JP2009162395A - 二重管式熱交換器 - Google Patents

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和美 鴇崎
Naohisa Higashiyama
直久 東山
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康太 有野
Yasuhiro Takahashi
康浩 高橋
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Abstract

【課題】熱交換性能の優れた二重管式熱交換器を提供する。
【解決手段】二重管式熱交換器は、外管２と、外管２内に間隔をおいて同心状に配置された内管３とを備えている。外管２と内管３との間の間隙および内管３内がそれぞれ冷媒流路4,5となっている。内管３の内周面に、径方向内方に突出しかつ長さ方向にのびる複数の内部フィン12を周方向に間隔をおいて設ける。内管３の外周面に、径方向外方に突出しかつ長さ方向にのびる複数の凸条13を周方向に間隔をおいて設ける。内部フィン12のフィン高さを凸条13の突出高さよりも高くする。
【選択図】図３

Description

この発明は二重管式熱交換器に関し、さらに詳しくは、外管と、外管内に間隔をおいて設けられた内管とを備えている二重管式熱交換器に関する。
この明細書において、「コンデンサ」という用語には、通常のコンデンサの他に凝縮部および過冷却部を有するサブクールコンデンサを含むものとする。
従来、カーエアコンに用いられる冷凍サイクルとして、コンプレッサ、凝縮部と過冷却部とを有するコンデンサ、エバポレータ、減圧器としての膨張弁、気液分離器、およびコンデンサとエバポレータとの間に配置され、かつコンデンサの過冷却部から出てきた高温の冷媒とエバポレータから出てきた低温の冷媒とを熱交換させる中間熱交換器を備えたものが提案されている（特許文献１参照）。特許文献１記載の冷凍サイクルにおいては、コンデンサの過冷却部において過冷却された冷媒が、中間熱交換器において、エバポレータから出てきた低温低圧の冷媒によりさらに冷却され、これによりエバポレータの冷却性能が向上させられるようになっている。
特許文献１記載の冷凍サイクルに用いられている中間熱交換器は、外管、および外管内に間隔をおいて配置された内管を備えており、内管の外周面に、管壁を変形させることにより内管の長さ方向にのびる溝が形成され、外管と内管との間の間隙がコンデンサから出てきた高温冷媒が流れる高温冷媒流路となり、内管内がエバポレータから出てきた低温の冷媒が流れる冷温冷媒流路となっている。
しかしながら、特許文献１記載の中間熱交換器の場合、高温冷媒流路と冷温冷媒流路との間の伝熱面積が小さくなり、熱交換性能が不足するという問題がある。
特開２００６−１６２２４１号公報
この発明の目的は、上記問題を解決し、熱交換性能の優れた二重管式熱交換器を提供することにある。
本発明は、上記目的を達成するために以下の態様からなる。
1)外管と、外管内に間隔をおいて配置された内管とを備え、外管と内管との間の間隙および内管内がそれぞれ冷媒流路となっており、内管の内周面に、径方向内方に突出しかつ長さ方向にのびる複数の内部フィンが周方向に間隔をおいて設けられるとともに、内管の外周面に、径方向外方に突出しかつ長さ方向にのびる複数の凸条が周方向に間隔をおいて設けられ、内部フィンのフィン高さが凸条の突出高さよりも高くなっている二重管式熱交換器。
2)外管の内周面と、内管の外周面における凸条が形成されていない部分との径方向の間隔が０．４〜１．２ｍｍである上記1)記載の二重管式熱交換器。
上記2)において、外管の内周面と、内管の外周面における凸条が形成されていない部分との径方向の間隔を０．４〜１．２ｍｍにしたのは、上記間隔が小さくなりすぎると内管と外管との間の間隙の冷媒流路での圧力損失が急激に大きくなり、これとは逆に大きくなりすぎると内管と外管との間の間隙の冷媒流路における冷媒の流速が低下して熱伝達率が低下するおそれがあるからである。
3)内管の凸条の先端と、外管の内周面との間隔が０〜０．５ｍｍである上記1)または2)記載の二重管式熱交換器。
上記3)において、内管の凸条の先端と外管の内周面との間隔を０〜０．５ｍｍにしたのは、上記間隔が大きくなりすぎると、二重管式熱交換器が屈曲部を有する場合に、曲げ加工の際に外管にしわが発生しやすくなるからである。
4)外管と、外管内に間隔をおいて配置された内管とを備え、外管と内管との間の間隙および内管内がそれぞれ冷媒流路となっており、内管の内周面に、径方向内方に突出しかつ長さ方向にのびる複数の内部フィンが周方向に間隔をおいて設けられ、外管の内周面に、径方向内方に突出しかつ長さ方向にのびる複数の凸条が周方向に間隔をおいて設けられている二重管式熱交換器。
5)外管の内周面における凸条が形成されていない部分と、内管の外周面との径方向の間隔が０．４〜１．２ｍｍである上記4)記載の二重管式熱交換器。
上記5)において、外管の内周面における凸条が形成されていない部分と、内管の外周面との径方向の間隔を０．４〜１．２ｍｍにしたのは、上記間隔が小さくなりすぎると内管と外管との間の間隙の冷媒流路での圧力損失が急激に大きくなり、これとは逆に大きくなりすぎると内管と外管との間の間隙の冷媒流路における冷媒の流速が低下して熱伝達率が低下するおそれがあるからである。
6)外管の凸条の先端と、内管の外周面との間隔が０〜０．５ｍｍである上記4)または5)記載の二重管式熱交換器。
上記6)において、外管の凸条の先端と内管の外周面との間隔を０〜０．５ｍｍにしたのは、上記間隔が大きくなりすぎると、二重管式熱交換器が屈曲部を有する場合に、曲げ加工の際に外管にしわが発生しやすくなるからである。
7)内管の内部フィンのフィン厚さが０．２〜２．０ｍｍである上記1)〜6)のうちのいずれかに記載の二重管式熱交換器。
上記7)において、内管の内部フィンのフィン厚さを０．２〜２．０ｍｍにしたのは、上記肉厚が薄くなりすぎると内部フィンのフィン効率が低下するとともに、加工が困難になるおそれがあり、上記肉厚が２．０ｍｍを超えても内部フィンのフィン効率の向上効果が少なくなるとともに、加工が困難になるおそれがあるからである。内管を押出加工により成形する場合の押出加工性や、二重管式熱交換器が屈曲部を有する場合の曲げ加工性を考慮すると、内管の内部フィンのフィン厚さは０．３〜０．７ｍｍであることがより好ましい。
8)内管の内部フィンのフィン高さが１．０〜３．０ｍｍである上記1)〜7)のうちのいずれかに記載の二重管式熱交換器。
上記8)において、内管の内部フィンのフィン高さを１．０〜３．０ｍｍにしたのは、上記フィン高さが低くなりすぎると、内管内の冷媒流路を流れる冷媒と内管との間の伝熱面積面積が十分に大きくならないので、伝熱性能が十分に向上することはなく、上記フィン高さが高くなりすぎると、二重管式熱交換器が屈曲部を有する場合に、曲げ加工の際に内部フィンが座屈して内管内の冷媒流路を塞ぐおそれがあるからである。
9)内管の内径が１２ｍｍ以上である上記1)〜8)のうちのいずれかに記載の二重管式熱交換器。
上記9)において、内管の内径を１２ｍｍ以上にしたのは内管の内径が小さくなりすぎると、内管内の冷媒流路での圧力損失が急激に大きくなるからである。
なお、上記1)〜9)の二重管式熱交換器において、内管の内部フィンの基端部でのフィンピッチが２ｍｍ以上となっていることがある。なぜならば、上記フィンピッチが小さくなりすぎると、内管内の冷媒流路での圧力損失が急激に大きくなるからである。特に、二重管式熱交換器が屈曲部を有する場合に、曲げ加工の際に内部フィンどうしが接触することになって、内管内の冷媒流路での圧力損失が急激に大きくなる。
また、上記1)〜9)の二重管式熱交換器において、内管の管壁の肉厚が０．２〜２．０ｍｍとなっていることがある。なぜならば、内管の管壁の肉厚を０．２〜２．０ｍｍにしたのは、上記管壁の肉厚が薄くなりすぎると強度が不足し、上記管壁の肉厚が厚くなりすぎると重量が大きくなるとともにコストが高くなるからである。
上記1)の二重管式熱交換器によれば、内管の内周面に、径方向内方に突出しかつ長さ方向にのびる複数の内部フィンが周方向に間隔をおいて設けられるとともに、内管の外周面に、径方向外方に突出しかつ長さ方向にのびる複数の凸条が周方向に間隔をおいて設けられ、内部フィンのフィン高さが凸条の突出高さよりも高くなっているので、内外両管間の冷媒流路と、内管内の冷媒流路との間の伝熱面積が、特許文献１記載の二重管式熱交換器に比較して大きくなり、熱交換性能が向上する。特に、上記1)の二重管式熱交換器が特許文献１記載の冷凍サイクルの中間熱交換器に用いられた場合、内管内の冷媒流路には熱伝達率が比較的低い気相冷媒が流れることになるが、内部フィンの働きにより、気相冷媒が流れる内管内の冷媒流路側の伝熱面積が大きくなるので、二重管式熱交換器の性能が向上する。また、二重管式熱交換器が屈曲部を有する場合、凸条の働きにより、内管と外管との間の冷媒流路の潰れが防止される。
上記2)の二重管式熱交換器によれば、内外両管間の冷媒流路での圧力損失の増大を防止しうるとともに、内外両管間の冷媒流路における冷媒の流速が上昇して熱伝達率が向上し、その結果二重管式熱交換器の性能が向上する。
上記3)の二重管式熱交換器によれば、二重管式熱交換器が屈曲部を有する場合、曲げ加工の際に外管にしわが発生するのを確実に防止することができる。
上記4)の二重管式熱交換器によれば、内管の内周面に、径方向内方に突出しかつ長さ方向にのびる複数の内部フィンが周方向に間隔をおいて設けられ、外管の内周面に、径方向内方に突出しかつ長さ方向にのびる複数の凸条が周方向に間隔をおいて設けられているので、内外両管間の冷媒流路と、内管内の冷媒流路との間の伝熱面積が、特許文献１記載の二重管式熱交換器に比較して大きくなり、熱交換性能が向上する。また、二重管式熱交換器が屈曲部を有する場合、外管の凸条の働きにより、内管と外管との間の冷媒流路の潰れが防止される。しかも、内管の外周面は滑らかな円筒面状となるので、冷媒流入パイプ、冷媒流出パイプおよび継手部材などの接合を容易に行うことができる。
上記5)の二重管式熱交換器によれば、内外両管間の冷媒流路での圧力損失の増大を防止しうるとともに、内外両管間の冷媒流路における冷媒の流速が上昇して熱伝達率が向上し、その結果二重管式熱交換器の性能が向上する。
上記6)の二重管式熱交換器によれば、二重管式熱交換器が屈曲部を有する場合、曲げ加工の際に外管にしわが発生するのを確実に防止することができる。
上記7)の二重管式熱交換器によれば、内管の内部フィンのフィン効率が向上し、熱交換性能が向上する。
上記8)の二重管式熱交換器によれば、内管内の冷媒流路を流れる冷媒と内管との間の伝熱面積面積が十分に大きくなって、冷媒と内管との間の伝熱性能が十分に向上する。また、二重管式熱交換器が屈曲部を有する場合に、曲げ加工の際に内部フィンが座屈することに起因して内外両管間の冷媒流路が塞がれることが防止される。
上記9)の二重管式熱交換器によれば、内管内の冷媒流路での圧力損失の増大を抑制することができる。
以下、この発明の実施形態を、図面を参照して説明する。
以下の説明において、「アルミニウム」という用語には、純アルミニウムの他にアルミニウム合金を含むものとする。
なお、全図面を通じて同一部分および同一物には同一符号を付して重複する説明を省略する。
実施形態１
この実施形態は図１〜図７に示すものである。
図１はこの発明による二重管式熱交換器の実施形態１の全体構成を示し、図２〜図６はその要部の構成を示す。また、図７は図１の二重管式熱交換器を中間熱交換器として用いた冷凍サイクルを示す。
図１〜図５において、二重管式熱交換器(1)は、横断面円形のアルミニウム押出形材製外管(2)、および外管(2)内に間隔をおいて同心状に挿入された横断面円形のアルミニウム押出形材製内管(3)を備えており、外管(2)と内管(3)との間の間隙が第１冷媒流路(4)となり、内管(3)内が第２冷媒流路(5)となっている。
外管(2)の両端よりも長さ方向の若干内側部分に、それぞれ膨管部(6)(7)が形成されている。外管(2)における一方の膨管部(6)の管壁には冷媒入口（図示略）が形成され、同他方の膨管部(7)の管壁には冷媒出口(8)が形成されている。冷媒入口にはアルミニウム製液相冷媒流入パイプ(9)の先端部が挿入されて膨管部(6)にろう付され、冷媒出口(8)にはアルミニウム製液相冷媒流出パイプ(11)の先端部が挿入されて膨管部(7)にろう付されている。なお、外管(2)の外径は２５ｍｍ以下であることが好ましく、外管(2)の管壁の肉厚は０．２〜２．０ｍｍであることが好ましい。
内管(3)の内周面に、径方向内方に突出しかつ長さ方向にのびる複数の内部フィン(12)が周方向に等間隔をおいて一体に設けられている。また、内管(3)の外周面に、径方向外方に突出しかつ長さ方向にのびる複数の凸条(13)が周方向に等間隔をおいて一体に設けられている。内部フィン(12)のフィン高さは凸条(13)の突出高さよりも高くなっている。外管(2)における膨管部(6)(7)よりも長さ方向外側部分には、径方向外方から径方向内方に加圧するローラ加工を全周にわたって施すことによって縮径部(14)が形成されており、縮径部(14)が内管(3)の両端寄りの部分にろう付されている。縮径部(14)は外管(2)内に内管(3)を配置した後に形成されるものであり、縮径部(14)の形成の際に、内管(3)の凸条(13)が潰されるとともに、凸条(13)が縮径部(14)内周面に食い込ませられ（図５および図６参照）、これにより外管(2)内周面と内管(3)における凸条(13)が形成されていない部分の外周面との間隔がろう材で埋まる程度まで小さくされている。この状態で、外管(2)の縮径部(14)と内管(3)とがろう付されており、外管(2)の縮径部(14)の内周面と内管(3)における凸条(13)が形成されていない部分の外周面との間の間隙がろう材(17)で塞がれている（図６参照）。
内管(3)における冷媒出口(8)が存在する側の端部にアルミニウム製気相冷媒流入パイプ(15)の端部の拡管部(15a)が嵌め被せられて内管(3)にろう付され、同じく冷媒入口が存在する側の端部にアルミニウム製気相冷媒流出パイプ(16)の端部の拡管部(16a)が嵌め被せられて内管(3)にろう付されている。内管(3)における拡管部(15a)(16a)が嵌め被せられた部分においては、内管(3)の凸条(13)は切除されている。また、凸条(13)が切除される代わりに、外管(2)と内管(3)とのろう付の場合と同様に、気相冷媒流入パイプ(15)の拡管部(15a)および気相冷媒流出パイプ(16)の拡管部(16a)が径方向外方から加圧されることにより、凸条(13)が潰されるとともに拡管部(15a)(16a)の内周面に食い込ませられ、その結果拡管部(15a)(16a)の内周面と内管(3)における凸条(13)が形成されていない部分の外周面との間隔が、ろう材で埋まる程度まで小さくされていてもよい。なお、内管(3)と、気相冷媒流入パイプ(15)の拡管部(15a)および気相冷媒流出パイプ(16)の拡管部(16a)とのろう付は、外管(2)の両端と、気相冷媒流入パイプ(15)の拡管部(15a)および気相冷媒流出パイプ(16)の拡管部(16a)の先端との間隔を適切な大きさにしておき、外管(2)と内管(3)のろう付と同時に行うことが好ましい。
図７は、上述した二重管式熱交換器(1)を中間熱交換器として用いた冷凍サイクルを示す。
図７において、冷凍サイクルは冷媒として、たとえばフロン系の冷媒を用いるものであり、コンプレッサ(20)と、凝縮部(22)、気液分離器としての受液器(23)および過冷却部(24)を有するコンデンサ(21)と、エバポレータ(25)と、減圧器としての膨張弁(26)と、コンデンサ(20)から出てきた冷媒とエバポレータ(25)から出てきた冷媒とを熱交換させる中間熱交換器としての二重管式熱交換器(1)とを備えている。二重管式熱交換器(1)の外管(2)に接続された液相冷媒流入パイプ(9)にコンデンサ(20)の過冷却部(24)からのびる配管が接続され、同じく外管(2)に接続された液相冷媒流出パイプ(11)に膨張弁(26)にのびる配管が接続される。また、二重管式熱交換器(1)の内管(3)に接続された気相冷媒流入パイプ(15)にエバポレータ(25)からのびる配管が接続され、同じく内管(3)に接続された気相冷媒流出パイプ(16)にコンプレッサ(20)にのびる配管が接続される。冷凍サイクルは、カーエアコンとして車両、たとえば自動車に搭載される。
冷凍サイクルの稼働時には、コンプレッサ(20)で圧縮された高温高圧の気液混相の冷媒は、コンデンサ(21)の凝縮部(22)で冷却されて凝縮させられた後、受液器(23)内に流入して気液２相に分離され、ついで過冷却部(24)に流入して過冷却される。過冷却された液相冷媒は、液相冷媒流入パイプ(9)を通って二重管式熱交換器(1)の第１冷媒流路(4)内に流入する。このとき、膨管部(6)の働きにより、液相冷媒は、第１冷媒流路(4)における隣接する凸条(13)間に形成されるすべての間隙内に分流させられる。一方、エバポレータ(25)から出てきた気相冷媒は、気相冷媒流入パイプ(15)を通って二重管式熱交換器(1)の第２冷媒流路(5)内に流入する。そして、液相冷媒が第１冷媒流路(4)内を流れる間に第２冷媒流路(5)内を流れる比較的低温の気相冷媒によりさらに冷却される。二重管式熱交換器(1)の第１冷媒流路(4)における隣接する凸条(13)間に形成されるすべての間隙を通過した液相冷媒は、膨管部(7)において合流し、液相冷媒流出パイプ(11)を通って膨張弁(26)に送られる。膨張弁(26)に送られた液相冷媒は、膨張弁(26)において断熱膨張させられて減圧された後エバポレータ(25)に流入し、エバポレータ(25)において気化させられる。一方、二重管式熱交換器(1)の第２冷媒流路(5)を通過した気相冷媒は、気相冷媒流出パイプ(16)を通ってコンプレッサ(20)に送られる。
上述した外管(2)および内管(3)がアルミニウムからなる二重管式熱交換器(1)において、内管(3)の内部フィン(12)のフィン厚さ(T1)は０．２〜２．０ｍｍであることが好ましい。これは、コンピュータシミュレーション計算の結果から得られたものである。すなわち、二重管式熱交換器(1)の第２冷媒流路(5)内を流れる気相冷媒から内管(3)内周面への熱伝達率を３８０Ｗ／ｍ２・ｋに設定し、内部フィン(12)のフィン厚さ(T1)およびフィン高さ(H1)を変化させてコンピュータシミュレーション計算を行い、内部フィン(12)のフィン厚さ(T1)と、フィン効率との関係を求めたところ、図８に示すような結果が得られた。そして、図８に示す結果に基づいて内部フィン(12)のフィン厚さ(T1)は０．２〜２．０ｍｍであることが好ましいことが判明した。図８を見れば明らかなように、内部フィン(12)のフィン厚さ(T1)が０．２ｍｍよりも薄くなるとフィン効率が急激に低下し、１．２ｍｍを超えてもフィン効率向上効果は飽和していることが分かる。
また、内管(3)の内部フィン(12)のフィン高さ(H1)は１．０〜３．０ｍｍであることが好ましい。これも、図８に示す結果に基づい判明した。
また、内管(3)の内部フィン(12)の基端部でのフィンピッチ(P1)は２ｍｍ以上であることが好ましい。これは、コンピュータシミュレーション計算の結果から得られたものである。すなわち、内管(3)の内径(D)を１３．５ｍｍ、内部フィン(12)のフィン厚さ(T1)を０．５ｍｍ、内部フィン(12)のフィン高さ(H1)を１．５ｍｍ、凸条(13)の厚さ(T2)を０．５ｍｍ、凸条の突出高さ(H2)を０．５ｍｍ、凸条(13)の基端部でのピッチ(P2)を３．０ｍｍに設定し、外管(2)の内周面と、内管(3)の外周面における凸条(13)が形成されていない部分との径方向の間隔(W)（以下、液流路幅と称する）を０．８ｍｍに設定し、第１冷媒流路(4)の入口での液相冷媒の温度を４２．０℃、同じく入口での液相冷媒の圧力を１．２８ＭＰａＧに設定し、第２冷媒流路(5)の入口での気相冷媒の温度を８．０℃、同じく入口での気相冷媒の圧力を０．２１ＭＰａＧに設定し、この条件で内部フィン(12)の数（基端部でのフィンピッチ(P1)）を変化させてコンピュータシミュレーション計算を行い、内部フィン(12)の数と、液相冷媒と気相冷媒との交換熱量および圧力損失を求めたところ、図９に示すような結果が得られた。そして、図９に示す結果に基づいて内部フィン(12)の基端部でのフィンピッチ(P1)は２．０ｍｍ以上であることが好ましいことが判明した。図９を見れば明らかなように、内部フィン(12)のフィンピッチが２ｍｍよりも小さくなると第２冷媒流路(5)での圧力損失が増大することが分かる。なお、図９において、交換熱量および圧力損失は、内部フィンが形成されていない内管を用いた際の値を１００％とし、これに対する比率として表されている。
また、内管(3)の内径(D)は１２ｍｍ以上であることが好ましい。これは、コンピュータシミュレーション計算の結果から得られたものである。すなわち、内管(3)の内部フィン(12)のフィン厚さ(T1)を０．５ｍｍ、内部フィン(12)のフィン高さ(H1)を１．５ｍｍ、内部フィン(12)の基端部でのフィンピッチ(P1)を２．５ｍｍに設定し、第２冷媒流路(5)の入口での気相冷媒の温度を５．０℃、同じく入口での気相冷媒の圧力を０．３０ＭＰａＧに設定し、この条件で内管(3)の内径(D)を変化させてコンピュータシミュレーション計算を行い、内管(3)の内径(D)と、圧力損失および第２冷媒流路(5)内を流れる気相冷媒から内管(3)内周面への熱通過率との関係を求めたところ、図１０に示すような結果が得られた。そして、この結果に基づいて内管(3)の内径(D)は１２ｍｍ以上であることが好ましいことが判明した。図１０を見れば明らかなように、内管(3)の内径(D)が１２ｍｍよりも小さいと圧力損失が急激に増大することが分かる。内管(3)の内径(D)の上限は１８ｍｍであることが好ましい。図１０を見ればから明らかなように、内管(3)の内径(D)が１８ｍｍよりも大きくなると、第２冷媒流路(5)内を流れる気相冷媒から内管(3)内周面への熱通過率が低下するからである。なお、図１０において、圧力損失および第２冷媒流路(5)内を流れる気相冷媒から内管(3)内周面への熱通過率は、内径が１２ｍｍの内管を用いた際の値を１００％とし、これに対する比率として表されている。
さらに、液流路幅(W)は０．４〜１．２ｍｍであることが好ましい。これは、コンピュータシミュレーション計算の結果から得られたものである。すなわち、内管(3)の凸条(13)の厚さ(T2)を０．５ｍｍ、凸条(13)の基端部でのピッチ(P2)を３ｍｍに設定し、さらに内管(3)の内径(D)を１２ｍｍ、同じく管壁の肉厚を１．２ｍｍに設定し、第１冷媒流路(4)の入口での液相冷媒の温度を４０℃、同じく入口での液相冷媒の圧力を１．３８ＭＰａＧに設定し、内管(3)の内径(D)が１２ｍｍの場合および１８ｍｍの場合について、上記条件で液流路幅(W)を変化させてコンピュータシミュレーション計算を行い、液流路幅(W)と、圧力損失および第１冷媒流路(4)内を流れる液相冷媒から内管(3)外周面への熱通過率との関係を求めたところ、図１１に示すような結果が得られた。そして、この結果に基づいて、液流路幅(W)は０．４〜１．２ｍｍであることが好ましいことが判明した。図１１を見れば明らかなように、液流路幅(W)が０．４ｍｍよりも小さいと圧力損失が急激に増大し、１．２ｍｍよりも大きくなると第１冷媒流路(4)内を流れる液相冷媒から内管(3)外周面への熱通過率が低下することが分かる。なお、図１０において、圧力損失および第１冷媒流路(4)内を流れる液相冷媒から内管(3)外周面への熱通過率は、内管(3)の内径(D)が１２ｍｍで、かつ液流路幅(W)が０．４ｍｍの場合の値を１００％とし、これに対する比率として表されている。
図１２は実施形態１の二重管式熱交換器における内管の変形例を示す。
図１２に示す内管(30)は、軸線の周りにねじられており、内部フィン(12)および凸条(13)がそれぞれ螺旋状となっている。
実施形態２
この実施形態は図１３〜図１７に示すものである。
図１３〜図１７はこの発明による二重管式熱交換器の実施形態２の要部の構成を示す。
実施形態２の二重管式熱交換器(31)の場合、外管(2)の内周面に、径方向内方に突出しかつ長さ方向にのびる複数の凸条(32)が周方向に等間隔をおいて一体に設けられている。また、外管(2)の両端部には膨管部は形成されていない。
内管(3)の両端よりも長さ方向の若干内側部分に、それぞれ縮管部(33)が形成されている。外管(2)における一方の縮管部（図示略）に対応する部分の管壁には冷媒入口（図示略）が形成され、同他方の縮管部(33)に対応する部分の管壁には冷媒出口(8)が形成されている。冷媒入口にはアルミニウム製液相冷媒流入パイプ（図示略）の先端部が挿入されて外管(3)にろう付され、冷媒出口(8)にはアルミニウム製液相冷媒流出パイプ(11)の先端部が挿入されて外管にろう付されている。また、内管(3)の外周面には凸条は設けられていない。
また、外管(2)おける内管(3)の縮管部(33)よりも長さ方向外側部分には、径方向外方から径方向内方に加圧するローラ加工を全周にわたって施すことによって縮径部(14)が形成されており、縮径部(14)が内管(3)の両端寄りの部分にろう付されている。縮径部(14)は外管(2)内に内管(3)を配置した後に形成されるものであり、縮径部(14)の形成の際に、外管(2)の凸条(32)が潰されるとともに、凸条(13)が縮径部(14)内周面に食い込ませられ（図１６および図１７参照）、これにより外管(2)における凸条(32)が形成されていない部分の内周面と内管(3)外周面との間隔がろう材で埋まる程度まで小さくされている。この状態で、外管(2)の縮径部(14)と内管(3)とがろう付されており、外管(2)の縮径部(14)における凸条(32)が形成されていない部分の内周面と内管(3)の外周面との間の間隙がろう材(17)で塞がれている（図１７参照）。
実施形態２の二重管式熱交換器(31)の場合には、実施形態１の二重管式熱交換器(1)の場合とは違って、内管(3)の両端部に気相冷媒流入パイプ(15)および気相冷媒流出パイプ(16)の拡管部(15a)(16a)を嵌め被せてろう付する際には、外管(2)の凸条(32)を切除したり、気相冷媒流入パイプ(15)および気相冷媒流出パイプ(16)の拡管部(15a)(16a)を径方向外方から加圧する必要はなくなる。なお、実施形態２の二重管式熱交換器(31)においても、内管(3)と、気相冷媒流入パイプ(15)の拡管部(15a)および気相冷媒流出パイプ(16)の拡管部(16a)とのろう付は、外管(2)の両端と、気相冷媒流入パイプ(15)の拡管部(15a)および気相冷媒流出パイプ(16)の拡管部(16a)の先端との間隔を適切な大きさにしておき、外管(2)と内管(3)とのろう付と同時に行うことが好ましい。
その他の構成は実施形態１の二重管式熱交換器(1)と同様であり、実施形態１の二重管式熱交換器(1)と同様にして、図７に示す冷凍サイクルに組み込まれる。
そして、過冷却された液相冷媒が、液相冷媒流入パイプを通って二重管式熱交換器(31)の第１冷媒流路(4)内に流入する際に、一方の図示しない縮管部の働きにより、第１冷媒流路(4)における隣接する凸条(32)間に形成されるすべての間隙内に分流させられる。また、二重管式熱交換器(1)の第１冷媒流路(4)における隣接する凸条(32)間に形成されるすべての間隙を通過した液相冷媒は、他方の縮管部(33)において合流し、液相冷媒流出パイプ(11)を通って膨張弁(26)に送られる。
なお、実施形態２の二重管式熱交換器(31)の場合にも、軸線の周りにねじられている内管(3)が用いられてもよい。
図１８は実施形態２の二重管式熱交換器における内管の変形例を示す。
図１８に示す内管(35)は両端部が延長されており、気相冷媒流入パイプおよび気相冷媒流出パイプは用いられていない。そして、内管(35)における冷媒出口(8)側の端部に、エバポレータ(25)からのびる配管が接続され、他端部にコンプレッサ(20)にのびる配管が接続される。
上記実施形態１においては内管(3)の外周面に凸条(13)が設けられ、上記実施形態２においては外管(2)の内周面に凸条(32)が設けられているが、内管(3)の外周面および外管(2)の内周面の両方に凸条(13)(32)が設けられていてもよい。この場合、内管(3)の凸条(13)と外管(2)の凸条(32)とは周方向にずれた位置に設けられる。
この発明による二重管式熱交換器の実施形態１の全体構成を示す長さ方向の中間部を省略した一部切り欠き正面図である。 図１の部分拡大図である。 図２のＡ−Ａ線断面図である。 図３の部分拡大図である。 図２のＢ−Ｂ線断面図である。 図５の部分拡大図である。 実施形態１の二重管式熱交換器を中間熱交換器として用いた冷凍サイクルを示す図である。 内部フィンのフィン厚さとフィン効率との関係を示すグラフである。 フィン数およびフィンピッチと交換熱量および圧力損失との関係を示すグラフである。 内管の内径と圧力損失および熱通過率との関係を示すグラフである。 液流路幅と圧力損失および熱通過率との関係を示すグラフである。 実施形態１の二重管式熱交換器の内管の変形例を示す部分斜視図である。 この発明による二重管式熱交換器の実施形態２を示す図２相当の図である。 図１３のＣ−Ｃ線断面図である。 図１４の部分拡大図である。 図１３のＤ−Ｄ線断面図である。 図１６の部分拡大図である。 実施形態２の二重管式熱交換器の内管の変形例を示す図１３相当の図である。
符号の説明
(1)(31)：二重管式熱交換器
(2)：外管
(3)(30)(35)：内管
(4)：第１冷媒流路
(5)：第２冷媒流路
(12)：内部フィン
(13)：凸条
(32)：凸条
(T1)：内部フィンのフィン厚さ
(H1)：内部フィンのフィン高さ
(P1)：内部フィンの基端部でのフィンピッチ
(W)：液流路幅

Claims (9)

  1. 外管と、外管内に間隔をおいて配置された内管とを備え、外管と内管との間の間隙および内管内がそれぞれ冷媒流路となっており、内管の内周面に、径方向内方に突出しかつ長さ方向にのびる複数の内部フィンが周方向に間隔をおいて設けられるとともに、内管の外周面に、径方向外方に突出しかつ長さ方向にのびる複数の凸条が周方向に間隔をおいて設けられ、内部フィンのフィン高さが凸条の突出高さよりも高くなっている二重管式熱交換器。
  2. 外管の内周面と、内管の外周面における凸条が形成されていない部分との径方向の間隔が０．４〜１．２ｍｍである請求項１記載の二重管式熱交換器。
  3. 内管の凸条の先端と、外管の内周面との間隔が０〜０．５ｍｍである請求項１または２記載の二重管式熱交換器。
  4. 外管と、外管内に間隔をおいて配置された内管とを備え、外管と内管との間の間隙および内管内がそれぞれ冷媒流路となっており、内管の内周面に、径方向内方に突出しかつ長さ方向にのびる複数の内部フィンが周方向に間隔をおいて設けられ、外管の内周面に、径方向内方に突出しかつ長さ方向にのびる複数の凸条が周方向に間隔をおいて設けられている二重管式熱交換器。
  5. 外管の内周面における凸条が形成されていない部分と、内管の外周面との径方向の間隔が０．４〜１．２ｍｍである請求項４記載の二重管式熱交換器。
  6. 外管の凸条の先端と、内管の外周面との間隔が０〜０．５ｍｍである請求項４または５記載の二重管式熱交換器。
  7. 内管の内部フィンのフィン厚さが０．２〜２．０ｍｍである請求項１〜６のうちのいずれかに記載の二重管式熱交換器。
  8. 内管の内部フィンのフィン高さが１．０〜３．０ｍｍである請求項１〜７のうちのいずれかに記載の二重管式熱交換器。
  9. 内管の内径が１２ｍｍ以上である請求項１〜８のうちのいずれかに記載の二重管式熱交換器。
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