JP2010249484A - 熱交換器および冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

【課題】非共沸混合冷媒に対して伝熱性能が改善される伝熱管を用いた熱交換器、この熱交換器を用いた冷凍サイクル装置等を提供する。
【解決手段】熱交換器１はフィン１０と、フィン１０を貫通する伝熱管２０とから形成され、伝熱管２０の内面には、管軸方向に沿って螺旋状に複数の溝が形成されている。かかる内面は、内側に突出する所定高さの高山２２Ａと高山２２Ａより高さの低い低山２２Ｂとの２種類の凸部によって構成される山部２２と、溝２１と、を有している。ここで、低山２２Ｂの高さは、高山２２Ａの高さよりも０．１ｍｍから０．１５ｍｍ低い。
【選択図】図２

Description

この発明は熱交換器および冷凍サイクル装置および空気調和機、特に、非共沸混合冷媒との熱交換に好適な伝熱管、該伝熱管を用いた熱交換器、該熱交換器を用いた冷凍サイクル装置に関するものである。

従来、冷凍装置、空気調和装置、ヒートポンプ等に用いられる熱交換器は、一般に、所定の間隔で複数並べたフィン（薄板）と、該フィンを貫通する伝熱管とから形成されている。伝熱管は、冷凍サイクル装置における冷媒回路の一部となり、管内部を流れる冷媒（流体）から冷熱または温熱をフィンに伝達する。また、フィンは伝達された冷熱または温熱をフィン間を流れる流体（たとえば、空気）に放出する（流体から温熱または冷熱を受け取るに同じ）。

このとき、伝熱管の伝熱性能を高めるため、内面に管軸方向の溝が形成されている。管内面の溝は、管軸方向と溝が延びる方向とが一定の角度をなすように加工されている。
以下、隣り合う溝の側壁によってできる凸部分（肉厚が厚い部分）を「山部」と、山部に挟まれた凹部の空間を「溝部」と称す。すなわち、溝部の中央が最も肉厚が薄いことになる。

そして、このような伝熱管を流れる冷媒は、伝熱管の外側を流れる流体（空気等）との熱交換により相変化（凝縮又は蒸発）する。そこで、この相変化を効率よく行うために、内面の表面積の増加、溝部による流体の攪拌効果の助長、溝部の毛細管作用による溝部間の液膜保持効果の助長等により、伝熱管の伝熱性能の改善をはかっている（例えば、特許文献１参照）。

特開平５−２０３３８２号公報（第２頁、図２）

しかしながら、特許文献１に開示された伝熱管は、ＨＣ単一冷媒、Ｒ３２、Ｒ４１０Ａ、Ｒ４０７Ｃに対しては優れた伝熱性能を示すが、非共沸混合冷媒に対しては伝熱性能の改善が得られないという問題があった。なお、非共沸混合冷媒とは、ＨＣ単一冷媒、Ｒ３２、Ｒ４１０Ａ、Ｒ４０７Ｃの代替冷媒として有力視されているＨＦＣ３２とテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｙｆ（例えば２，３，３，３−テトラフルオロプロペン）の混合冷媒、ＨＦＣ３２とＨＦＣ１２５とテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｙｆの混合冷媒、ＨＦＣ１２５とテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｙｆの混合冷媒の沸点の異なる冷媒を混合したものを指している。

非共沸混合冷媒では、平衡状態での気相と液相の組成が異なっている。このため、凝縮時には、高沸点成分が低沸点成分よりも多く凝縮する。従って、気液界面の気相側には低沸点成分の濃度の厚い層と、液相側には低沸点成分の濃度の薄い層とが形成される（以下、これらを「濃度境界層」と称す。図１８参照）。
そうすると、かかる濃度境界層が伝熱を妨害する抵抗となって、管内熱伝達率が低下する。また、この傾向は、凝縮の場合には溝部に形成される薄い液膜により、伝熱が促進される割合が比較的に大きくなる高乾き度域において顕著に見られる。

本発明は、上記問題を解決するためになされたもので、非共沸混合冷媒に対して伝熱性能が改善される伝熱管を用いた熱交換器、この熱交換器を用いた冷凍サイクル装置等を提供することを目的とする。

本発明に係る熱交換器は、非共沸混合冷媒が流通する伝熱管と、
所定の間隔を空けて平行に配置され、前記伝熱管が貫通する複数のフィンと、を有し、
前記伝熱管の内面には、管軸方向に平行または管軸方向に沿って螺旋状に溝が形成され、
前記溝が、管中心側に所定の高さ突出する複数の高山と、前記高山よりも少ない高さだけ突出する複数の低山と、から形成されることを特徴とする。

本発明に係る熱交換器は、所定の高さに形成された高山と、前記高山よりも高さが低く（たとえば、０．１ｍｍ〜０．１５ｍｍ）形成された低山と、を管内面に備えるものであるから、高山部は気液界面の濃度境界層の濃度勾配を破壊し、従来の伝熱管に比べて、圧力損失を増加させずに、管内伝熱性能を高めることができる。

本発明の実施の形態１に係る熱交換器を説明する斜視図と断面図。 図１に示す熱交換器における伝熱管の拡管前および拡径後の拡大断面図。 図２に示す伝熱管の拡管の状況を表す側面視の断面図。 図２に示す伝熱管の熱交換率を説明する特性相関図。 本発明の実施の形態２に係る熱交換器における伝熱管を説明する拡管前および拡径後の状態を表す正面視の拡大断面図。 本発明の実施の形態３に係る熱交換器における伝熱管を説明する拡管前および拡径後の状態を表す正面視の拡大断面図。 本発明の実施の形態４に係る熱交換器における伝熱管の拡管の状況を表す側面視の断面図および機械拡管方式に用いる拡管玉を示す断面図。 本発明の実施の形態４に係る熱交換器における伝熱管の拡管前および拡管後の状態を表す一部の斜視図。 本発明の実施の形態５に係る熱交換器の伝熱管を示す拡大断面図。 図９に示す伝熱管の熱交換率を説明する特性相関図。 本発明の実施の形態６に係る熱交換器の伝熱管を示す拡大断面図。 図１１に示す伝熱管の熱交換率を説明する特性相関図。 本発明の実施の形態７に係る熱交換器の伝熱管を示す拡大断面図。 図１３に示す伝熱管の熱交換率を説明する特性相関図。 本発明の実施の形態８に係る熱交換器の伝熱管を示す断面図。 図１５に示す伝熱管の熱交換率を説明する特性相関図。 本発明の実施の形態９に係る冷凍サイクル装置を説明する構成図。 特許文献１に開示された伝熱管における濃度境界層を模式的に示す側面視の断面図。

［実施の形態１］
（熱交換器）
図１は本発明の実施の形態１に係る熱交換器を説明するものであって、（ａ）は模式的に表す斜視図、（ｂ）は一部を模式的に示す正面視の断面図である。図１において、熱交換器１は、冷凍装置、空気調和装置等の蒸発器、凝縮器として広く利用されているフィンチューブ式の熱交換器である。
熱交換器１は、複数の熱交換器用のフィン１０と、伝熱管２０と、で構成されている。所定の間隔で複数並べたフィン１０に対して、各フィン１０に設けた貫通穴を貫通するように、伝熱管２０が設けられている。
伝熱管２０は冷凍サイクル装置における冷媒回路の一部となり、管内部を冷媒が流れる。伝熱管２０の内部を流れる冷媒と外部を流れる空気との間で、フィン１０を介して熱交換をしている。すなわち、フィン１０によって空気との接触面となる伝熱面積が拡がるから、冷媒と空気との間の熱交換の効率がよくなっている。
そして、伝熱管２０の内面には軸方向に直線状または螺旋状の複数の溝（これについては別途詳細に説明する）が形成されている。

（伝熱管その１）
図２は、図１に示す熱交換器における伝熱管を説明するものであって、（ａ）は拡管前の状態を模式的に表す正面視の拡大断面図、（ｂ）は拡管後の状態を模式的に表す正面視の拡大断面図である。なお、実施の形態１と同じ部分または相等する部分にはこれと同じ符号を付し、一部の説明を省略する。
図２において、伝熱管２０ａは図１に示す伝熱管２０として熱交換器１に用いられるものであって、伝熱管２０ａの管内面は溝形成により溝２１と山部２２とを有している。そして、山部２２は、さらに高山２２Ａと低山２２Ｂとの２種類の凸部により構成している。ここで、低山２２Ｂの高さは、高山２２Ａの高さよりも０．１ｍｍから０．１５ｍｍ低いものとする。ただし、高山２２Ａと低山２２Ｂとの差があり過ぎても（低山２２Ｂが低過ぎても）管内の表面積の低下等、伝熱性能を低下させる可能性があるため、本実施の形態では、その差が０．１ｍｍ〜０．１５ｍｍに近くなるようにするものとする。

（拡管状況）
図３は、図２に示す伝熱管の機械拡管方式による拡管の状況を模式的に表す側面視の断面図である。
図３において、熱交換器１は、貫通穴１１が形成された複数枚のフィン（薄板）１０を所定間隔に配置して、貫通穴１１の周縁同士を接合部材１２によって接合する。一方、伝熱管２０ａは、直線状の原管を長手方向の中央部で所定の曲げピッチ（曲率半径）でヘアピン状に曲げ加工し、ヘアピン管に成形されている。
そして、フィン１０の貫通穴１１（正確には、接合部材１２の内側）に、ヘアピン管に成形された伝熱管２０ａの直管部を通過させた後、機械拡管方式により直管部を拡管して、フィン１０と密着させ、接合している。
このとき、伝熱管２０ａの内径よりやや直径が大きく、外表面の平均表面粗さを０．０５μｍ以下にした拡管玉３０（ロッド３１の先端に固定されている）を、伝熱管２０の直管部に挿入し、伝熱管２０の外径を拡げている。すなわち、機械拡管方式とは、かかる拡管によって、伝熱管２０をフィン１０の接合部材１２に密着させる方法である。

このとき、機械拡管方式により拡管する際、拡管玉３０が接触することで、高山２２Ａは山頂部分が潰されて、平坦となって山の高さが低くなる。一方、低山２２Ｂは、潰される高さ０．１ｍｍ〜０．１５ｍｍよりも山頂部分が低いため、変形が無い。
そうすると、高山２２Ａは気液界面の濃度境界層の濃度勾配を破壊し、従来の伝熱管に比べて、管内伝熱性能を高めることができる。
そして、従来のように、管内のすべての山部に拡管玉３０挿入の圧力が加わるのではなく、高山２２Ａの部分に圧力が加わって拡管を行うため、伝熱管２０ａの外面は多角形に加工されることになる。このため、伝熱管２０ａのスプリンバックが抑えられ、伝熱管２０ａとフィン１０の接合部材１２との密着性が改善する。
すなわち、伝熱管２０ａは、高山２２Ａの山の高さが低くなること、および密着性の改善によって、熱交換に係る効率（熱交換器１の熱交換性能に同じ）を高めることができる。

（熱交換率）
図４は、図２に示す伝熱管の熱交換率を説明する特性相関図であって、縦軸は熱交換率、横軸は高山の条数である。
図４において、伝熱管２０ａの内面の一円周上（３６０°範囲）に、１０条から２０条の高山２２Ａを軸方向に螺旋状に連続的に形成するようにする。そして、さらに、高山２２Ａと高山２２Ａとの間に、２条から６条の低山２２Ｂを形成する。なお、図２では、説明のために、高山２２Ａと低山２２Ｂとを交互に示している。

このように、熱交換器１において、伝熱管２０ａの高山２２Ａを一円周上で１０条〜２０条の範囲に設定したのは、拡管する際、拡管玉３０が高山２２Ａに接触し、山頂部分が０．０４ｍｍ潰され、平坦となって山の高さを低くし、管内伝熱性能を高めるためである。
一方、伝熱管２０ａの高山２２Ａの条数を１０より小さくすると、高山２２Ａにおける気液界面の濃度境界層の物質伝達促進効果が得られず、管内伝熱性能が低下する。
また、高山２２Ａの条数を２０以上にすると、低山２２Ｂの条数が減り、低山２２Ｂにおける液膜の伝熱促進効果が得られず、管内伝熱性能が低下する。

以上のように、実施の形態１の熱交換器１によれば、伝熱管２０ａの管内面の溝における山部２２を、所定の高さを有する高山２２Ａと、高山２２Ａよりも０．１ｍｍ〜０．１５ｍｍ低い低山２２Ｂとの２種類の山により構成し、しかも、管内面において、１０条〜２０条となるように高山２２Ａを設け、隣接する高山２２Ａと高山２２Ａとの間に２条〜６条の低山２２Ｂを設けるようにしたので、伝熱管２０における物質伝達促進効果と伝熱促進効果が得られ、伝熱性能を向上させることができる。
また、拡管の際、拡管玉３０が高山２２Ａのみに接触して伝熱管２０ａの外面が多角形に加工されるから、伝熱管のスプリンバックが抑えられ、伝熱管２０ａとフィン１０（接合部材１２）との密着性を改善することができる。このため、熱交換率（伝熱管通過前後の熱量の比率）を高くすることができ、省エネルギ化を図ることができる。また、冷媒回路内の冷媒の減量、高効率を維持しつつ、小型化等を図ることもできる。

［実施の形態２］
（伝熱管その２）
図５は本発明の実施の形態２に係る熱交換器における伝熱管を説明するものであって、（ａ）は拡管前の状態を模式的に表す正面視の拡大断面図、（ｂ）は拡管後の状態を模式的に表す正面視の拡大断面図である。なお、実施の形態１と同じ部分または相等する部分には同じ符号を付し、一部の説明を省略する。
図５において、伝熱管２０ｂは図１に示す伝熱管２０として熱交換器１に用いられるものであって、伝熱管２０ｂの管内面は、溝形成により平坦部（広い溝に相等する）２１Ｂと凹凸のある山部２２とを有している。
このとき、山部２２は、高山２２Ａと低山２２Ｂとの２種類の山部により構成されている。高山２２Ａは内面の一円周上に１０条〜２０条の高山として、軸方向に螺旋状に連続的に形成されている。また、低山２２Ｂは高山２２Ａと高山２２Ａとの間に２条〜３条の範囲で山として形成され、低山２２Ｂと低山２２Ｂとの間あるいは低山２２Ｂと高山２２Ａとの間に、谷部（狭い溝に同じ）２１Ａが形成されている。すなわち、平坦部２１Ｂは、高山２２Ａと低山２２Ｂとの間で、低山２２Ｂや谷部２１Ａが形成されていない範囲ということができる。

このように、伝熱管２０ｂは、谷部２１Ａ（山部２２に形成されている）と平坦部２１Ｂ（低山２２Ｂや谷部２１Ａが形成されていない）とを設けたのは、冷凍機油含有量が０．５質量％を超え５．０質量％以下である非共沸混合冷媒を使用する場合は、２条山以下と同等な溝部断面積になると、溝に冷凍機油が保持され低い山の上部まで冷凍機油に覆われてしまうため、伝熱性能が低下するからである。

［実施の形態３］
（伝熱管その３）
図６は本発明の実施の形態３に係る熱交換器における伝熱管を説明するものであって、（ａ）は拡管前の状態を模式的に表す正面視の拡大断面図、（ｂ）は拡管後の状態を模式的に表す正面視の拡大断面図である。なお、実施の形態１と同じ部分または相等する部分には同じ符号を付し、一部の説明を省略する。
図６において、伝熱管２０ｃは図１に示す伝熱管２０として熱交換器１に用いられるものであって、伝熱管２０ｃ管内面は、溝形成により溝２１と凹凸のある山部２２とを有している。
すなわち、機械拡管方式により拡管する際、拡管玉３０が接触することで、高山２２Ａは山頂部分が倒れて山の高さが低くなる。一方、低山２２Ｂは、倒れた高さ０．１ｍｍ〜０．１５ｍｍよりも山頂部分が低い。
それで、高山２２Ａは気液界面の濃度境界層の濃度勾配を破壊し、従来の伝熱管に比べて、圧力損失を増加させずに、管内伝熱性能を高めることができる。そして、従来のように、管内のすべての山部２２に拡管玉３０挿入の圧力が加わるのではなく、高山２２Ａの部分に圧力が加わって拡管が行なわれるため、伝熱管２０ｃの外面は多角形に加工されることになる。そして、伝熱管２０ｃのスプリンバックを抑えることができる。これにより、伝熱管２０ｃとフィン１０（接合部材１２）との密着性が改善し、熱交換に係る効率（熱交換器１の熱交換性能に同じ）を高めることができる。

［実施の形態４］
（伝熱管その４）
図７および図８は本発明の実施の形態４に係る熱交換器における伝熱管を説明するものであって、図７の（ａ）は機械拡管方式による拡管の状況を模式的に表す側面視の断面図、図７の（ｂ）は機械拡管方式に用いる拡管玉を示す断面図、図８の（ａ）は拡管前の状態を模式的に表す正面視の拡大断面図、（ｂ）は拡管後の状態を模式的に表す一部の斜視図である。なお、実施の形態１と同じ部分または相等する部分には同じ符号を付し、一部の説明を省略する。
図７および図８において、伝熱管２０ｄは図１に示す伝熱管２０として熱交換器１に用いられるものであって、伝熱管２０ｄの管内面は、溝形成により溝２１と凹凸のある山部２２とを有している。そして、伝熱管２０は、図７の（ｂ）に示す伝熱管２０ｄの内径よりやや外径の大きく外表面に突起３１ｄを付けた拡管玉３０ｄを用いて機械拡管方式による拡管される（図３参照）。
すなわち、機械拡管方式により拡管する際、拡管玉３０ｄの表面に突起３１ｄが設けられているから、突起３１ｄが接触する高山２２Ａの山頂部分に横溝２２Ｃが形成される。
そうすると、高山２２Ａの山頂部分により気液界面の濃度境界層の濃度勾配が破壊され、従来の伝熱管に比べて、圧力損失を増加させずに、管内伝熱性能を高めることができる。そして、従来のように、管内のすべての山部２２に拡管玉３０ｄの挿入圧力が加わるのではなく、高山２２Ａの部分に圧力が加わって（低山２２Ｂの部分には圧力が加わらないで）拡管を行うため、伝熱管２０ｄの外面は多角形に加工されることになる。そして、伝熱管２０ｄのスプリンバックを抑えることができる。これにより、伝熱管２０ｄとフィン１０（接合部材１２）との密着性が改善し、熱交換に係る効率（熱交換器１の熱交換性能に同じ）を高めることができる。

［実施の形態５］
（伝熱管その５）
図９および図１０は本発明の実施の形態５に係る熱交換器における伝熱管を説明するものであって、図９は正面視の形状を拡大して示す拡大断面図、図１０は熱交換率を説明する特性相関図（縦軸は熱交換率、横軸は溝深さ）である。なお、実施の形態１と同じ部分または相等する部分には同じ符号を付し、一部の説明を省略する。
図９において、伝熱管２０ｅは図１に示す伝熱管２０として熱交換器１に用いられるものであって、伝熱管２０ｅは、溝形成により溝２１と凹凸のある山部２２とを有している。以下、拡管後の溝２１と山部２２との差Ｈについて説明する。

図１０において、伝熱管２０ｅは、拡管後の溝２１と山部２２との差Ｈが大きいほど、管内における表面積が増える等して熱伝達率も高くなる。しかしながら、溝２１と山部２２との差Ｈが０．２６ｍｍよりも大きくなると、熱伝達率の増加量よりも圧力損失の増加量の方が多くなるため、熱交換率が低下する。一方、溝２１と山部２２との差Ｈが０．１ｍｍ未満の場合は、熱伝達率は向上しない。
以上より、伝熱管２０ｅにおいては、拡管後の溝２１と山部２２との差Ｈが０．２５ｍｍ〜０．３５ｍｍとなるように高山２２Ａおよび低山２２Ｂを形成する。
以上のように実施の形態５に示す伝熱管２０ｅによれば、拡管後の溝２１と山部２２との差Ｈが０．２５ｍｍ〜０．３５ｍｍとなるように高山２２Ａおよび低山２２Ｂを形成するようにしたので、伝熱管２０ｅにおける伝熱性能（熱交換器１の熱交換性能に同じ）を向上させることができる。

［実施の形態６］
（伝熱管その６）
図１１および図１２は本発明の実施の形態６に係る熱交換器における伝熱管を説明するものであって、図１１は正面視の形状を拡大して示す拡大断面図、図１２は熱交換率を説明する特性相関図（縦軸は熱交換率、横軸は高山の先端幅）である。なお、実施の形態１と同じ部分または相等する部分には同じ符号を付し、一部の説明を省略する。
図１１において、伝熱管２０ｆは図１に示す伝熱管２０として熱交換器１に用いられるものであって、伝熱管２０ｆは、溝形成により溝２１と凹凸のある山部２２とを有している。山部２２は断面略矩形状の高山２２Ａおよび低山２２Ｂを有している。
伝熱管２０ｆは、拡管後において、高山２２Ａの山頂部分の先端幅Ｗ１を０．０４５〜０．０６５ｍｍとし、低山２２Ｂの先端幅Ｗ２を、０．０３〜０．０３５ｍｍの範囲としたものである。

図１２に示す、拡管した後の高山２２Ａの先端幅Ｗ１と熱交換率との関係を示す相関図において、拡管した後の先端幅Ｗ１が０．０４５ｍｍ以下になるようにすると、拡管玉３０を用いて拡管を行う際、山頂上部が潰れ、また、挿入による圧力が弱くなる。
そのため、伝熱管２０ｆの拡管が不十分で、伝熱管２０ｆとフィン１０との密着性が悪化して、熱交換率の低下が顕著になる。
また、先端幅Ｗ１を０．０６５ｍｍ以上となるようにすると、溝２１において断面積が減少するため、冷媒の液膜が厚くなり、熱伝達率が顕著に低下する。

一方、低山２２Ｂの先端幅Ｗ２を０．０３〜０．０３５ｍｍとすることにより、山の裾幅も狭く形成することとなり、全体として細く形成することで、伝熱面積が高くなり、管内熱伝達率が増加する。

以上のように実施の形態６の伝熱管２０ｆによれば、高山２２Ａの山頂部分の先端幅Ｗ１を０．０４５〜０．０６５ｍｍとし、低山２２Ｂの先端幅Ｗ２を、０．０３〜０．０３５ｍｍの範囲となるように、高山２２Ａおよび低山２２Ｂを形成したので、伝熱管２０ｆにおける伝熱性能（熱交換器１の熱交換性能に同じ）を向上させることができる。

［実施の形態７］
（伝熱管その７）
図１３および図１４は本発明の実施の形態７に係る熱交換器における伝熱管を説明するものであって、図１３は正面視の形状を拡大して示す拡大断面図、図１４は熱交換率を説明する特性相関図（縦軸は熱交換率、横軸は頂角）である。なお、実施の形態１と同じ部分または相等する部分には同じ符号を付し、一部の説明を省略する。
図１３において、伝熱管２０ｇは図１に示す伝熱管２０として熱交換器１に用いられるものであって、伝熱管２０ｇは、溝形成により溝２１と凹凸のある山部２２とを有している。山部２２は断面略矩形状の高山２２Ａおよび低山２２Ｂを有している。
このとき、伝熱管２０ｇの高山２２Ａの頂角α（一対の側面がなす角度に同じ）を１５°〜５０°とし、低山２２Ｂの頂角βを５°〜１５°としている。

図１４において、基本的には、山部２２における頂角が小さい程、伝熱管２０ｇ全体として伝熱面積が増加するため、熱伝達率が増加する。しかしながら、高山２２Ａの頂角αが１５°より小さくなると、熱交換器１を製造する際の加工性が著しく低下するため、最終的には熱交換器１の熱交換率が低下することになる。
一方、頂角αが５０°よりも大きくなると、溝２１の断面積が小さくなり、溝２１から冷媒の液膜が溢れ、山頂部分まで液膜に覆われてしまうため、伝熱管２０ｇの熱伝達率が低下することになる。

一方、低山２２Ｂの頂角βを５°〜１５°とすることにより、山の裾幅も狭く形成することとなり、全体として細く形成することで、伝熱面積が高くなり、伝熱管２０ｇの管内熱伝達率が増加する。

以上のように、実施の形態７の伝熱管２０ｇによれば、高山２２Ａの頂角αを１５°〜５０°とし、低山２２Ｂの頂角βを５°〜１５°となるように高山２２Ａおよび低山２２Ｂを形成したので、伝熱管２０ｇにおける伝熱性能（熱交換器１の熱交換性能に同じ）を向上させることができる。

［実施の形態８］
（伝熱管その８）
図１５および図１６は本発明の実施の形態８に係る熱交換器における伝熱管を説明するものであって、図１５は側面視の形状を示す断面図、図１６は熱交換率を説明する特性相関図（縦軸は熱交換率、横軸はリード角）である。なお、実施の形態１と同じ部分または相等する部分には同じ符号を付し、一部の説明を省略する。
図１５において、伝熱管２０ｈは図１に示す伝熱管２０として熱交換器１に用いられるものであって、伝熱管２０ｈは、溝形成により軸方向に螺旋状の溝（溝２１と山部２２とを有す。以下「螺旋溝」と称す）２３が形成されている。このとき、伝熱管２０ｈの内面における管軸方向に平行な直線と螺旋溝２３が延びる方向とがなすリード度Ｒが１０°〜３５°としている。

図１６において、伝熱管２０の螺旋溝２３のリード角Ｒ（溝２１または山部２２のリード角Ｒに同じ）と熱交換率との関係は、基本的には、伝熱管２０ｈの螺旋溝２３のリード角Ｒを１０°〜３５°の範囲に設定している。
これは、螺旋溝２３のリード角Ｒの下限を１０°以下にすると、熱交換率の低下が顕著になり、一方、螺旋溝２３のリード角Ｒの上限を３５°以上にすると、管内圧力損失が増加するからである。
これにより、溝部２１を乗り越えて流れるような流れが発生し難くなり、管内圧力損失が増加せずに、熱交換率を向上させることができ、高効率の空気調和機が得られる。

以上のように、実施の形態８の伝熱管２０ｈの螺旋溝２３のリード角Ｒを１０°〜３５°となるように山を形成したので、伝熱管２０ｈにおける伝熱性能（熱交換器１の熱交換性能に同じ）を向上させることができる。

なお、以上、実施の形態１〜８に説明した熱交換器１は伝熱管２０ａ〜２０ｈとフィン１０とを具備するものであるが、フィン１０をしないもの、すなわち、伝熱管２０ａ〜２０ｈの何れかのみであっても熱伝達（熱交換）機能を有するから、熱交換器１に均等である。

［実施の形態９］
（空気調和装置）
図１７は本発明の実施の形態９に係る冷凍サイクル装置を説明する構成図である。
図１７において、空気調和装置２は、熱源側ユニット（室外機）１００と負荷側ユニット（室内機）２００とを備え、これらが冷媒配管(ガス配管３００および液配管４００）によって連結され、冷媒回路を構成して冷媒を循環させている。
なお、冷媒配管は、負荷側ユニット２００において冷熱を利用する（室内を冷房する）場合を基準に、便宜的に、気体の冷媒（ガス冷媒）が流れる配管をガス配管３００とし、液体の冷媒（液冷媒。気液二相冷媒の場合もある）が流れる配管を液配管４００としていいる。
ここで、冷媒として、例えば、非共沸混合冷媒として、ＨＦＣ３２とテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｙｆ（例えば２，３，３，３−テトラフルオロプロペン）の混合冷媒、ＨＦＣ３２とＨＦＣ１２５とテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｙｆの混合冷媒、ＨＦＣ１２５とテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｙｆの混合冷媒等を用いるものとする。

（熱源側ユニット）
熱源側ユニット１００は、圧縮機１０１、油分離器１０２、四方弁１０３、熱源側熱交換器１０４、熱源側ファン１０５、アキュムレータ１０６、熱源側絞り装置（膨張弁）１０７、冷媒間熱交換器１０８、バイパス絞り装置１０９および熱源側制御装置１１０の各装置（手段）で構成する。

圧縮機１０１は、電動機を有し、冷媒を吸入して、その冷媒を圧縮して高温・高圧のガス状態にして冷媒配管に流す。圧縮機１０１の運転制御については、例えば、装備したマスター側インバータ回路やスレーブ側インバータ回路（図示しない）等によって運転周波数を任意に変化させることにより、圧縮機１０１の容量（単位時間あたりの冷媒を送り出す量）を細かく変化させることができるものとする。

また、油分離器１０２は、冷媒に混じって圧縮機１０１から吐出された潤滑油を分離させるものである。分離された潤滑油は圧縮機１０１に戻される。
四方弁１０３は、熱源側制御装置１１０からの指示に基づいて冷房運転時と暖房運転時とによって冷媒の流れを切り換える。
熱源側熱交換器１０４は、実施の形態１〜８において説明した熱交換器１を用いて構成し、冷媒と空気（室外の空気）との熱交換を行う。例えば、暖房運転時においては蒸発器として機能し、熱源側絞り装置１０７を介して流入した低圧の冷媒と空気との熱交換を行い、冷媒を蒸発させ、気化させる。一方、冷房運転時においては凝縮器として機能し、四方弁１０３側から流入した高圧高温の冷媒と空気との熱交換を行い、冷媒を凝縮して液化させる。
熱源側熱交換器１０４には、冷媒と空気との熱交換を効率よく行うため、熱源側ファン１０５が設けられている。熱源側ファン１０５もインバータ回路（図示しない）を有し、ファンモータの運転周波数を任意に変化させてファンの回転速度を細かく変化させるようにしてもよい。

冷媒間熱交換器１０８は、冷媒回路の主となる流路を流れる冷媒と、その流路から分岐してバイパス絞り装置１０９（膨張弁）により流量調整された冷媒との間で熱交換を行う。特に冷房運転時において冷媒を過冷却する必要がある場合に、冷媒を過冷却して負荷側ユニット２００に供給するものである。冷媒間熱交換器１０８についても、実施の形態１〜８において説明した熱交換器１を用いて構成する。

バイパス絞り装置１０９を介して流れる冷媒は、バイパス配管１１１を介してアキュムレータ１０６に戻される。
アキュムレータ１０６は、例えば液体の余剰冷媒を溜めておく手段である。
熱源側制御装置１１０は、例えばマイクロコンピュータ等からなる。負荷側制御装置２０４と有線または無線通信することができ、例えば、空気調和装置２内の各種検知手段（センサ、図示しない）の検知に係るデータに基づいて、インバータ回路制御による圧縮機１０１の運転周波数制御等、空気調和装置２に係る各手段を制御して空気調和装置２全体の動作制御を行う。

（負荷側ユニット）
一方、負荷側ユニット２００は、負荷側熱交換器２０１、負荷側絞り装置（膨張弁）２０２、負荷側ファン２０３および負荷側制御装置２０４で構成される。
負荷側熱交換器２０１についても、実施の形態１〜８において説明した熱交換器１を用いて構成し、冷媒と空気調和の対象となる空間の空気との熱交換を行う。例えば、暖房運転時においては凝縮器として機能し、ガス配管３００から流入した冷媒と空気との熱交換を行い、冷媒を凝縮させて液化（または気液二相化）させ、液配管４００側に流出させる。

一方、冷房運転時においては蒸発器として機能し、負荷側絞り装置２０２により低圧状態にされた冷媒と空気との熱交換を行い、冷媒は空気から温熱を受け取って（冷媒が保有していた冷熱が空気に奪われて）、蒸発（気化）し、ガス配管３００側に流出させる。
また、負荷側ユニット２００には、熱交換を行う空気の流れを調整するための負荷側ファン２０３が設けられている。この負荷側ファン２０３の運転速度は、例えば利用者の設定により決定される。負荷側絞り装置２０２は、開度を変化させることで、負荷側熱交換器２０１内における冷媒の圧力を調整するために設ける。

また、負荷側制御装置２０４もマイクロコンピュータ等からなり、例えば、熱源側制御装置１１０と有線または無線通信することができる。熱源側制御装置１１０からの指示、居住者等からの指示に基づいて、例えば、室内が所定の温度となるように、負荷側ユニット２００の各装置（手段）を制御する。また、負荷側ユニット２００に設けられた検知手段（図示しない）の検知に係るデータを含む信号を送信する。

（動作：冷房運転時）
次に、空気調和装置２の動作について説明する。まず、冷房運転時の冷媒回路における基本的な冷媒循環について説明する。圧縮機１０１の駆動運転により、圧縮機１０１から吐出した高温、高圧ガス（気体）の冷媒は、四方弁１０３から熱源側熱交換器１０４内を通過することで凝縮し、液冷媒となって熱源側ユニット１００を流出する。液配管４００を通って負荷側ユニット２００に流入した冷媒は、負荷側絞り装置２０２の開度調整により圧力調整された低温低圧の液冷媒が負荷側熱交換器２０１内を通過して蒸発して流出する。そして、ガス配管３００を通って熱源側ユニット１００に流入し、四方弁１０３、アキュムレータ１０６を介して圧縮機１０１に吸入され、再度加圧され吐出することで循環する。

（動作：暖房運転時）
また、暖房運転時の冷媒回路における基本的な冷媒循環について説明する。圧縮機１０１の駆動運転により、圧縮機１０１から吐出した高温、高圧ガス（気体）の冷媒は、四方弁１０３からガス配管３００を通って負荷側ユニット２００に流入する。負荷側ユニット２００においては、負荷側絞り装置２０２の開度調整により圧力調整され、負荷側熱交換器２０１内を通過することにより凝縮し、中間圧力の液体または気液二相状態の冷媒となって負荷側ユニット２００を流出する。液配管４００を通って熱源側ユニット１００に流入した冷媒は、熱源側絞り装置１０７の開度調整により圧力調整され、熱源側熱交換器１０４内を通過することで蒸発し、ガスの冷媒となって四方弁１０３、アキュムレータ１０６を介して圧縮機１０１に吸入され、前述したように加圧され吐出することで循環する。

以上のように空気調和装置２によれば、熱源側ユニット１００の熱源側熱交換器１０４、冷媒間熱交換器１０８、負荷側ユニット２００の負荷側熱交換器２０１について、熱交換率の高い実施の形態１〜８に記載した熱交換器１（伝熱管２０ａ〜２０ｈを用いている）を蒸発器あるいは凝縮器として用いるようにしたので、ＣＯＰ（Coefficient of Performance ：エネルギ消費効率、成績係数）等を向上させることができ、省エネルギ等を図ることができる。

［熱交換率の確認］
以下、本発明の熱交換器を形成する伝熱管である実施例１〜１３と、本発明の範囲から外れる伝熱管である比較例１〜１０とを製作して、それぞれの熱交換率を表１〜５に示すように比較した。実施例１〜１３と比較例１〜１０とは、何れも外径が７ｍｍ、溝２１の底肉厚が０．２５ｍｍ、リード角が３０°である。

表１において、内面の一円周（３６０°）当たりの高山２２Ａの条数を変更している。すなわち、実施例１が１０条、実施例２が２０条であり、一方、比較例１は５条、比較例２は３０条である。
表１から明らかなように、実施例１及び実施例２の熱交換器１は、いずれも比較例１〜比較例２の熱交換器と比べて熱交換率が高く、管内伝熱性能が向上している。

次に、表２において、拡管後の溝深さを変更している。すなわち、実施例３が０．２５ｍｍ、実施例４が０．３５ｍｍであり、一方、比較例３は０．２０ｍｍ、比較例４は０．４０ｍｍである。
表２から明らかなように、実施例３及び実施例４の熱交換器１は、いずれも比較例３及び比較例４の熱交換器と比べて熱交換率が高く、管内伝熱性能が向上している。

次に、表３において、高山２２Ａの山部の先端幅Ｗ１を変更している。すなわち、実施例５が０．０４５ｍｍ、実施例６が０．０５５ｍｍ、実施例７が０．０６５ｍｍであり、一方、比較例５は０．０２５ｍｍ、比較例６は０．０８０ｍｍである。
表３から明らかなように、実施例５、実施例６及び実施例７の熱交換器１は、いずれも比較例５及び比較例６の熱交換器と比べて熱交換率が高く、管内伝熱性能が向上している。

次に、表４において、高山２２Ａの頂角αを変更している。すなわち、実施例８が１５°、実施例９が３５°実施例１０が５０°であり、一方、比較例７は５°比較例８は６５°である。
表４から明らかなように、実施例８及び実施例９の熱交換器１は、いずれも比較例７及び比較例８の熱交換器と比べて熱交換率が高く、管内伝熱性能が向上している。

さらに、表５において、螺旋溝２３のリード角Ｒを変更している。すなわち、実施例１１が１０°、実施例１２が２５°実施例１３が３５°であり、一方、比較例９は５°比較例１０は４５°である。
表５から明らかなように、実施例１１、実施例１２及び実施例１３の熱交換器１は、いずれも比較例９及び比較例１０の熱交換器と比べて熱交換率が高く、管内伝熱性能が向上している。

以上、実施の形態９では、冷凍サイクル装置の例として空気調和装置について説明するが、本発明はこれに限定するものではなく、たとえば、冷蔵庫、給湯器（冷水器）、冷凍装置、ヒートポンプ装置等、冷媒回路を構成し、蒸発器あるいは凝縮器となる熱交換器を有する各種冷凍サイクル装置にも適用することができる。

本発明によれば、非共沸混合冷媒に対して伝熱性能が改善される伝熱管を用いるから、各種熱交換器、およびこの熱交換器を用いた各種冷凍サイクル装置として広く利用することができる。

１：熱交換器、２：空気調和装置、１０：フィン、１１：貫通穴、１２：接合部材、２０：伝熱管、２１：溝部、２１Ａ：谷部（狭い溝）、２１Ｂ：平坦部（広い溝）、２２：山部、２２Ａ：高山、２２Ｂ：低山、２２Ｃ：横溝、２３：螺旋溝、３０：拡管玉、３１：ロッド、３１ｄ：突起、１００：熱源側ユニット、１０１：圧縮機、１０２：油分離器、１０３：四方弁、１０４：熱源側熱交換器、１０５：熱源側ファン、１０６：アキュムレータ、１０７：熱源側絞り装置（膨張弁）、１０８：冷媒間熱交換器、１０９：バイパス絞り装置、１１０：熱源側制御装置、１１１：バイパス配管、２００：負荷側ユニット、２０１：負荷側熱交換器、２０２：負荷側絞り装置（膨張弁）、２０３：負荷側ファン、２０４：負荷側制御装置、３００：ガス配管、４００：液配管、α：頂角、β：頂角、Ｈ：差、Ｒ：リード角、Ｗ１：先端幅、Ｗ２：先端幅。

Claims (15)

1. 非共沸混合冷媒が流通する伝熱管と、
   所定の間隔を空けて平行に配置され、前記伝熱管が貫通する複数のフィンと、を有し、
   前記伝熱管の内面には、管軸方向に平行または管軸方向に沿って螺旋状に溝が形成され、
   前記溝が、管中心側に所定の高さ突出する複数の高山と、前記高山よりも少ない高さだけ突出する複数の低山と、から形成されることを特徴とする熱交換器。
2. 前記高山と前記低山との高さの差が０．１ｍｍ〜０．１５ｍｍ範囲であることを特徴とする請求項１記載の熱交換器。
3. 前記高山が１０条〜２０条であって、管軸に垂直な面に互いに所定の間隔を空けて配置され、
   前記高山と前記高山とに挟まれた複数の範囲のうち一部の範囲は、２条〜６条の前記低山が配置された凹凸範囲であり、前記高山と前記高山とに挟まれた複数の範囲のうち前記凹凸範囲を除く範囲は、前記低山が配置されない平坦範囲であることを特徴とする請求項１または２記載の熱交換器。
4. 前記非共沸混合冷媒が、０．５質量％を超え５．０質量％以下の冷凍機油を含有することを特徴とする請求項１乃至３の何れかに記載の熱交換器。
5. 前記フィンに形成された貫通穴に挿入された前記伝熱管の一部を、内面側から加圧して拡管することによって、前記フィンと前記伝熱管とを接合することを特徴とする請求項１乃至４の何れかに記載の熱交換器。
6. 前記拡管に際し、前記伝熱管の高山の頂上部が倒されることを特徴とする請求項５記載の熱交換器。
7. 前記拡管に際し、前記伝熱管の高山の頂上部に、管軸方向に所定の間隔を空けて横溝が形成されることを特徴とする請求項５または６記載の熱交換器。
8. 前記拡管後の前記高山の高さが０．２５ｍｍ〜０．３５ｍｍであることを特徴とする請求項５乃至７の何れかに記載の熱交換器。
9. 前記拡管後の前記高山の頂上部の幅が０．０４５ｍｍ〜０．０６５ｍｍであり、前記低山の先端部分の幅が０．０３ｍｍ〜０．０３５ｍｍであることを特徴とする請求項５乃至８の何れかに記載の熱交換器。
10. 前記拡管後の前記高山の両側面が形成する頂角が１５°〜５０°となり、
    前記低山の両側面が形成する頂角が５°〜１５°であることを特徴とする請求項５乃至９の何れかに記載の熱交換器。
11. 前記溝が管軸方向に平行な直線に対して１０°〜３５°の角度で捩られた螺旋状であることを特徴とする請求項１乃至１０の何れかに記載の熱交換器。
12. 前記非共沸混合冷媒が、ＨＦＣ３２とテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｙｆの混合冷媒、ＨＦＣ３２とＨＦＣ１２５とテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｙｆの混合冷媒、ＨＦＣ１２５とテトラフルオロプロペンＨＦＯ１２３４ｙｆの混合冷媒、の何れかであることを特徴とする請求項１乃至１１の何れかに記載の熱交換器。
13. 冷媒を圧縮する圧縮機と、熱交換により前記冷媒を凝縮させる凝縮器と、凝縮された冷媒を減圧させるための膨張手段と、減圧された前記冷媒を熱交換により蒸発させる蒸発器と、これらを接合して冷媒を循環させる冷媒回路を形成する配管と、を有し、
    前記凝縮器または前記蒸発器の一方または両方が、請求項１乃至１２の何れかに記載の熱交換器であることを特徴とする冷凍サイクル装置。
14. 冷媒を圧縮する圧縮機と、熱交換により前記冷媒を凝縮させる凝縮器と、凝縮された冷媒を減圧させるための膨張手段と、冷媒の流れ方向を変更する流路切換手段と、を具備する室外機と、
    減圧された前記冷媒を熱交換により蒸発させる蒸発器を具備する室内機と、
    前記室外機と前記室内機とを接合すると共に、冷媒が循環する冷媒回路を形成する配管と、を有し、
    前記凝縮器または前記蒸発器の一方または両方が、請求項１乃至１２の何れかに記載の熱交換器であることを特徴とする冷凍サイクル装置。
15. 冷媒を圧縮する圧縮機と、熱交換により前記冷媒を凝縮させる凝縮器と、冷媒の流れ方向を変更する流路切換手段と、を具備する室外機と、
    凝縮された冷媒を減圧させるための膨張手段と、減圧された前記冷媒を熱交換により蒸発させる蒸発器を具備する室内機と、
    前記室外機と前記室内機とを接合すると共に、冷媒が循環する冷媒回路を形成する配管と、を有し、
    前記凝縮器または前記蒸発器の一方または両方が、請求項１乃至１２の何れかに記載の熱交換器であることを特徴とする冷凍サイクル装置。

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