JP4294183B2

JP4294183B2 - Internal grooved heat transfer tube

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Publication number: JP4294183B2
Application number: JP31636899A
Authority: JP
Inventors: 直栄佐々木; 史郎柿山; 浩之森田
Original assignee: Sumitomo Light Metal Industries Ltd
Current assignee: Sumitomo Light Metal Industries Ltd
Priority date: 1999-11-08
Filing date: 1999-11-08
Publication date: 2009-07-08
Anticipated expiration: 2019-11-08
Also published as: JP2001133182A

Description

【０００１】
【技術分野】
本発明は、冷凍機器や空調機器等に好適に用いられる内面溝付伝熱管に係り、特に、蒸発器における蒸発管や凝縮器における凝縮管として、何れも好適に用いられ得る内面溝付伝熱管に関するものである。
【０００２】
【背景技術】
従来から、冷凍機器や空調機器等における蒸発器や凝縮器等の熱交換器に組み込まれる伝熱管の一種として、管内面に、多数の溝が、管軸に対して傾斜して延びるように形成されてなる、所謂、内面溝付伝熱管が、知られている。例えば、管内面に螺旋状の溝を多数形成せしめた内面螺旋溝付伝熱管や、実開昭５７−１８３４８７号公報や特開平９−２６２７９号公報、特開平９−２３６３９５号公報等に提案されているように、管内面を、管軸方向に延びる仮想分割線により管周方向に複数の領域に分割し、そして、それら複数の領域のうち、相互に隣接する領域において、管軸方向に対して、互いに逆方向に向かって傾斜して延びる、松葉の如き形状の溝を多数形成してなる内面松葉溝付伝熱管等が、それである。そして、それらの内面溝付伝熱管においては、螺旋溝や松葉溝の如き傾斜溝が設けられていることにより、管内を流通せしめられる冷媒等の伝熱媒体の管内面に対する接触面積が増大せしめられ、以て、管内熱伝達率の向上が図られているのである。
【０００３】
ところで、近年では、このような構造の内面溝付伝熱管における熱伝達率の更なる向上、ひいてはそれが組み込まれる熱交換器の熱交換効率の向上を図るために、それぞれの傾斜溝の深さを深くして、管周方向において互いに隣り合う傾斜溝同士の間に形成される、突条形態を呈するフィンの高さを高くしたり、傾斜溝のピッチを狭くして、フィンの幅を小さくしたり、或いは、ピッチや溝底部の幅を小さくする等して、傾斜溝の条数を増加させたりする方策や、管軸に対する傾斜溝の傾斜角度やフィンの頂角、即ち、フィンの両側斜面の交差角度を、所定の範囲内の大きさに規定するといった手立てが、それぞれ単独で、或いは種々組み合わされて、講じられてきている。
【０００４】
ところが、そのような高フィン化や、細フィン化、多溝化、溝の傾斜角或いはフィン頂角の規定等の様々な方策を駆使しても、伝熱管を蒸発管として用いた場合の熱伝達率と、それを凝縮管として用いた場合の熱伝達率の両方、つまり、内面溝付伝熱管の蒸発性能と凝縮性能の両方をバランス良く高めることは、極めて困難であったのである。
【０００５】
尤も、上述の如き手立てが講じられた内面溝付伝熱管のうち、傾斜溝の条数を増やすことにより、傾斜溝間に形成されるフィンの数を増加せしめるものについては、フィン数を更に増加すれば、管内面の限られたスペース内で、伝熱面積がより効率的に増大せしめられるため、蒸発性能と凝縮性能の両方を高め得ると考えられる。しかしながら、フィンの数が増えれば増えるほど、一つ一つのフィンの厚さが不可避的に薄くなってしまうことから、実際に、フィン数を更に増加させた場合には、伝熱管を熱交換器に組み込む際における、管外面への放熱フィン（プレート）の拡管装着のための拡管工程で、薄いフィンが、管内に挿入される拡管プラグとの接触によって潰れたり、倒れたりして、変形してしまい、結果的に、蒸発及び凝縮の両性能の低下を招く恐れがあるのである。また、そのようなフィンの変形が生じた際には、フィンの変形状態やその変形量のバラツキ等により、部分的な拡管不足が生じて、管外面への放熱フィンの装着不良（伝熱管と放熱フィンとの密着性の低下）が発生し、それによって、熱交換器の熱交換効率の低下が惹起されるといった危惧さえも内在しているのである。
【０００６】
一方、そのような拡管プラグとの接触によるフィンの変形を防止する方法としては、特公昭６０−２８５７３号公報に記載される如く、管内面に形成される複数のフィンの一部のものの高さを高く為し、管内に挿入された拡管プラグが、それら高さの高いフィンのみに接触せしめられるようにする方法が、知られてはいる。しかしながら、従来の伝熱管において、一部のフィンの高さを高くした場合、拡管時に、伝熱管の変形を招く恐れがあり、また、伝熱管の曲げ加工性も損なわれるといった問題が生ずることとなるのである。
【０００７】
従って、従来の内面溝付伝熱管において、単に、フィンの数を更に増加しただけでは、熱交換器に組み込んだ状態で、期待される程の管内熱伝達性能を得ることが出来ず、また、拡管時におけるフィンの変形を防止すべく、単に、一部のフィンの高さを高くしただけでは、伝熱管の変形を防止し、且つその曲げ加工性を確保しつつ、管内熱伝達性能を向上させることは困難であった。そのため、そのような従来の内面溝付伝熱管が組み込まれた熱交換器を蒸発器や凝縮器として用いた場合の熱交換効率の向上、換言すれば、熱交換器単体性能の更なる向上を図ることも、到底、望み得なかったのである。
【０００８】
【解決課題】
ここにおいて、本発明は、上述せる如き事情を背景にして為されたものであって、その解決課題とするところは、蒸発性能と凝縮性能の両方がバランス良く高められ得て、より高度な管内熱伝達性能が有利に発揮され得る内面溝付伝熱管を提供することにあり、また、熱交換器に組込む際の拡管工程におけるフィンの変形が可及的に抑制され得て、熱交換器に組み込まれた状態にあっても、より高度な管内熱伝達性能が有効に確保され得ると共に、管外面に対して放熱フィンが確実に拡管装着され得、以て熱交換器単体性能の更なる向上を効果的に図り得るようにした内面溝付伝熱管の新規な構造を提供することをも、その課題とするものである。
【０００９】
【解決手段】
そして、本発明にあっては、かかる課題の解決のために、管内面に、多数の溝が、管軸に対して傾斜して延びるように形成されると共に、それらの溝間に、突条形態を呈するフィンがそれぞれ形成されてなる内面溝付伝熱管において、前記多数の溝が、０．１７〜０．３４ｍｍのピッチで形成されている一方、前記フィンが、０．０１〜０．３ｍｍの高さを有する第一のフィンと、該第一のフィンよりも高さが０．０１〜０．１ｍｍ高く、且つ該第一のフィンよりも頂角が大きな第二のフィンとから構成され、更に、該第二のフィンが、管周方向において互いに所定の間隔を隔てて、管軸方向に向かって螺旋状に延びるように３〜１０条形成されていると共に、それら複数の第二のフィンのうち、管周方向において互いに隣り合うもの同士の間に、前記第一のフィンが１２条以上形成されていることを特徴とする内面溝付伝熱管を、その要旨とするものである。
【００１０】
このような本発明に従う内面溝付伝熱管にあっては、傾斜溝が、従来の伝熱管の内面に形成される傾斜溝のピッチよりも狭い特定の範囲のピッチで、管内面に形成されて、多溝化されており、それによって、それらの溝間に形成される、突条形態を呈するフィンの条数が、従来管に比して大幅に増大せしめられているのであり、また、それら多数のフィンの殆どが、所定の範囲の高さとされることによって、伝熱性能の向上を図るのに有効な伝熱面積が確保可能とされた、比較的に小型の第一のフィンから構成されているところから、管内面の伝熱面積が極めて効率的且つ効果的に増大せしめられ得、以て、蒸発性能と凝縮性能の両方が、共にバランス良く、有利に高められ得ることとなったのである。なお、ここで、フィンの条数とは、１周当たりのフィンの条数、即ち、管軸に垂直な断面において、その端面に形成されるフィンの数をいうものとする。
【００１１】
また、かかる内面溝付伝熱管においては、前記多数のフィンのうち、前記第一のフィン以外のものが、第一のフィンよりも高い高さと大きな頂角とを有する、比較的に厚さの厚い大型の第二のフィンとして構成されているところから、それを熱交換器に組み込むに際しての、管外面への放熱フィンの拡管装着のための拡管工程で、かかる伝熱管内に挿入される拡管プラグが、主に、厚さの厚い大型の第二のフィンに対して、所定の拡管力を及ぼしつつ接触せしめられることによって、第二のフィンよりも薄い小型の第一のフィンに対する拡管プラグの接触が、最小限に抑えられるようになっており、それによって、第一のフィンが拡管プラグとの接触により潰れたり、倒れたりして変形することが、効果的に解消乃至は抑制され得るのである。
【００１２】
そして、その結果、かかる内面溝付伝熱管が、熱交換器に組み込まれた状態にあっても、多数の第一のフィンによって得られる蒸発及び凝縮の両性能の向上効果が、有利に確保され得るのである。しかも、それら大型の第二のフィンが、前記多数のフィンのうち、第一のフィンを除いた残りの数少ないものに限られて、その数が可及的に少なくされているところから、かかる大型の第二のフィンの存在によって、第一のフィンによる蒸発及び凝縮の両性能の向上効果が損なわれるようなこともないのである。
【００１３】
さらに、本発明に係る内面溝付伝熱管にあっては、拡管プラグが接触せしめられる第二のフィンが、管周方向において互いに所定の間隔を隔てて、管軸方向に向かって螺旋状に延びるように形成されているところから、かかる第二のフィンが、前記多数のフィンのうち、第一のフィンを除いた残りの数少ないものにて構成されているにも拘わらず、前記せる如き拡管工程で、拡管力が、該第二のフィンを介して、管内面の全面に略均等に加えられ得、それによって、伝熱管全体が周方向において均等に拡管せしめられて、放熱フィンが、管外面に対して、十分な密着性をもって、確実に拡管装着せしめられ得ることとなるのである。
【００１４】
従って、本発明に従う内面溝付伝熱管にあっては、優れた蒸発性能と凝縮性能とがバランス良く具備せしめられ得て、従来管では得られない高度な管内熱伝達性能が有利に発揮され得るのであり、また、熱交換器に組込む際の拡管工程におけるフィンの変形が可及的に抑制され得て、熱交換器に組み込まれた状態下でも、優れた管内熱伝達性能が有利に確保され得ると共に、放熱フィンが確実に拡管装着され得るため、熱交換器単体性能を更に効果的に向上させることが可能となっているのである。
【００１５】
ところで、このような本発明に従う内面溝付伝熱管の好ましい態様の一つによれば、前記第二のフィンの頂角が、１５〜６０°とされている。このような構成を採用すれば、拡管力が及ぼされる第二のフィンの厚さが適度に設定され、それによって、第二のフィンの拡管プラグとの接触による変形が確実に防止され得て、第一のフィンの変形がより効果的に阻止され得るのであり、また、管内面において、第二のフィンが占める割合が低く抑えられ得て、第一のフィンの数が十分に確保され得、以て、第一のフィンによる管内伝熱性能の向上効果が、更に一層有利に高められ得るのである。
【００１６】
また、本発明に従う内面溝付伝熱管によれば、前記第一のフィンと前記第二のフィンとの高さの差が、０．０１〜０．１ｍｍとされている。かかる構成を有する内面溝付伝熱管にあっては、第二のフィンが、第一のフィンの成形性を損ねない程度の高さの範囲内で、第一のフィンよりも十分に高くされ得、それによって、第一のフィンの一つ一つが、優れた管内伝熱促進効果を発揮するのに十分な大きさをもって構成され得るばかりでなく、例え、第二のフィンが、拡管プラグとの接触により変形せしめられるようなことがあっても、第一のフィンの拡管プラグとの接触が有利に回避されるか、若しくは最小限に抑えられ得ることとなり、以て、第一のフィンによる管内伝熱性能の向上効果が効果的に確保され得るのである。
【００１７】
【発明の実施の形態】
以下、本発明をより具体的に明らかにするために、本発明に係る内面溝付伝熱管の構成について、図面を参照しつつ、詳細に説明することとする。
【００１８】
先ず、図１には、本発明に従う構造を有する内面溝付伝熱管の一例が、管軸方向に垂直な方向で切断した横断面形態における端面図において示されており、また、図２には、図１の要部を拡大した図が示され、更に、図３には、そのような内面溝付伝熱管を管軸方向に平行に切断した縦断面図が示されている。なお、図３は、溝とフィンの配設形態の理解を容易と為す上で、それら溝とフィンとが誇張されて示されており、そのために、図３の縦断面図においては、溝とフィンとが、図１及び図２に比して、少ない配設条数で示されていることが、理解されるべきである。
【００１９】
そして、それら図１乃至図３からも明らかなように、内面溝付伝熱管１０は、全体として、円形横断面を有する中空の直管形状を呈しているのである。なお、この内面溝付伝熱管１０は、蒸発管や凝縮管、或いはヒートパイプ本体等として採用されるものであって、冷媒等の伝熱媒体の流通路を管内部に形成し得るように、円形の他、楕円形や偏平な長円形等の適当な断面形状を呈する中空管体構造において、構成されるものである。そして、かかる内面溝付伝熱管１０においては、その構成材料として、要求される伝熱性能や採用される伝熱媒体の種類等に応じて、例えば、銅や銅合金、アルミニウム合金等の適当な金属材が、適宜に用いられることとなる。
【００２０】
また、かかる内面溝付伝熱管１０にあっては、その外周面が平滑面とされている一方、内周面に、多数の溝１２が形成されており、更に、それら多数の溝１２が形成されていることによって、管内面における管周方向に互いに隣り合う溝１２同士の間に、突条形態を有するフィン１６が、それぞれ１つずつ形成されている。
【００２１】
より具体的には、多数の溝１２は、管軸１４に対して直角な断面において、何れも、底部に向かうに従って次第に狭幅となる略台形形状とされていると共に、管軸１４に対して傾斜して、周方向に連続して螺旋状に延び、且つ管軸１４方向で互いに一定の距離だけ離間する形態をもって、設けられている。一方、それらの溝１２間に形成された多数のフィン１６は、それぞれ、各溝１２の形状に対応して、先端に向かうに従って狭幅となると共に、その先端面が平坦面とされた略台形形状を呈する管軸直角断面形状を有しており、それぞれの溝１２に沿って、管軸１４に対して傾斜して、周方向に連続して螺旋状に延び、且つ管軸１４方向で互いに等間隔をおいて離間する形態をもって、設けられている。
【００２２】
すなわち、ここでは、管内面に多数の溝１２と多数のフィン１６とが、管周方向に交互に位置し、且つ螺旋状形態をもって管軸１４方向に延びるように形成されており、それによって、内面溝付伝熱管１０が、管内面の限られたスペース内で、伝熱面積が効率的に増大せしめられた内面螺旋溝付伝熱管として、構成されているのである。
【００２３】
なお、このような内面溝付伝熱管１０においては、多数の溝１２のそれぞれの断面形状や管軸１４に対する傾斜角度（図３において、θにて示される角の大きさ）が、特に限定されるものではなく、伝熱管１０の用途や採用される伝熱媒体の種類、管内を流通せしめられる伝熱媒体の質量速度等に応じて適宜に決定されることとなり、例えば、溝１２の断面形状としては、上述の如き台形形状の他、Ｖ字形状やＵ字形状、或いは真円や楕円、長円等の円形の一部を為す円弧形状等の形状が採用され得るものである。また、管軸１４に対する傾斜角度：θは、好ましくは、５〜３５°の範囲内に設定されることとなる。このような設定値を採用することによって、多数の溝１２の形成による伝熱面積の増大が更に有効に図られ得ると共に、伝熱媒体が、管内をよりスムーズに案内されて、流通せしめられることとなるのである。
【００２４】
そして、このような内面溝付伝熱管１０においては、多数の溝１２のピッチ（図２において、Ｐにて示される寸法）が、０．１７〜０．３４ｍｍと、極めて狭く設定されている。何故なら、管内面に、溝１２を０．１７ｍｍよりも狭いピッチで形成することは、極めて困難であるからであり、また、溝１２を０．３４ｍｍよりも広いピッチで形成すると、管内面における伝熱面積を、従来の伝熱管よりも増大させることが出来なくなるからである。つまり、本実施形態では、溝１２のピッチ：Ｐとして、上記設定値が採用されていることによって、溝１２の条数と隣接する溝１２間に形成されるフィン１６の数とが、従来の伝熱管よりも飛躍的に増加せしめられ、以て、管内面における伝熱面積がより一層効率的に増大せしめられているのである。なお、この溝１２のピッチは、０．２〜０．３ｍｍとされていることが、望ましく、そうすることによって、多数の溝１２の形成がより容易となり、内面溝付伝熱管１０の良好な成形性をより有利に確保しつつ、管内面における伝熱面積の増大が効果的に図られ得ることとなる。
【００２５】
加えて、かかる内面溝付伝熱管１０にあっては、特に、多数のフィン１６が、高さとフィン頂角（フィン１６を形成する幅方向両側面の交差角）の大きさとが互いに異なる２種類のフィン１６ａ，１６ｂにて、構成されているのである。即ち、多数のフィン１６が、高さが低く且つフィン頂角の大きさ（図２において、αにて示される角の大きさ）が小さな第一のフィンとしての小型フィン１６ａと、該小型フィン１６ａよりも高さが高く且つフィン頂角の大きさ（図２において、βにて示される角の大きさ）が大きな第二のフィンとしての大型フィン１６ｂとから構成されているのである。そして、内面溝付伝熱管１０の内面に対して、かかる大型フィン１６ｂが、管周方向に等間隔をおいて、管軸方向に向かって螺旋状に延びるように、１周当たり６条形成されており、また、小型フィン１６ａが、管周方向に互いに隣り合う大型フィン１６ｂ同士の間に、相互に等間隔をあけて、それら大型フィン１６ｂに沿って螺旋状に延びる状態で、それぞれ、１４条ずつ、合計で、１周当たり８４条形成されているのである。
【００２６】
さらに、ここでは、そのような多数の小型フィン１６ａのそれぞれの高さ（図２において、ｈにて示される寸法）が、０．０１〜０．３ｍｍとされている。けだし、その高さ：ｈが０．０１ｍｍよりも低い小型フィン１６ａを形成することは非常に困難であるからであり、また、例え、そのような高さの低い小型フィン１６ａを形成し得たとしても、高さが低過ぎるため、管内面における伝熱面積を、従来管よりも大きく為すことが出来ないからである。一方、高さ：ｈが０．３ｍｍ以下とされているのは、小型フィン１６ａを０．３ｍｍよりも高くした場合、伝熱媒体の熱流束が、高さの高い小型フィン１６ａの先端で集中してしまい、小型フィン１６ａの表面全体が有効に活用され得なくなり、そのために、伝熱面積の増大効果を十分に得ることが出来ないばかりか、却って、かかる効果を低下せしめる恐れさえもあるからである。つまり、管内面に形成される多数のフィン１６の殆どが、適度な高さを有する小型フィン１６ａにて構成されていることによって、管内面における伝熱面積の増大効果が、より有効に享受され得るようになっているのである。なお、小型フィン１６ａの優れた成形性を確保しつつ、管内面における伝熱面積の増大効果を更に高めるためには、小型フィン１６ａの高さ：ｈが、０．０３〜０．２５ｍｍとされていることが、より望ましい。
【００２７】
また、かかる内面溝付伝熱管１０においては、少数の大型フィン１６ｂのそれぞれが、小型フィン１６ａよりも高い高さをもって構成されていることにより、伝熱管１０内に、その内径よりも所定寸法大きな外径を有する拡管プラグ（図示せず）が挿入せしめられた際に、そのような拡管プラグが、先ず、各大型フィン１６ｂの先端面に対して、所定の拡管力を及ぼしつつ、接触せしめられるようになっている。そして、ここでは、また、大型フィン１６ｂが、小型フィン１６ａよりも大きなフィン頂角：βをもって構成されていることにより、大型フィン１６ｂの厚さが小型フィン１６ａよりも厚くされ、以て大型フィン１６ｂのそれぞれのものが、拡管プラグとの接触によって変形するようなことがなく、それら大型フィン１６ｂにて前記拡管力が十分に受け止められるようになっているのである。その結果、多数の小型フィン１６ａに対して、拡管プラグが接触せしめられて、かかる小型フィン１６ａが潰れたり、倒れたりして、変形するようなことも、効果的に回避乃至は抑制され得て、それら多数の小型フィン１６ａによって達成される、前記した管内面における伝熱面積の増大効果が、十分に得られるようになっているのである。
【００２８】
なお、このような大型フィン１６ｂのフィン頂角：βは、小型フィン１６ａのフィン頂角：αよりも大きくされておれば、その大きさが、特に限定されるものではないが、好ましくは、１５〜６０°の範囲内に設定されることとなる。何故なら、大型フィン１６ｂのフィン頂角：βが１５°よりも小さいと、大型フィン１６ｂの厚さが薄くなり過ぎて、内面溝付伝熱管１０内への前記拡管プラグの挿入により生ずる拡管力を、かかる大型フィン１６ｂにて受け止めきれなくなってしまい、大型フィン１６ｂが変形してしまうからである。また、かかるフィン頂角：βが６０°よりも大きい場合には、大型フィン１６ｂの厚さが過剰に厚くなってしまうため、伝熱管１０内面における大型フィン１６ｂの占める割合が大きくなり、それによって、管内面の限られたスペース内に、小型フィン１６ａを多数形成することが困難となってしまうからである。
【００２９】
また、大型フィン１６ｂの高さも、小型フィン１６ａの高さ：ｈよりも高くされておれば、何等限定されるものではないものの、有利には、小型フィン１６ａの高さとの差分（図２において、ｄにて示される寸法）が０．０１〜０．１ｍｍの範囲内となるように設定される。けだし、かかる差分が０．０１ｍｍよりも小さいと、比較的にフィン頂角：βの小さな大型フィン１６ｂが、前記拡管プラグとの接触により僅かに変形せしめられただけでも、拡管プラグが小型フィン１６ａと接触してしまい、小型フィン１６ａの変形が生ずることとなるからである。また、かかる差分が０．１ｍｍよりも大きい場合には、各大型フィン１６ｂの高さが過剰に高くなるため、それによって、管内面に限られたスペース内で、伝熱面積を有効に確保可能な適度な高さを有する小型フィン１６ａを十分に多く形成することが困難となるからである。
【００３０】
さらに、本実施形態の内面溝付伝熱管１０にあっては、かかる大型フィン１６ｂが、管内面に、１周当たり６条形成されていると共に、小型フィン１６ａが、それら大型フィン１６ｂのうち、管周方向に互いに隣り合うもの同士の間に、それぞれ、１周当たり１４条ずつ形成されていたが、大型フィン１６ｂは、１周当たり３〜１０条の範囲内において形成され、また、小型フィン１６ａの条数は、互いに隣りあう大型フィン１６ｂ同士の間に、それぞれ１２条以上形成されていなければならない。これは、大型フィン１６ｂが、伝熱管１０の内面において、１周当たりに１条若しくは２条しか形成されていないと、伝熱管１０内に前記拡管プラグを挿入して、伝熱管１０を拡管する際に、拡管力が、伝熱管１０に対して、その周方向において均等に作用されず、そのために、部分的な拡管不足が生じて、かかる拡管操作により管外面に装着される放熱フィンの装着不良が発生する恐れが極めて高いからである。また、大型フィン１６ｂが、管内面に、１周当たり１１条以上形成される場合には、管内面における大型フィン１６ｂの占める割合が大きくなって、かかる大型フィン１６ｂと共に管内面に形成される小型フィン１６ａの条数が減少してしまい、それによって、小型フィン１６ａを多数形成して得られる、管内面における伝熱面積の増大効果が十分に享受され得ないようになってしまうからである。そして、そのような管内面における伝熱面積の増大効果を十分に得るために、小型フィン１６ａは、伝熱管１０の内面において、管周方向に互いに隣り合う大型フィン１６ｂ同士の間に、それぞれ、少なくとも１２条形成されていなければならないのである。
【００３１】
また、そのような管内面における伝熱面積の増大効果を発揮し得る小型フィン１６ａと、拡管力を受け止める働きをする大型フィン１６ｂのうち、大型フィン１６ｂは、管軸１４方向に向かって螺旋状に延びるように形成されていなければならないが、小型フィン１６ａは、必ずしも、そのような螺旋状形態を有している必要はなく、管軸１４に対して傾斜して延びるように形成されておれば良い。何故なら、大型フィン１６ｂが、螺旋状形態を有していることによって、伝熱管１０内への拡管プラグの挿入により生ずる拡管力が、管周方向において、確実に均等に作用せしめられ得ることとなるからであり、一方、小型フィン１６ａは、少なくとも、管軸１４に対して傾斜して延びるように形成されておれば、管内面における伝熱面積の増大効果を十分に発揮し得るからである。従って、本実施形態の内面溝付伝熱管１０においては、管内面に、多数の溝１２が管軸１４方向に向かって螺旋状に延びるように形成されていることによって、それらの溝１２間に形成される小型フィン１６ａと大型フィン１６ｂとが、何れも、螺旋状形態をもって、管軸１４方向に延びるように形成されていたが、例えば、伝熱管１０の内面に、螺旋状形態を有する溝１２を幾つか形成して、それら幾つかの螺旋状の溝１２間に、大型フィン１６ｂを形成し、またそれとは別に、松葉状形態を有する溝１２を多数形成して、それら多数の松葉状の溝１２間に、小型フィン１６ａを形成するようにしても、何等差し支えないのである。
【００３２】
さらに、それら小型フィン１６ａと大型フィン１６ｂのそれぞれの配置間隔、つまり、管周方向において互いに隣り合う小型フィン１６ａ同士の離間距離や大型フィン１６ｂ同士の離間距離も、特に限定されるものではなく、それら２種類のフィン１６ａ，１６ｂを与える溝１２のピッチ：Ｐによって、適宜に決定されるところではあるが、それぞれ、等間隔とされていることが、望ましい。そうすることによって、管内面における伝熱面積の増大効果が、管周方向においてバラツキなく有利に得られると共に、伝熱管１０内への拡管プラグの挿入により生ずる拡管力が、管周方向において、更に一層確実に均等に作用せしめられ得るからである。
【００３３】
このように、本実施形態の内面溝付伝熱管１０にあっては、その内面に、溝１２が極めて狭いピッチ：Ｐで多数形成されて、多数のフィン１６が形成され、しかも、それら多数のフィン１６の殆どが、伝熱面積を有効に確保し得る、適度な高さを有する小型フィン１６ａにて構成され、それによって、管内面における伝熱面積が極めて効率的に増大せしめられているところから、蒸発性能と凝縮性能の両方が、共にバランス良く、有利に高められ得ており、以て、従来管では得られない高度な管内熱伝達性能が効果的に発揮され得るのである。
【００３４】
また、かかる内面溝付伝熱管１０においては、多数のフィン１６のうち、管内熱伝達性能の向上に大きく寄与する多数の小型フィン１６ａを除いた、数少ない残りのものが、かかる多数の小型フィン１６ａよりも高い高さと厚い厚さとを有する大型フィン１６ｂからなり、そしてそれら大型フィン１６ｂにて、管内に挿入される拡管プラグによる拡管力が受け止められることによって、小型フィン１６ａが、該拡管プラグとの接触によって潰れ変形したり、倒れ変形したりしないようになっているのである。更に、そのような大型フィン１６ｂが、互いに等間隔をおいて、管軸１４方向に向かって螺旋状に延びるように形成されていることにより、それら大型フィン１６ｂにて受け止められる拡管力が、伝熱管１０に対して、管周方向に略均等に作用せしめられるようになっているところから、管外面に放熱フィンが拡管装着せしめられて、所定の熱交換器に組み込まれる際にも、小型フィン１６ａの変形による伝熱促進効果の低下が生ずることなく、高度な管内熱伝達性能が有効に確保され得るのであり、また、伝熱管１０の部分的な拡管不足による放熱フィンの装着不良等が惹起されて、熱交換器の熱交換効率が低下せしめられるようなことも、未然に防止され得るのである。そして、それらの結果として、熱交換器単体性能を更に効果的に向上させることが可能となっているのである。
【００３５】
因みに、本発明に従う構造の内面溝付伝熱管を実際に用い、かかる内面溝付伝熱管について、上述の如き優れた特徴点に関する評価を行った。
【００３６】
すなわち、先ず、多数の溝と、小型フィン及び大型フィンの２種類のものからなるフィンの多数とが、管内面に、管軸方向に向かって螺旋状に連続して延びる形態をもって管内面に形成されると共に、下記表１に示されるような寸法諸元を有して構成されてなる、本発明に従う構造とされた内面溝付伝熱管（実施例１）を準備した。また、比較のために、多数の溝と多数の小型フィンとが管内面に形成されてなる内面溝付伝熱管（比較例１）と、多数の溝と多数の大型フィンとが管内面に形成されてなる内面溝付伝熱管（比較例２）とを、それぞれ、下記表１に示されるような寸法諸元をもって形成して、準備し、更に、多数の溝と、小型フィン及び大型フィンの２種類のものからなるフィンの多数とが、管内面に形成されるものの、溝のピッチが本発明の規定範囲外とされた内面溝付伝熱管（比較例３）を、下記表１に示される寸法諸元をもって形成して、準備した。なお、これら準備された４種類の内面溝付伝熱管（実施例１及び比較例１，２，３）は、全て、銅材質のものとした。また、下記表１において、リード角は、フィンの管軸に対する傾斜角度の大きさを示し、条数は、１周当たりのフィンの条数、即ち、管軸に垂直な断面において、その端面に形成されるフィンの数を示す。
【００３７】

【００３８】
次いで、それら準備された４種類の内面溝付伝熱管（実施例１及び比較例１，２，３）と、従来より公知の伝熱性能試験装置と、冷媒としてのＲ−４１０Ａとを用い、かかる伝熱性能試験装置の試験セクションに対して、各種伝熱管を単管で組み付けて、図４及び図５に示される如き冷媒の流通下で、下記表２に示される試験条件により、蒸発性能試験と凝縮性能試験とを、公知の方法に従って実施し、それら各種伝熱管の管内熱伝達率及び管内圧力損失を調べた。その結果を管内熱伝達率−冷媒質量速度線図及び管内圧力損失−冷媒質量速度線図として、図６及び図７にそれぞれ示した。なお、蒸発性能試験と凝縮性能試験における試験区間長さは、何れも、４ｍとした。
【００３９】

【００４０】
図６に示される結果から明らかなように、本発明に従う実施例１の伝熱管が、多数の溝間に小型フィン及び大型フィンの何れか一方のみが形成されてなる比較例１の伝熱管及び比較例２の伝熱管や、多数の溝間に小型フィンと大型フィンの両方が形成されているものの、それら多数の溝ピッチが、本発明の規定外の大きさとされた比較例３の伝熱管の何れのものよりも、蒸発性能試験と凝縮性能試験の両方において、明らかに優れた管内熱伝達率が得られることが、認められるのである。また、図７から明らかな如く、実施例１の伝熱管は、蒸発性能及び凝縮性能の両方の試験において、比較例１、比較例２、及び比較例３の各伝熱管と同程度に圧力損失が抑えられることが、認められる。そして、これらのことから、本発明に従う構造を有する内面溝付伝熱管が、蒸発性能と凝縮性能の両方において、従来管では得られない優れた性能が発揮され得るものであることが、明確に認識されるのである。
【００４１】
次に、前述の如くして準備された４種類の内面溝付伝熱管（実施例１及び比較例１，２，３）を用い、従来法に従って、各種伝熱管の内部に拡管プラグを挿入し、管外面に放熱フィンを拡管装着せしめて、それら各種伝熱管をそれぞれ別の熱交換器に組み込んだ。これにより、本発明に従う内面溝付伝熱管（実施例１）が組み込まれてなる熱交換器（熱交換器１）と、フィンの構成や溝ピッチ等が本発明の規定外とされた３種類の内面溝付伝熱管（比較例１，２，３）がそれぞれ組み込まれてなる３種類の熱交換器（熱交換器２，３，４）を得た。かくして得られた４種類の熱交換器（熱交換器１〜４）について、その寸法諸元を、下記表３に示した。
【００４２】

【００４３】
そして、かくして得られた４種類の熱交換器（熱交換器１〜４）と、従来より公知の熱交換器単体性能試験装置と、冷媒としてのＲ−４１０Ａとを用い、かかる熱交換器単体性能試験装置に対して、各種熱交換器を組み付けて、図８及び図９に示される如き冷媒の流通下で、下記表４に示される試験条件により、熱交換器単体性能における蒸発試験と凝縮試験とを、公知の方法に従って実施し、それら各種熱交換器単体における蒸発能力（冷房能力）と凝縮能力（暖房能力）とを調べた。その結果を熱交換器単体能力−前面風速線図として、図１０に、それぞれ示した。
【００４４】

【００４５】
図１０に示される結果から明らかなように、本発明に従う構造の内面溝付伝熱管が組み込まれてなる熱交換器１にあっては、フィンの構成や溝ピッチ等が本発明の規定外とされた３種類の内面溝付伝熱管（比較例１，２，３）がそれぞれ組み込まれてなる熱交換器２、熱交換器３、及び熱交換器４の何れに比しても、蒸発能力と凝縮能力の両方において、同等以上の能力を発揮するものであることが認められる。このような事実から、本発明に従う構造の内面溝付伝熱管を用いることにより、熱交換器単体能力に優れた熱交換器が得られることが、明確に認識され得るのである。
【００４６】
以上、本発明の具体的な構成について詳述してきたが、これはあくまでも例示に過ぎないのであり、本発明は、上記の記載によって、何等の制約をも受けるものではなく、当業者の知識に基づいて種々なる変更、修正、改良等を加えた態様において実施され得るものである。そして、そのような実施形態が、本発明の趣旨を逸脱しない限り、何れも、本発明の範囲内に含まれるものであることは、言うまでもないところである。
【００４７】
【発明の効果】
以上の説明からも明らかなように、本発明に従う内面溝付伝熱管にあっては、優れた蒸発性能と凝縮性能とがバランス良く具備せしめられ得て、従来管では得られない高度な管内熱伝達性能が有利に発揮され得るのであり、また、熱交換器に組込む際の拡管工程におけるフィンの変形が可及的に抑制され得て、熱交換器に組み込まれた状態下でも、優れた管内熱伝達性能が有利に確保され得ると共に、管外面に対して放熱フィンが確実に拡管装着され得、以て熱交換器単体性能を更に効果的に向上させることが可能となっているのである。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に従う内面溝付伝熱管の一例を示す横断面の端面説明図である。
【図２】図１における部分拡大説明図である。
【図３】図１に示された内面溝付伝熱管の縦断面説明図である。
【図４】実施例又は比較例としての各種伝熱管の蒸発時の伝熱性能を測定する試験装置における冷媒の流通状態を示す説明図である。
【図５】実施例又は比較例としての各種伝熱管の凝縮時の伝熱性能を測定する試験装置における冷媒の流通状態を示す説明図である。
【図６】実施例及び比較例としての各種伝熱管について、管内熱伝達率を測定した結果を示すグラフである。
【図７】実施例及び比較例としての各種伝熱管について、管内圧力損失を測定した結果を示すグラフである。
【図８】実施例又は比較例としての各種伝熱管が組み込まれてなる各種熱交換器の蒸発時の単体性能を測定するための試験装置において、冷媒の流通状態を示す説明図である。
【図９】実施例又は比較例としての各種伝熱管が組み込まれてなる各種熱交換器の凝縮時の単体性能を測定するための試験装置において、冷媒の流通状態を示す説明図である。
【図１０】実施例又は比較例としての各種伝熱管が組み込まれてなる各種熱交換器について、熱交換器単体能力を測定した結果を示すグラフである。
【符号の説明】
１０伝熱管
１２溝
１４管軸
１６フィン[0001]
【Technical field】
The present invention relates to an internally grooved heat transfer tube suitably used for refrigeration equipment, air conditioning equipment, and the like, and in particular, an internally grooved heat transfer tube that can be suitably used as an evaporation tube in an evaporator or a condensation tube in a condenser. It is about.
[0002]
[Background]
Conventionally, as a kind of heat transfer tubes incorporated in heat exchangers such as evaporators and condensers in refrigeration equipment and air conditioning equipment, many grooves are formed on the inner surface of the pipe so as to extend obliquely to the pipe axis. A so-called inner-surface grooved heat transfer tube is known. For example, it is proposed in a heat transfer tube with an inner surface spiral groove in which many spiral grooves are formed on the inner surface of the tube, Japanese Utility Model Laid-Open No. 57-183487, Japanese Patent Application Laid-Open No. 9-26279, Japanese Patent Application Laid-Open No. 9-236395, and the like. The inner surface of the pipe is divided into a plurality of areas in the pipe circumferential direction by a virtual dividing line extending in the pipe axis direction, and among the plurality of areas, the areas adjacent to each other are divided with respect to the pipe axis direction. An inner surface pine groove grooved heat transfer tube or the like formed by forming a large number of grooves having a shape like a pine needle extending obliquely in opposite directions. In addition, these inner surface grooved heat transfer tubes are provided with inclined grooves such as spiral grooves and pine needle grooves, thereby increasing the contact area of the heat transfer medium such as a refrigerant circulating in the tube with the inner surface of the tube. As a result, the heat transfer coefficient in the tube is improved.
[0003]
By the way, in recent years, in order to further improve the heat transfer coefficient in the internally grooved heat transfer tube having such a structure, and further improve the heat exchange efficiency of the heat exchanger in which it is incorporated, the depth of each inclined groove To increase the height of the fins that are formed between the inclined grooves adjacent to each other in the pipe circumferential direction, and to reduce the width of the fins by decreasing the pitch of the inclined grooves. Or by increasing the number of inclined grooves by decreasing the pitch and width of the groove bottom, or the inclination angle of the inclined groove with respect to the tube axis and the apex angle of the fin, that is, both sides of the fin Means for defining the angle of intersection of slopes within a predetermined range has been taken individually or in various combinations.
[0004]
However, even when various measures such as high fining, thin fining, multi-grooving, regulation of the groove inclination angle or fin apex angle are used, the heat generated when the heat transfer tube is used as an evaporation tube. It was extremely difficult to improve both the transfer rate and the heat transfer rate when it was used as a condensing tube, that is, both the evaporation performance and condensing performance of the internally grooved heat transfer tube in a well-balanced manner.
[0005]
However, among the internally grooved heat transfer tubes that have been designed as described above, increasing the number of fins formed between the inclined grooves by increasing the number of inclined grooves further increases the number of fins. In this case, it is considered that both the evaporation performance and the condensation performance can be improved because the heat transfer area can be increased more efficiently in a limited space on the inner surface of the pipe. However, as the number of fins increases, the thickness of each fin inevitably decreases. Therefore, when the number of fins is actually increased, the heat transfer tube is replaced with a heat exchanger. In the tube expansion process for installing the heat radiation fin (plate) on the outer surface of the tube when it is assembled into a thin tube, the thin fins are deformed by being crushed or falling due to contact with the tube expansion plug inserted into the tube. As a result, both evaporation and condensation performances may be degraded. In addition, when such fin deformation occurs, partial expansion of the tube may occur due to the deformation state of the fin or variation in the deformation amount, resulting in poor mounting of the radiating fin on the outer surface of the tube (with the heat transfer tube and There is even a concern that a decrease in the heat exchange efficiency of the heat exchanger will be caused by the occurrence of a decrease in the adhesion with the radiating fins).
[0006]
On the other hand, as a method for preventing the deformation of the fin due to such contact with the pipe expansion plug, as described in Japanese Patent Publication No. 60-28573, the height of a part of the plurality of fins formed on the inner surface of the pipe is disclosed. It is known to increase the height of the tube so that the expansion plug inserted into the tube can be brought into contact with only the fins having a high height. However, in the conventional heat transfer tube, when the height of some fins is increased, there is a risk that the heat transfer tube may be deformed when the tube is expanded, and that the bending workability of the heat transfer tube is impaired. It becomes.
[0007]
Therefore, in the conventional internally grooved heat transfer tube, simply increasing the number of fins, it is not possible to obtain the heat transfer performance in the tube as expected in the state incorporated in the heat exchanger, In order to prevent the deformation of fins during pipe expansion, simply increasing the height of some fins prevents deformation of the heat transfer tube and improves its heat transfer performance while ensuring its bending workability. It was difficult to do. Therefore, improvement of heat exchange efficiency when using a heat exchanger incorporating such a conventional internally grooved heat transfer tube as an evaporator or condenser, in other words, further improving the performance of the heat exchanger alone. I couldn't even hope for it.
[0008]
[Solution]
Here, the present invention has been made in the background as described above, and the problem to be solved is that both the evaporation performance and the condensation performance can be improved in a well-balanced manner. An object of the present invention is to provide an internally grooved heat transfer tube in which heat transfer performance can be advantageously exerted, and the deformation of fins in the tube expansion process when incorporated in the heat exchanger can be suppressed as much as possible. Even in the installed state, more advanced heat transfer performance in the tube can be effectively secured, and heat radiation fins can be securely installed on the outer surface of the tube, thereby further improving the performance of the heat exchanger alone It is also an object of the present invention to provide a novel structure of an internally grooved heat transfer tube that can effectively achieve the above.
[0009]
[Solution]
In the present invention, in order to solve such a problem, a large number of grooves are formed on the inner surface of the tube so as to be inclined with respect to the tube axis, and between the grooves, a protrusion is formed. In the internally grooved heat transfer tube formed with fins each having a form, the plurality of grooves are formed at a pitch of 0.17 to 0.34 mm, while the fins are 0.01 to 0.3 mm. A first fin having a height greater than that of the first fin. 0.01-0.1mm high , and Than the first fin The second fin has a large apex angle, and further, the second fin is spirally extended in the pipe axis direction at a predetermined interval in the pipe circumferential direction so as to extend in a spiral manner. 12 or more of said 1st fins are formed between what is mutually formed in the pipe circumferential direction among these several 2nd fins, and it is formed with an inner surface groove | channel characterized by the above-mentioned The gist of the heat transfer tube is as follows.
[0010]
In such an internally grooved heat transfer tube according to the present invention, the inclined groove is formed on the inner surface of the tube at a pitch in a specific range narrower than the pitch of the inclined groove formed on the inner surface of the conventional heat transfer tube. The number of fins in the form of ridges formed between the grooves is greatly increased compared to conventional pipes, and the number of fins formed between the grooves is increased. Most of the large number of fins are made up of relatively small first fins that can secure a heat transfer area effective for improving heat transfer performance by having a height within a predetermined range. As a result, the heat transfer area on the inner surface of the tube can be increased extremely efficiently and effectively, and thus both the evaporation performance and the condensation performance can be improved in a balanced and advantageous manner. It is. Here, the number of fins means the number of fins per round, that is, the number of fins formed on the end face in a cross section perpendicular to the tube axis.
[0011]
Further, in such an internally grooved heat transfer tube, among the plurality of fins, those other than the first fin have a higher height and a larger apex angle than the first fin, and are relatively thick. Expanded tube inserted into the heat transfer tube in the tube expansion process for expansion mounting of radiating fins to the outer surface of the tube when it is configured as a thick second large fin, when it is incorporated in the heat exchanger The plug is mainly brought into contact with the thick second fin having a large thickness while exerting a predetermined tube expansion force, so that the tube expansion plug for the small first fin thinner than the second fin is used. Since the contact is minimized, it is possible to effectively eliminate or suppress the deformation of the first fin due to the contact with the expansion plug due to collapse or collapse. is there
[0012]
As a result, even when the internally grooved heat transfer tube is incorporated in the heat exchanger, the effect of improving both the evaporation and condensation performance obtained by the large number of first fins is advantageously ensured. To get. In addition, the large second fins are limited to the few remaining fins excluding the first fin among the large number of fins, and the number of the second fins is reduced as much as possible. The presence of the second fin does not impair the effect of improving both the evaporation and condensation performance by the first fin.
[0013]
Further, in the internally grooved heat transfer tube according to the present invention, the second fins with which the tube expansion plug is brought into contact with each other extend in a spiral shape toward the tube axis direction at a predetermined interval in the tube circumferential direction. In spite of being formed as described above, the second fin is composed of the few remaining fins except the first fin among the large number of fins. Thus, the expansion force can be applied substantially uniformly to the entire surface of the inner surface of the tube through the second fin, whereby the entire heat transfer tube is expanded evenly in the circumferential direction, and the radiating fin is connected to the outer surface of the tube. On the other hand, it is possible to reliably install the expanded tube with sufficient adhesion.
[0014]
Therefore, in the internally grooved heat transfer tube according to the present invention, excellent evaporation performance and condensation performance can be provided in a well-balanced manner, and advanced in-tube heat transfer performance that cannot be obtained with conventional tubes can be exhibited advantageously. In addition, the deformation of the fins in the pipe expansion process when incorporated in the heat exchanger can be suppressed as much as possible, and excellent heat transfer performance in the pipe is advantageously ensured even when incorporated in the heat exchanger. In addition, since the heat dissipating fins can be surely expanded and attached, it is possible to further effectively improve the performance of the heat exchanger alone.
[0015]
By the way, according to one of the preferable aspects of the internally grooved heat transfer tube according to the present invention, the apex angle of the second fin is 15 to 60 °. By adopting such a configuration, the thickness of the second fin to which the tube expansion force is exerted is appropriately set, and thereby deformation due to contact with the tube expansion plug of the second fin can be reliably prevented, The deformation of the first fin can be more effectively prevented, and the ratio of the second fin occupying the inner surface of the pipe can be kept low, and the number of the first fins can be sufficiently secured, Therefore, the effect of improving the in-tube heat transfer performance by the first fin can be further advantageously enhanced.
[0016]
Also, heat transfer with inner groove according to the present invention On the tube According to this, the height difference between the first fin and the second fin is 0.01 to 0.1 mm. In the internally grooved heat transfer tube having such a configuration, the second fin can be made sufficiently higher than the first fin within a height range that does not impair the formability of the first fin. Thereby, not only can each of the first fins be configured to be large enough to exhibit an excellent heat transfer promoting effect in the tube, but for example, the second fin can be connected to the tube expansion plug. Even if it may be deformed by contact, contact with the expansion plug of the first fin can be advantageously avoided or minimized, so that The effect of improving the heat transfer performance can be effectively ensured.
[0017]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, in order to clarify the present invention more specifically, the configuration of the internally grooved heat transfer tube according to the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0018]
First, FIG. 1 shows an example of an internally grooved heat transfer tube having a structure according to the present invention in an end view in a cross-sectional form cut in a direction perpendicular to the tube axis direction, and FIG. 1 is an enlarged view of the main part of FIG. 1, and FIG. 3 is a longitudinal sectional view of such an internally grooved heat transfer tube cut parallel to the tube axis direction. Note that FIG. 3 shows the grooves and fins exaggerated for easy understanding of the arrangement of the grooves and fins. For this reason, in the longitudinal sectional view of FIG. It should be understood that the fins are shown with a smaller number of arrangements compared to FIGS.
[0019]
As is apparent from FIGS. 1 to 3, the internally grooved heat transfer tube 10 as a whole has a hollow straight tube shape having a circular cross section. In addition, this inner surface grooved heat transfer tube 10 is employed as an evaporation tube, a condensation tube, a heat pipe body, or the like, so that a flow path of a heat transfer medium such as a refrigerant can be formed inside the tube. In addition to the circular shape, it is configured in a hollow tube structure having an appropriate cross-sectional shape such as an elliptical shape or a flat oval shape. And in this inner surface grooved heat transfer tube 10, depending on the required heat transfer performance, the type of heat transfer medium employed, etc., for example, copper, copper alloy, aluminum alloy, etc. A metal material will be used appropriately.
[0020]
Further, in the inner surface grooved heat transfer tube 10, the outer peripheral surface is a smooth surface, while the inner peripheral surface is formed with a large number of grooves 12, and further, the numerous grooves 12 are formed. By doing so, one fin 16 having a ridge shape is formed between the grooves 12 adjacent to each other in the pipe circumferential direction on the pipe inner surface.
[0021]
More specifically, each of the plurality of grooves 12 has a substantially trapezoidal shape that gradually becomes narrower toward the bottom in a cross section perpendicular to the tube axis 14, and Inclined and continuously spirally extending in the circumferential direction, and spaced apart from each other by a certain distance in the tube axis 14 direction. On the other hand, a large number of fins 16 formed between the grooves 12 correspond to the shape of each groove 12 and become narrower toward the tip, and are substantially trapezoidal with the tip surface being a flat surface. It has a cross-sectional shape perpendicular to the tube axis, and is inclined with respect to the tube shaft 14 along each groove 12 and extends spirally continuously in the circumferential direction. It is provided with a form that is spaced apart at equal intervals.
[0022]
That is, here, a large number of grooves 12 and a large number of fins 16 are formed on the inner surface of the tube so as to be alternately positioned in the circumferential direction of the tube and to extend in the direction of the tube axis 14 in a spiral form. The internally grooved heat transfer tube 10 is configured as an internally spiral grooved heat transfer tube whose heat transfer area is efficiently increased in a limited space on the tube inner surface.
[0023]
In such an internally grooved heat transfer tube 10, the cross-sectional shape of each of the many grooves 12 and the inclination angle with respect to the tube axis 14 (the size of the angle indicated by θ in FIG. 3) are particularly limited. However, it is appropriately determined according to the use of the heat transfer tube 10, the type of heat transfer medium employed, the mass rate of the heat transfer medium circulated in the tube, etc., for example, the cross-sectional shape of the groove 12 In addition to the trapezoidal shape as described above, a V-shaped or U-shaped shape, or an arc shape that forms a part of a circle such as a perfect circle, an ellipse, or an ellipse can be adopted. The inclination angle θ with respect to the tube axis 14 is preferably set within a range of 5 to 35 °. By adopting such a set value, the heat transfer area can be increased more effectively by forming a large number of grooves 12, and the heat transfer medium can be guided and circulated more smoothly in the pipe. It becomes.
[0024]
In such an internally grooved heat transfer tube 10, the pitch of many grooves 12 (the dimension indicated by P in FIG. 2) is set to be extremely narrow, 0.17 to 0.34 mm. This is because it is extremely difficult to form the grooves 12 at a pitch narrower than 0.17 mm on the inner surface of the tube, and when the grooves 12 are formed at a pitch wider than 0.34 mm, This is because the heat transfer area cannot be increased as compared with the conventional heat transfer tube. In other words, in the present embodiment, by adopting the above set value as the pitch P of the grooves 12, the number of grooves 12 and the number of fins 16 formed between the adjacent grooves 12 are the same as the conventional. The heat transfer area is greatly increased as compared with the heat transfer tube, and thus the heat transfer area on the inner surface of the tube is increased more efficiently. In addition, it is desirable that the pitch of the grooves 12 is 0.2 to 0.3 mm. By doing so, it becomes easier to form a large number of grooves 12, and the inner grooved heat transfer tube 10 is excellent. An increase in the heat transfer area on the inner surface of the tube can be effectively achieved while ensuring the formability more advantageously.
[0025]
In addition, in the internally grooved heat transfer tube 10, in particular, a large number of fins 16 are different from each other in height and fin apex angle (intersection angles on both sides in the width direction forming the fins 16). The

fins

16a and 16b are configured. That is, a large number of fins 16 are small fins 16a as first fins having a small height and a small fin apex angle (the angle indicated by α in FIG. 2), and the small fins. It is composed of large fins 16b as second fins that are higher than 16a and have a large fin apex angle (the angle indicated by β in FIG. 2). The large fins 16b are formed on the inner surface of the inner-grooved heat transfer tube 10 so that the large fins 16b extend in a spiral manner toward the tube axis direction at regular intervals in the tube circumferential direction. In addition, the small fins 16a are arranged in a spiral manner along the large fins 16b at equal intervals between the large fins 16b adjacent to each other in the pipe circumferential direction. In total, 84 strips are formed per lap.
[0026]
Further, here, the height (the dimension indicated by h in FIG. 2) of such a large number of small fins 16a is set to 0.01 to 0.3 mm. However, it is very difficult to form a small fin 16a whose height: h is lower than 0.01 mm. For example, such a small fin 16a having such a low height could be formed. However, since the height is too low, the heat transfer area on the inner surface of the tube cannot be made larger than that of the conventional tube. On the other hand, the height: h is set to 0.3 mm or less when the small fins 16a are made higher than 0.3 mm, the heat flux of the heat transfer medium is concentrated at the tips of the high-sized small fins 16a. As a result, the entire surface of the small fin 16a cannot be used effectively, and therefore, not only the effect of increasing the heat transfer area cannot be sufficiently obtained, but there is also a possibility that the effect may be reduced. It is. That is, most of the large number of fins 16 formed on the inner surface of the tube are constituted by the small fins 16a having an appropriate height, so that the effect of increasing the heat transfer area on the inner surface of the tube is more effectively enjoyed. It has come to gain. In order to further enhance the effect of increasing the heat transfer area on the inner surface of the pipe while ensuring the excellent moldability of the small fins 16a, the height of the small fins 16a: h is set to 0.03 to 0.25 mm. It is more desirable.
[0027]
Further, in the internally grooved heat transfer tube 10, each of the small number of large fins 16 b is configured to have a height higher than that of the small fins 16 a, so that the heat transfer tube 10 has a predetermined dimension larger than its inner diameter. When a tube expansion plug (not shown) having an outer diameter is inserted, such a tube expansion plug is first brought into contact with the tip surface of each large fin 16b while exerting a predetermined tube expansion force. It is like that. In addition, here, the large fin 16b is configured with a fin apex angle: β larger than that of the small fin 16a, so that the large fin 16b is thicker than the small fin 16a. Each of the members 16b is not deformed by contact with the tube expansion plug, and the tube expansion force is sufficiently received by the large fins 16b. As a result, it is possible to effectively avoid or suppress the expansion of the small-sized fins 16a such that the tube expansion plugs are brought into contact with each other and the small-sized fins 16a are crushed or fallen. The effect of increasing the heat transfer area on the inner surface of the tube, which is achieved by the large number of small fins 16a, can be sufficiently obtained.
[0028]
The fin apex angle: β of the large fin 16b is not particularly limited as long as it is larger than the fin apex angle: α of the small fin 16a. It will be set in the range of 15-60 degrees. This is because if the fin apex angle β of the large fin 16b is smaller than 15 °, the large fin 16b becomes too thin and the tube expansion force generated by the insertion of the tube expansion plug into the internally grooved heat transfer tube 10 is as follows. This is because the large fins 16b cannot be received by the large fins 16b, and the large fins 16b are deformed. Further, when the fin apex angle β is larger than 60 °, the large fins 16b are excessively thick, so that the ratio of the large fins 16b on the inner surface of the heat transfer tube 10 is increased. This is because it becomes difficult to form a large number of small fins 16a in a limited space on the inner surface of the tube.
[0029]
Further, the height of the large fin 16b is not limited as long as the height of the small fin 16a is higher than the height h of the small fin 16a, but advantageously, the difference from the height of the small fin 16a (in FIG. 2) , The dimension indicated by d) is set in the range of 0.01 to 0.1 mm. However, if such a difference is smaller than 0.01 mm, even if the large fin 16b having a relatively small fin apex angle: β is slightly deformed by contact with the tube expansion plug, the tube expansion plug becomes a small fin 16a. This is because the small fins 16a are deformed. In addition, when the difference is larger than 0.1 mm, the height of each large fin 16b becomes excessively high, so that a heat transfer area can be effectively secured within a space limited to the inner surface of the pipe. This is because it becomes difficult to form a sufficiently large number of small fins 16a having an appropriate height.
[0030]
Furthermore, in the inner surface grooved heat transfer tube 10 of the present embodiment, the large fins 16b are formed on the inner surface of the tube with six strips per turn, and the small fins 16a include the large fins 16b. Between the adjacent ones in the pipe circumferential direction, 14 ridges are formed per one turn, but the large fins 16b are formed within the range of 3 to 10 ridges per lap, and the small fins The number of strips 16a must be 12 or more between the large fins 16b adjacent to each other. This is because, when the large fins 16b are formed on the inner surface of the heat transfer tube 10 with only one or two strips per circumference, the heat transfer tube 10 is expanded by inserting the tube expansion plug into the heat transfer tube 10. At this time, the expansion force is not evenly applied to the heat transfer tube 10 in the circumferential direction, so that a partial shortage of the expansion occurs, and the mounting of the radiation fins that are mounted on the outer surface of the tube by the expansion operation. This is because there is an extremely high possibility that defects will occur. Further, when the large fins 16b are formed on the inner surface of the tube at 11 or more lines per circumference, the proportion of the large fins 16b in the inner surface of the tube increases, and the small fins formed on the inner surface of the tube together with the large fins 16b. This is because the number of fins 16a is reduced, and as a result, the effect of increasing the heat transfer area on the inner surface of the tube, which is obtained by forming a large number of small fins 16a, cannot be fully enjoyed. In order to sufficiently obtain the effect of increasing the heat transfer area on the inner surface of the tube, the small fins 16a are arranged between the large fins 16b adjacent to each other in the tube circumferential direction on the inner surface of the heat transfer tube 10, respectively. At least 12 strips must be formed.
[0031]
Of the small fins 16a that can exhibit the effect of increasing the heat transfer area on the inner surface of the tube and the large fins 16b that act to receive the tube expansion force, the large fins 16b are spiral toward the tube axis 14 direction. However, the small fin 16a does not necessarily have such a spiral shape, and is formed so as to be inclined with respect to the tube axis 14. It ’s fine. This is because, since the large fins 16b have a spiral shape, the tube expansion force generated by the insertion of the tube expansion plug into the heat transfer tube 10 can be applied evenly in the tube circumferential direction. On the other hand, if the small fins 16a are formed so as to be inclined at least with respect to the tube axis 14, the effect of increasing the heat transfer area on the tube inner surface can be sufficiently exhibited. . Therefore, in the inner surface grooved heat transfer tube 10 of the present embodiment, a large number of grooves 12 are formed on the inner surface of the tube so as to extend spirally toward the tube axis 14. The small fins 16 a and the large fins 16 b that are formed are both formed in a spiral shape and extend in the direction of the tube axis 14. For example, a groove having a spiral shape is formed on the inner surface of the heat transfer tube 10. 12 are formed, large fins 16b are formed between the several spiral grooves 12, and apart from that, a large number of grooves 12 having a pine needle shape are formed, and the large number of pine needle shapes are formed. Even if the small fins 16a are formed between the grooves 12, there is no problem.
[0032]
Further, the spacing between the small fins 16a and the large fins 16b, that is, the distance between the small fins 16a adjacent to each other in the pipe circumferential direction and the distance between the large fins 16b are not particularly limited, Although it is determined as appropriate depending on the pitch P of the grooves 12 for providing these two types of

fins

16a and 16b, it is desirable that they are equally spaced. By doing so, the effect of increasing the heat transfer area on the inner surface of the pipe is advantageously obtained without variation in the pipe circumferential direction, and the pipe expansion force generated by the insertion of the pipe expansion plug into the heat transfer pipe 10 is further increased in the pipe circumferential direction. It is because it can be made to act even more reliably.
[0033]
Thus, in the inner surface grooved heat transfer tube 10 of the present embodiment, a large number of grooves 12 are formed on the inner surface at an extremely narrow pitch: P, and a large number of fins 16 are formed. Most of the fins 16 are constituted by small fins 16a having an appropriate height that can effectively secure the heat transfer area, and thereby the heat transfer area on the inner surface of the pipe is increased extremely efficiently. Therefore, both the evaporation performance and the condensation performance can be advantageously improved in a well-balanced manner, and therefore, a high in-tube heat transfer performance that cannot be obtained by a conventional tube can be effectively exhibited.
[0034]
Further, in the internally grooved heat transfer tube 10, among the many fins 16, the few remaining ones except for the many small fins 16 a that greatly contribute to the improvement of the in-tube heat transfer performance are the many small fins 16 a. The large fins 16b having a higher height and a thicker thickness are received, and the large fins 16b receive the tube expansion force due to the tube expansion plugs inserted into the tubes, so that the small fins 16a are connected to the tube expansion plugs. It is designed not to be crushed or deformed by contact. Further, since such large fins 16b are formed so as to extend spirally toward the tube axis 14 at regular intervals, the tube expansion force received by the large fins 16b is transmitted. Even when the heat radiation fins are expanded and attached to the outer surface of the pipe so as to be applied to the heat pipe 10 in the circumferential direction of the pipe, the small fins are also mounted. The high heat transfer performance in the pipe can be effectively ensured without causing a decrease in the heat transfer promotion effect due to the deformation of 16a, and inadequate heat radiation fin mounting due to partial expansion of the heat transfer pipe 10 is caused. Thus, it is possible to prevent the heat exchange efficiency of the heat exchanger from being lowered. As a result, the performance of the heat exchanger alone can be improved more effectively.
[0035]
Incidentally, the internal grooved heat transfer tube having the structure according to the present invention was actually used, and the above-described excellent feature point was evaluated for the internal grooved heat transfer tube.
[0036]
That is, first, a large number of grooves and a large number of fins consisting of two types of small fins and large fins are formed on the inner surface of the tube in a form that continuously extends spirally toward the tube axis direction. In addition, an internally grooved heat transfer tube (Example 1) having a structure according to the present invention having dimensions as shown in Table 1 below was prepared. For comparison, an internally grooved heat transfer tube (Comparative Example 1) in which a large number of grooves and a large number of small fins are formed on the inner surface of the tube, and a large number of grooves and a large number of large fins are formed on the inner surface of the tube. An internally grooved heat transfer tube (Comparative Example 2) is formed and prepared with dimensions as shown in Table 1 below, and a number of grooves, small fins and large fins are prepared. Table 1 below shows an internally grooved heat transfer tube (Comparative Example 3) in which many of the two types of fins are formed on the tube inner surface, but the groove pitch is outside the specified range of the present invention. Prepared with the required dimensions. In addition, all of these prepared four types of internally grooved heat transfer tubes (Example 1 and Comparative Examples 1, 2, and 3) were made of copper. Further, in Table 1 below, the lead angle indicates the magnitude of the inclination angle of the fin with respect to the tube axis, and the number of strips is the number of fins per round, that is, the end surface of the cross section perpendicular to the tube axis. Indicates the number of fins formed.
[0037]

[0038]
Then, using these prepared four types of internally grooved heat transfer tubes (Example 1 and Comparative Examples 1, 2, and 3), a conventionally known heat transfer performance test apparatus, and R-410A as a refrigerant, With respect to the test section of such a heat transfer performance test apparatus, various heat transfer tubes are assembled as single tubes, and under the flow of refrigerant as shown in FIGS. 4 and 5, the evaporation performance is determined according to the test conditions shown in Table 2 below. The test and the condensation performance test were conducted according to known methods, and the heat transfer coefficient and pressure loss in the pipes of these various heat transfer pipes were examined. The results are shown in FIG. 6 and FIG. 7 as a heat transfer coefficient in the tube-refrigerant mass velocity diagram and a pressure loss in the tube-refrigerant mass velocity diagram, respectively. Note that the test section lengths in the evaporation performance test and the condensation performance test were both 4 m.
[0039]

[0040]
As is apparent from the results shown in FIG. 6, the heat transfer tube of Example 1 according to the present invention is the heat transfer tube of Comparative Example 1 in which only one of a small fin and a large fin is formed between a plurality of grooves. Although the heat transfer tube of Comparative Example 2 and both small fins and large fins are formed between a large number of grooves, the heat transfer tube of Comparative Example 3 in which the large number of groove pitches is outside the specified range of the present invention. It can be seen that the tube heat transfer rate is clearly superior in both the evaporation performance test and the condensation performance test than any of the above. Further, as is apparent from FIG. 7, the heat transfer tube of Example 1 has the same pressure loss as the heat transfer tubes of Comparative Example 1, Comparative Example 2, and Comparative Example 3 in both the evaporation performance and the condensation performance tests. Is observed to be suppressed. And, from these, it is clear that the internally grooved heat transfer tube having a structure according to the present invention can exhibit excellent performance that cannot be obtained with conventional tubes in both evaporation performance and condensation performance. It is recognized.
[0041]
Next, using the four types of internally grooved heat transfer tubes (Example 1 and Comparative Examples 1, 2 and 3) prepared as described above, tube expansion plugs were inserted into various heat transfer tubes according to the conventional method. Then, heat radiation fins were expanded and attached to the outer surface of the tube, and these various heat transfer tubes were incorporated in separate heat exchangers. As a result, the heat exchanger (heat exchanger 1) in which the heat transfer tube with inner groove according to the present invention (Example 1) is incorporated, and the fin type, groove pitch, and the like are out of the scope of the present invention. Three types of heat exchangers (heat exchangers 2, 3, and 4) each having the inner surface grooved heat transfer tubes (Comparative Examples 1, 2, and 3) incorporated therein were obtained. The dimensions of the four types of heat exchangers thus obtained (heat exchangers 1 to 4) are shown in Table 3 below.
[0042]

[0043]
Then, using the four types of heat exchangers thus obtained (heat exchangers 1 to 4), a conventionally known heat exchanger unit performance test apparatus, and R-410A as a refrigerant, such a heat exchanger unit Various heat exchangers are assembled to the performance test apparatus, and the evaporation test and condensation in the performance of the heat exchanger alone are performed under the test conditions shown in Table 4 below under the flow of the refrigerant as shown in FIGS. The test was carried out according to a known method, and the evaporating capacity (cooling capacity) and the condensing capacity (heating capacity) of these various heat exchangers were examined. The results are shown in FIG. 10 as a heat exchanger unit capacity-front wind velocity diagram.
[0044]

[0045]
As is apparent from the results shown in FIG. 10, in the heat exchanger 1 in which the internally grooved heat transfer tube having the structure according to the present invention is incorporated, the configuration of the fins, the groove pitch, etc. are outside the scope of the present invention. Compared to any of the heat exchanger 2, the heat exchanger 3 and the heat exchanger 4 in which the three types of internally grooved heat transfer tubes (Comparative Examples 1, 2 and 3) are incorporated, the evaporation capacity It is recognized that it exhibits the same or better ability in both the condensation capacity and the condensation capacity. From such a fact, it can be clearly recognized that a heat exchanger excellent in single heat exchanger capacity can be obtained by using the internally grooved heat transfer tube having the structure according to the present invention.
[0046]
The specific configuration of the present invention has been described in detail above. However, this is merely an example, and the present invention is not limited by the above description, and is based on the knowledge of those skilled in the art. The present invention can be implemented in a mode in which various changes, modifications, improvements, and the like are added. Further, it goes without saying that any of such embodiments is included in the scope of the present invention without departing from the gist of the present invention.
[0047]
【The invention's effect】
As is clear from the above description, in the internally grooved heat transfer tube according to the present invention, excellent evaporation performance and condensation performance can be provided in a well-balanced manner, and high internal heat that cannot be obtained by conventional tubes. The transfer performance can be exerted advantageously, and the deformation of the fins in the pipe expansion process when incorporated in the heat exchanger can be suppressed as much as possible, and even in the state of being incorporated in the heat exchanger The heat transfer performance can be advantageously ensured, and the radiating fins can be surely expanded and attached to the outer surface of the tube, so that the performance of the heat exchanger alone can be improved more effectively.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional end view illustrating an example of an internally grooved heat transfer tube according to the present invention.
FIG. 2 is a partially enlarged explanatory view of FIG. 1;
3 is a longitudinal cross-sectional explanatory view of the internally grooved heat transfer tube shown in FIG.
FIG. 4 is an explanatory diagram showing a refrigerant circulation state in a test apparatus for measuring heat transfer performance during evaporation of various heat transfer tubes as an example or a comparative example.
FIG. 5 is an explanatory diagram showing a refrigerant circulation state in a test apparatus for measuring heat transfer performance during condensation of various heat transfer tubes as an example or a comparative example.
FIG. 6 is a graph showing the results of measuring the heat transfer coefficient in the tubes for various heat transfer tubes as examples and comparative examples.
FIG. 7 is a graph showing the results of measuring the pressure loss in the tubes for various heat transfer tubes as examples and comparative examples.
FIG. 8 is an explanatory diagram showing a refrigerant circulation state in a test apparatus for measuring unit performance during evaporation of various heat exchangers in which various heat transfer tubes as examples or comparative examples are incorporated.
FIG. 9 is an explanatory diagram showing a refrigerant circulation state in a test apparatus for measuring unit performance during condensation of various heat exchangers in which various heat transfer tubes as examples or comparative examples are incorporated.
FIG. 10 is a graph showing the results of measuring the heat exchanger unit capacity of various heat exchangers in which various heat transfer tubes as examples or comparative examples are incorporated.
[Explanation of symbols]
10 Heat transfer tube
12 grooves
14 pipe shaft
16 fins

Claims

In the inner surface grooved heat transfer tube in which a large number of grooves are formed on the inner surface of the tube so as to extend obliquely with respect to the tube axis, and fins each having a ridge shape are formed between the grooves.
The plurality of grooves are formed at a pitch of 0.17 to 0.34 mm, while the fin is composed of a first fin having a height of 0.01 to 0.3 mm and the first fin. And a second fin having a fin apex angle which is 0.01 to 0.1 mm higher than that of the first fin and has a larger fin apex angle, which is the crossing angle of both side surfaces of the fin width direction . The two fins are formed in 3 to 10 strips so as to extend spirally toward the tube axis direction at a predetermined interval from each other in the tube circumferential direction, and among the plurality of second fins, the tube 12 or more of said 1st fins are formed between the mutually adjacent things in the circumferential direction, The inner surface grooved heat exchanger tube characterized by the above-mentioned.

The internally grooved heat transfer tube according to claim 1, wherein a fin apex angle of the second fin is 15 to 60 °.

The internally grooved heat transfer tube according to claim 1, wherein the fin has a trapezoidal shape in a cross section perpendicular to the tube axis.

In the method of manufacturing a heat exchanger including a tube expansion step in which a heat radiating fin is attached to the outer surface of the tube by inserting a tube expansion plug into the heat transfer tube and expanding the tube,
A method for producing a heat exchanger, wherein the heat transfer tube according to any one of claims 1 to 3 is used as the heat transfer tube.