧流路4形成为在周向上分断，从而能够确保在直管部11中的外侧流路4中流动的制冷剂的流速，能够提高直管部11中的热交换性能。

此外，在与X方向正交的直管部11的截面中，在将各个外侧流路4的最大深度设为D[mm]、将周向的圆弧长设为L[mm]时，全部外侧流路4的D/L的值的平均值大于0.09且小于0.20。即，在直管部11中，外侧流路4形成为在一定程度上深度变小且周向的圆弧长度变长。因此，在直管部11中，能够增加在外侧流路4中流动的制冷剂与外管2及内管3的接触面积。由此，也能够提高直管部11中的热交换性能。

此外，在直管部11的截面中，通过将全部外侧流路4的D/L的值的平均值设为大于0.09的值，能够抑制在直管部11中的各外侧流路4中流动的制冷剂的压力损失的增加。进而，在直管部11的截面中，通过将所述平均值设为小于0.20的值，能够抑制在直管部11中的内侧流路6中流动的制冷剂的压力损失的增加。

此外，通过将外管2朝向内管3压接，从而外管2与凸部31抵接。由此，能够容易地使外管2与凸部31直接地(机械地)抵接，能够提高具备被划分成周向的多处的外侧流路4的双重管1的生产率。

此外，在直管部11中，内管3在周向的4处具有凸部31。因此，与将直管部11中的凸部31的数量设为3处以下的情况相比，容易提高直管部11中的外侧流路4的流速，能够进一步提高热交换性能。此外，在直管部11中，通过将凸部31设为4个，能够抑制在外侧流路4内流动的制冷剂的压力损失变得过大的情况。

此外，在内管3的截面形状中，多个凸部31等间隔地形成。因此，外侧流路4的制冷剂流量在周向上成为等量。因此，容易抑制在外侧流路4中流动的制冷剂与在内管3内的流路中流动的制冷剂的热交换不均。

此外，在直管部11中，各凸部31的扭转角为20°以上且60°以下。通过将扭转角设为20°以上，容易增加各外侧流路4与内管3的接触部分，容易提高热交换性能。通过将扭转角设为60°以下，能够抑制在外侧流路4中流动的制冷剂的压力损失变得过大的情况。

如上所述，根据本例，能够提供一种热交换器用双重管，其能够使直管部中的外侧流路的流路截面形状最优化而使热交换性能比以往提高。

(实施例2)

如图7所示，本例是在直管部11中在内管3的6处形成有凸部31的例子。虽未图示，但6处凸部31全部与外管2的内周面抵接。在本例中，在将各个外侧流路4的最大深度设为D[mm]、将周向的圆弧长设为L[mm]时，全部外侧流路4的D/L的值的平均值大于0.09且小于0.20。

其他与实施例1相同。

另外，在本例以后使用的符号中的与已经说明的实施例中使用的符号相同的符号除非特别说明，否则表示与已经说明的实施例中的构成要素相同的构成要素等。

在本例中，在直管部11中，在内管3的6处形成有凸部31，因此外侧流路4形成于周向的6处。因此，容易进一步提高在直管部11中的外侧流路4中流动的制冷剂的流速。此外，通过在直管部11中将凸部31设为6处以下，能够抑制在直管部11的外侧流路4中流动的制冷剂的压力损失变得过大的情况。

此外，本例的双重管具有与实施例1同样的作用效果。

(实验例1)

本例是通过模拟来评价在双重管1中对全部外侧流路4的D/L的值的平均值(D/L平均值)进行了各种变更的情况下的、通过外侧流路4的制冷剂与通过内侧流路6的制冷剂之间的热交换性能的程度的例子。在该模拟中，作为解析软件而使用了达索系统有限公司制造的“SolidWorks(注册商标)FlowSimulation”。

在本例中，准备了将基本构造设为与实施例1相同并且对D/L平均值进行了各种变更的试样1～7、和用于比较的试样8。试样1～7是与实施方式1同样在周向的4处具有凸部31、并且各凸部31与外管2的内周面抵接的模型。试样1的D/L平均值为0.08，试样2的D/L平均值为0.09，试样3的D/L平均值为0.10，试样4的D/L平均值为0.14，试样5的D/L平均值为0.15，试样6的D/L平均值为0.16，试样7的D/L平均值为0.20。在图8中示出D/L平均值为0.08的试样1，在图9中示出D/L平均值为0.15的试样5，在图10中示出了D/L平均值为0.20的试样7。

另一方面，如图11所示，试样8是在周向的3处具有凸部31、并且内管3的外接圆的直径比外管2的内接圆的直径小、内管3不与外管2抵接的模型。试样8中的各螺旋凹部32与内管3的外接圆97之间的径向的最大长度M设想为1.7mm。另外，试样8设想为已经一般流通的双重管。

各试样中的外管2的整体具有截面圆形的平滑管形状，内管3具有扭转角40°的凸部31。并且，如图12中D/L平均值为0.15的试样5的例子所示，各试样整体形成为一直线状，各试样的内管3中的凸部31遍及X方向的整体而形成。此外，外管2的外周面的直径为约21mm，外管2以及内管3各自的厚度为1.2mm，X方向的长度为500mm。

并且，如图12中一例所示，设想将各试样配置到外部空气温度23℃的环境下，从X方向的一侧向内侧流路6导入制冷剂F1，并且从X方向的另一侧向外侧流路4导入制冷剂F2的情况来进行模拟。在该模拟中，在外侧流路4中流动的制冷剂F2的初始温度(外侧流路4入口处的温度)为50℃，在内侧流路6中流动的制冷剂F1的初始温度为11℃，在外侧流路4以及内侧流路6中分别流动的制冷剂F1、F2的流量为234kg/h。此外，外侧流路4的入口处的制冷剂F2的压力为1499kPa，内侧流路6的入口处的制冷剂F1的压力为199kPa。作为在外侧流路4以及内侧流路6中流动的制冷剂F1、F2，设想为HFC-134a。

然后，在各试样中，计算在内侧流路6中流动的制冷剂F1的吸热量作为表示热交换性能的指标。在内侧流路6中流动的制冷剂F1的吸热量通过焓差与在内侧流路6中流动的制冷剂的流量之积而求得，该焓差是基于流经内侧流路6的出口的制冷剂的压力以及温度而计算出的焓、与基于流经内侧流路6的入口的制冷剂的压力以及温度而计算出的焓之差。

将结果示于图13。另外，在图13中，对于试样1～7的结果用记号“〇”绘制，对于作为比较试样的试样8的结果用记号“◇”绘制。关于试样8，外管2与内管3之间的流路在整周上相连，虽然无法通过与试样1～7同样的方法来定义、计算D/L平均值，但在图13中，为了方便起见，在D/L平均值为0.15的位置绘制了试样8的结果。

根据图13可知，在本例中，试样1～7与试样8相比，在内侧流路6中流动的制冷剂的吸热量变高，即热交换性能变高。根据这些结果可知，在直管部11中，在周向的4处形成凸部31，并使各凸部31与外管2抵接而在周向的4处形成外侧流路4，由此与在周向的3处形成凸部31且不使各凸部31与外管2抵接的试样8相比，热交换性能提高。进而，根据图13可知，通过将D/L平均值设为0.14以上，热交换性能进一步提高。

(实验例2)

本例是通过模拟来评价实验例1的试样1～8中在外侧流路4中流动的制冷剂的压力损失的例子。与实验例1同样，在本例中的模拟中，作为解析软件而使用了达索系统有限公司制造的“SolidWorks(注册商标)FlowSimulation”。试样1～8的构造以及计算条件与实验例1相同。

在本例中，将流经外侧流路4的入口部分的制冷剂的压力与流经外侧流路4的出口部分的制冷剂的压力之差设为外侧流路4中的制冷剂的压力损失。

结果在图14中示出。

从图14可知，通过将D/L平均值设为超过0.09的值，能够将外侧流路4中的制冷剂的压力损失抑制为小于20kPa。另一方面，可知在D/L平均值成为0.09以上的情况下，外侧流路4中的制冷剂的压力损失急剧上升。进而，从降低外侧流路4的制冷剂的压力损失的观点出发，可知D/L平均值优选设为超过0.10的值。

(实验例3)

本例是通过模拟对实验例1中的试样1～8中在内侧流路6中流动的制冷剂的压力损失进行评价的例子。与实验例1、2同样，在本例中的模拟中，作为解析软件而使用了达索系统有限公司制造的“SolidWorks(注册商标)FlowSimulation”。试样1～8的构造以及计算条件与实验例1相同。

在本例中，将流经内侧流路6的入口部分的制冷剂的压力与流经内侧流路6的出口部分的制冷剂的压力之差设为内侧流路6中的制冷剂的压力损失。

结果在图15中示出。

根据图15可知，通过将D/L平均值设为小于0.20，能够降低内侧流路6中的制冷剂的压力损失。此外，可知通过将D/L平均值设为小于0.20，能够与作为比较试样的试样8相比而使内侧流路6中的制冷剂的压力损失降低。进而，从降低内侧流路6中的制冷剂的压力损失的观点出发，可知优选将D/L平均值设为小于0.16。

本发明并不限定于上述各实施例，在不脱离其主旨的范围内能够应用于各种实施方式。例如，具备凸部31以及螺旋凹部32的内管3的制造方法并不限于实施例1中说明的方法。例如，能够通过一边使具有与螺旋凹部32对应的形状的内孔的模具旋转，一边对作为原材料的截面圆形的平滑管直线地进行拉拔加工，来制作具备凸部31以及螺旋凹部32的内管3。在该情况下，未通过拉拔加工形成螺旋凹部32的部位、即内管3中的周向的螺旋凹部32间的部位成为以沿着螺旋凹部32的方式形成的凸部31。

Claims (8)

1.一种热交换器用双重管，其具有在外管的内部配置内管而成的双重管构造，用于进行在所述内管的内侧流动的流体与在所述内管与所述外管之间流动的流体之间的热交换，其中，

在所述热交换器用双重管的直管部中，所述内管具有多个以向外周侧突出的方式弯曲并且沿长度方向延伸的凸部，

所述凸部在长度方向上呈螺旋状位移，

在与长度方向正交的所述直管部的截面中，所述外管的内周面呈圆形状，

在所述直管部中，所述外管的内周面与所述内管的所述凸部相接，在所述外管与所述内管之间形成有被划分成周向的多处的外侧流路，

在与长度方向正交的所述直管部的截面中，在将各个所述外侧流路的最大深度设为D[mm]、将周向的圆弧长设为L[mm]时，全部所述外侧流路的D/L的值的平均值大于0.09且小于0.20。

2.根据权利要求1所述的热交换器用双重管，其中，

通过将所述外管朝向所述内管进行压接，从而所述外管与所述凸部抵接。

3.根据权利要求1或2所述的热交换器用双重管，其中，

在与长度方向正交的所述直管部的截面中，所述外侧流路的所述圆弧长L的合计具有所述内管的虚拟外接圆的周长C的60％以上的长度。

4.根据权利要求1至3中任一项所述的热交换器用双重管，其中，

在所述直管部中，设置于所述内管的所述凸部的数量为4处以上且6处以下。

5.根据权利要求1至4中任一项所述的热交换器用双重管，其中，

在所述直管部中，各所述凸部的扭转角为20°以上且60°以下。

6.根据权利要求1至5中任一项所述的热交换器用双重管，其中，

在与长度方向正交的所述直管部的截面中，所述外侧流路的所述圆弧长L的合计具有所述内管的虚拟外接圆的周长C的90％以下的长度。

7.根据权利要求1至6中任一项所述的热交换器用双重管，其中，

在与长度方向正交的所述直管部的截面中，所述外侧流路的流路截面积的合计为所述内管的流路截面积的5％以上且30％以下。

8.根据权利要求1至7中任一项所述的热交换器用双重管，其中，

所述内管具有多个所述凸部以及设置于所述凸部彼此之间且以向内周侧突出的方式弯曲的多个螺旋凹部，所述螺旋凹部在长度方向上呈螺旋状位移，所述凸部与所述螺旋凹部之间的边界部形成为角状。

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