WO2002042706A1 - Tube d'echangeur de chaleur et echangeur de chaleur - Google Patents

Tube d'echangeur de chaleur et echangeur de chaleur Download PDF

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WO2002042706A1
WO2002042706A1 PCT/JP2001/010240 JP0110240W WO0242706A1 WO 2002042706 A1 WO2002042706 A1 WO 2002042706A1 JP 0110240 W JP0110240 W JP 0110240W WO 0242706 A1 WO0242706 A1 WO 0242706A1
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heat exchanger
refrigerant
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refrigerant passage
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Naoki Nishikawa
Koichiro Take
Noboru Ogasawara
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Showa Denko K. K.
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    • F28F2250/04—Communication passages between channels

Definitions

  • the present invention relates to a heat exchanger such as a condenser in a refrigeration cycle of an air conditioner for a car, a home air conditioner, a refrigerator, a cooler for an electronic device, and the like, and a tube for a heat exchanger applied to the heat exchanger.
  • a heat exchanger such as a condenser in a refrigeration cycle of an air conditioner for a car, a home air conditioner, a refrigerator, a cooler for an electronic device, and the like, and a tube for a heat exchanger applied to the heat exchanger.
  • This heat exchanger (50) is composed of a plurality of ⁇ 3 ⁇ 4 exchanger tubes (50) having both ends communicating with both headers (52) (52) between a pair of headers (52) (52) along the vertical direction. 53) are arranged in parallel, and fins (54) are arranged between the tubes (53) and outside the outermost tube (53), respectively, and furthermore, outside the outermost fin (54).
  • the side plate (55) is arranged. Further, the heat exchange tube (53) is divided by the partition member (56) provided on the header (52) (52), and a plurality of paths (C1) to (C3) are formed. Its to the header upper portion of the refrigerant inlet (5 7) gas refrigerant introduced via the respective bus (C 1)
  • tubes (53) of such a heat exchanger (50) As the tubes (53) of such a heat exchanger (50), a plurality of refrigerant passages (53) having a flat shape whose thickness is smaller than the width and extending in the tube length direction and having a rectangular cross section are used. a) Force Aluminum formed in parallel with tube width direction Extruded tubes are often used. .
  • the above-mentioned heat exchanger (50) mainly has a power s that is mounted on vehicles such as automobiles and trucks.
  • C 0 2. harmful exhaust gas
  • high performance is required at the same time as miniaturization of all automobile parts, and the above-mentioned heat exchanger (50) is no exception.
  • An object of the present invention is to provide a tube for a heat exchanger and a heat exchanger which can solve the above-mentioned problems of the prior art and can improve the heat exchange performance while reducing the size and weight.
  • the present inventor has worked diligently to analyze in detail from all angles the configuration of heat exchangers such as condensers, especially the tubes for heat exchangers employed in such heat exchangers, and based on the analysis results.
  • the inventors conducted detailed experimental studies repeatedly, and found the optimal conditions for achieving the above-mentioned object as the heat exchanger and its tube, and completed the present invention.
  • the tube is provided with a flat tube body having a predetermined length.
  • the total cross-sectional area (including the refrigerant passage portion) of the tube main body is represented by “A t”.
  • the total cross-sectional area of the refrigerant passage is “Ac”
  • the outer peripheral length of the tube body is “ ⁇ ”
  • the total inner peripheral length of the refrigerant passage is “P”
  • Ac / A t XI ⁇ 00 30 55
  • PZLX 100 150 to 325.
  • the heat exchanger tube (1) of the present invention is, for example, as described above. It is used as a heat exchanger tube of a heat exchanger similar to the conventional multi-flow type heat exchanger shown in Figs. 16 and 17 and consists of a long aluminum extruded product etc. Have been.
  • the heat exchanger tube (1) has a flat tigob (2) whose height (H) is smaller than its width (W).
  • a plurality of refrigerant passages (5) having a rectangular cross section extending along the tube length direction are formed in parallel in the tube width direction.
  • the total cross-sectional area (including the refrigerant passage portion) of the tube body (2) is “A t”. If the total cross-sectional area of the refrigerant passage is “Ac”, the outer circumference of the tube body (2) is “L”, and the total inner circumference of the refrigerant passage (5) is “P”, Ac / A t X 100 Must be set to 30-55 and PZLX 100 to 150-325.
  • the extrusion die will have a dense shape, and it may be difficult to manufacture the tube. Furthermore, even in the case of a three-dimensional shape processing method or a method in which a communication hole (refrigerant passage) is formed by roll forming or the like, the mold may have a dense shape, which may make it difficult to manufacture a tube. .
  • a c / A t is set to 4'5% or less and PZL is set to 200% or more. It is even more preferable to adopt a configuration in which PZL is set to 35% or more and 40 or less, and PZL is set to 250% or more.
  • Fig. 6 shows the relationship between “AcZA't” and the heat transfer (Q) in a tube (1) having a specific ⁇ / Lj in a multi-flow type capacitor.
  • Fig. 7 is a graph based on the graph in Fig. 6, with the range over which sufficient heat transfer (Q) can be obtained indicated by diagonal lines.
  • the tube height ( ⁇ ) If you try to set it to a value that is too high, the increase in size will increase the weight and make it difficult to reduce the weight. Conversely, if the tube height (H) is set to less than 0.5 mm, the height of the refrigerant passage (5) cannot be secured sufficiently, and the total perimeter of the passage (P) will be shortened. .
  • the tube height (H) it is necessary to reduce the thickness of the outer wall of the tube body (2) to secure the size of the refrigerant passage (5). Then, the pressure resistance of the outer peripheral wall may be reduced, or a sacrificial corrosion layer may not be secured on the outer peripheral wall, so that the corrosion resistance may be reduced.
  • the heat transfer property can be increased as the inner peripheral length (P) is larger, and the passage resistance can be reduced as the cross-sectional area is larger.
  • the cross-sectional shape of the refrigerant passage (5) is preferably formed in a rectangular shape (square shape), unlike a circular shape, in order to increase the inner peripheral length (P) and the cross-sectional area.
  • the perimeter (PZL) in the refrigerant passage with respect to the total perimeter of the tube must be set to be larger than the specific value as described above.
  • Fig. 8A shows two refrigerant passages, one on each of the upper and lower walls of each refrigerant passage (5).
  • the macro fins (5a) are integrally formed along the length of the passage.
  • Fig. 8B shows two refrigerant fins (2) on each of the upper and lower wall surfaces of each refrigerant passage (5).
  • FIG. 8C shows a structure in which three refrigerant passages (5) are formed on the upper and lower wall surfaces, that is, a total of six refrigerant passages (5) are formed.
  • the number (NZ) of the refrigerant passages (5) with respect to the tube width is set to be excessively small, the number of the partition walls (4) may be reduced, and the pressure resistance may be reduced.
  • NZW needs to be set larger than 5/8.
  • the number of the refrigerant passages is set to “ ⁇ ”, and the width of the tip is set to “W”, and the relationship of 5 Z8 ⁇ NZW is established. It is preferable to adopt a configuration. .
  • the refrigerant passage (5) has a rectangular shape. However, when the passage height (H-2Tb) is extremely small, the refrigerant passage (5) is not used for forming a tube. Even if the radius of curvature of the part corresponding to the corner of the refrigerant passage (5) in the extrusion die is set to “0 '(zero)”, the corner of the refrigerant passage (5) is affected by the metal flow during extrusion. May be formed in a gentle arc shape and may have an excessive radius (R) with respect to the size of the passage (5). Specifically, as shown in Fig.
  • the corner of (T3) may be formed in a gentle arc shape, and it may not be possible to secure sufficient inner circumference (P) and passage cross-sectional area. Therefore, in the present invention, it is preferable that the radius of curvature (R) at the corner of the refrigerant passage (5) is formed to be larger than one third of the passage height (H-2Tb).
  • the radius of curvature of the corner portion in the cross section of the refrigerant passage is “”
  • the height of the tube main body is “H”
  • the thickness of the outer peripheral wall of the tube main body is “Tb”
  • R It is more preferable to adopt a configuration in which the relationship of ⁇ (H—2 Tb) X 1/3 is established.
  • a space between adjacent refrigerant passages in the tube main body is provided. Assuming that the thickness of the cut wall is ⁇ T a '' and the thickness of the outer peripheral wall of the tube main body is ⁇ Tb '', the relationship of Tb X 1Z8 ⁇ T a ′ and Tb X 2/3 is established. It is even more preferable to adopt
  • the partition wall thickness (T a) needs to be secured to a certain value or more in consideration of pressure resistance, but the partition wall thickness (Ta) is set to the outer peripheral wall thickness (Ta). Tb) Even if the thickness is made thicker than necessary, the pressure resistance will not be improved. That is, when an internal pressure is applied to the refrigerant passage. (5), if the thickness of the partition wall (T a) is substantially smaller than the thickness of the outer peripheral wall (Tb), the partition wall (4) breaks down. Conversely, when the partition wall thickness (Tb) is substantially larger than the outer peripheral wall thickness (Tb), the outer peripheral wall (3) breaks down.
  • the tube main body has a configuration having a tube outer peripheral wall constituting the outer peripheral wall, and an inner plate inserted into the outer peripheral wall constituting the refrigerant passage.
  • a plurality of refrigerant passages ′ (15) are provided inside as a heat exchanger tube (11), and a space between adjacent refrigerant passages is provided.
  • a passage-to-passage communication type in which a plurality of communication holes (14c) for communicating adjacent refrigerant passages with each other are formed in the partition wall (14) can be suitably used.
  • the tube (11) since the refrigerant freely exchanges between the passages, the heat is exchanged in a well-balanced manner throughout the tube width direction, so that the heat exchange performance can be further improved.
  • 2 2 a) has a corrugated inner plate (2 2 b) inserted into the inside of the tube, and the inner plate (2 2 b) forms a partition wall and an inner fin, and the inside of the tube A refrigerant passage (25) is formed in the air passage.
  • the tube main body has a tube upper structure constituting the upper side thereof and a tube lower structure constituting the lower side thereof, and an upper and lower partition plate is interposed between the two structures 5. Accordingly, a configuration in which each of the refrigerant passages is partitioned into upper and lower portions to form a multilayer structure can also be adopted.
  • the heat exchanger tube (3 1) force The upper tube structure (3 2a) constituting the upper side and the lower tube structure (3 • 2) constituting the lower side b), and an upper and lower partition plate (32c) 0 is interposed between the two components (32a) and (32b).
  • the refrigerant passages (35) having a multilayer structure (two stages) partitioned vertically are formed in parallel in the tube width direction.
  • the refrigerant passage (35) can be formed in a multilayer structure of three or more layers.
  • a tube body composed of a press-formed product 5 may be employed.
  • a metal plate is bent by press molding, By forming a flat tube and forming a partition wall (44) for forming a refrigerant passage (45) in the tube, a heat exchanger tube (4.1) made of a breath molded product is obtained. is there. ⁇
  • the second invention specifies a heat exchanger such as a condenser using the heat exchanger tube of the first invention. That is, in the second invention, a plurality of flat tubes having both ends communicating with both headers are arranged in parallel between a pair of headers arranged in parallel with each other, and the flat tubes flow from the refrigerant inlet of the header. In the heat exchanger, the cooled refrigerant is heat-exchanged through the flat tube and is discharged from the refrigerant outlet of the header, wherein the + flat tube has a flat shape having a predetermined length.
  • a heat exchanger such as a condenser using the heat exchanger tube of the first invention. That is, in the second invention, a plurality of flat tubes having both ends communicating with both headers are arranged in parallel between a pair of headers arranged in parallel with each other, and the flat tubes flow from the refrigerant inlet of the header. In the heat exchanger, the cooled refrigerant is heat-exchanged through the flat tube
  • a plurality of refrigerant passages extending in the tube length direction are formed in parallel in the tube width direction, and the total cross-sectional area (including the refrigerant passage portion) of the tube main body is defined as “A t” in the tube body.
  • a c the total cross-sectional area of the refrigerant passage
  • the outer peripheral length of the tube body is “ ⁇ ”
  • the total inner peripheral length of the refrigerant passage is “P”
  • a c / A t X 1 0 30 ⁇ 55
  • P / LX 100 150 ⁇ 325
  • the heat exchanger of the second aspect of the invention specifies the heat exchanger using the heat exchanger tube of the first aspect of the invention, and has the same operational effects as the above.
  • the inventor of the present invention has made intensive efforts based on the above invention, and has conducted detailed experimental research, and has further found suitable components.
  • a plurality of refrigerant passages having a rectangular cross section extending in the tube length direction are formed in a flat tube main body having a predetermined length in a parallel arrangement in the tube width direction.
  • the height of the tube body is “H”
  • the width of the tube body is “W”
  • the number of the refrigerant passages is “N”
  • the number of the refrigerant passages is “N”.
  • the radius of curvature of the corner portion in the cross section is “RJ”
  • the thickness of the outer peripheral wall of the tube body is “Tb”
  • the thickness of the partition wall between adjacent refrigerant passages in the tube body is “Ta”
  • the gist is that the equations (f1) to (f4) are set so as to hold. '' ⁇ ⁇ 0.5 mm ⁇ H 1.5 mm... (f 1)
  • the mass velocity of the coolant flowing through the coolant passage is set to 50 to 800 kg / m 2 sec in order to improve the thermal conductivity.
  • the fourth invention specifies a heat exchanger such as a condenser using the heat exchanger tube of the third invention.
  • a plurality of flat tubes having both ends communicating with both headers are arranged in parallel between a pair of headers arranged in parallel with each other.
  • the refrigerant flowing from the refrigerant inlet is heat-exchanged through the flat tube and is discharged from the header refrigerant outlet, wherein the flat tube has a predetermined length.
  • a plurality of refrigerant passages extending in the tube length direction are formed in parallel in the tube width direction in a flat tube body having a height of ⁇ H, the height of the tube body is set to ⁇ H, '' and the width of the tube body is set to “W”, the number of the refrigerant passages is “N”, the radius of curvature of the corner portion in the cross section of the refrigerant passage is “R”, the outer peripheral wall thickness of the tube main body is “Tb”, and
  • the gist is that the following relational expressions (.f1) to (f4) are established when the thickness of the partition wall between adjacent refrigerant passages is "Ta". ⁇ 0.5mm ⁇ H ⁇ 1.5mm... (f1)
  • the fourth aspect of the present invention specifies a heat exchanger using the heat exchanger tube of the third aspect of the invention, and has the same functions and effects as described above.
  • the mass velocity of the refrigerant flowing through the refrigerant passage is set to 50 to 8 OO kg / m 3 sec in order to improve the thermal conductivity.
  • FIG. 1 is a perspective view showing a heat exchanger tube according to the present invention.
  • FIG. 2 is a sectional view showing a heat exchanger tube according to the present invention.
  • FIG. 3 is an enlarged cross-sectional view showing the vicinity of a refrigerant passage of a heat exchanger tube according to the present invention. ⁇
  • FIG. 4 is an enlarged cross-sectional view showing a periphery of a refrigerant passage of a preferred example of the heat exchanger tube of the present invention.
  • FIG. 5 is a graph showing the relationship between AC / At and PZL in a heat exchanger tube of a multi-flow condenser.
  • FIG. 6 is a graph showing the relationship between Ac ZAt and the amount of heat transfer in a heat exchanger tube.
  • FIG. 7 is a rough drawing showing the applicable range of Ac / At and PZL in the heat exchanger tube of the present invention.
  • FIG. 8A is a view showing the vicinity of a refrigerant passage of a heat exchanger tube according to a first modification of the present invention. It is sectional drawing which expands and shows.
  • FIG. 8B is an enlarged cross-sectional view showing the vicinity of a refrigerant passage of a heat exchanger tube according to a second modification of the present invention.
  • FIG. 8C is an enlarged cross-sectional view showing the vicinity of the refrigerant passage of the heat exchanger tube according to the third modification of the present invention.
  • FIG. 9 is an exploded perspective view showing a heat exchanger tube according to a fourth modification of the present invention. .
  • No. 1.0A is a side sectional view showing a heat exchanger tube according to the fourth modification.
  • FIG. 10B is a front sectional view showing a heat exchanger tube according to the fourth modification.
  • FIG. 11 is a perspective view showing a heat exchanger tube according to a fifth modification of the present invention. .
  • FIG. 12 is an exploded perspective view showing a heat exchanger tube according to a sixth modification of the present invention. ⁇
  • FIG. 13 is a perspective view showing a heat exchanger tube according to a seventh modification of the present invention.
  • FIG. 14 is a graph showing the relationship between heat conductivity and P / W in the heat exchanger tubes of the example and the comparative example. ⁇
  • FIG. 15 is a graph showing the relationship between the crushing pressure and the partition wall thickness in the heat exchanger tubes of the example and the comparative example.
  • FIG. 16 is a front view showing a condenser for a car air conditioner.
  • FIG. 17 is an exploded perspective view showing a main part of the condenser for a car air conditioner.
  • Tb Thickness of outer peripheral wall
  • R Partial radius of curvature of refrigerant passage corner
  • the total cross-sectional area (Ac) of the refrigerant passage is 6.5 mm 2
  • the total cross-sectional area (A t) of the tube body is 18.1 mm 2
  • a c / A t is 35.8 %
  • P / L is 325%
  • total inner circumference of refrigerant passage (P) is 104nim
  • 'outer circumference of tube body is 32.1 mm
  • number of refrigerant passages is 35
  • tube body height (H) Is 1.1 mm
  • the tube body width (W) is 16 mm
  • the partition wall thickness (Ta) is 0.6 mm
  • the outer peripheral wall thickness (Tb) is 0.25 mm
  • the radius of curvature (R) of the refrigerant passage is 0.
  • a .05 mm heat exchanger tube was prepared.
  • Tb Thickness of outer peripheral wall
  • R Curvature radius of corner of refrigerant passage
  • Capacitors were formed in the same manner as above using tubes for heat exchangers having the configurations shown in Tables 1 and 2, and measurement was performed in the same manner as above.
  • the heat exchanger related to the present invention has excellent heat conductivity and excellent heat exchange performance.
  • FIG. 14 is a graph showing the relationship between P / W and heat conductivity (ha) in the capacitors of Examples 1 to 3 and Comparative Examples 1 and 2.
  • Examples 1-3 are shown by 1-3
  • Comparative Examples 1 and 2 are shown by B1 and B2.
  • the heat exchange performance can be improved while the weight is reduced. It can be suitably used for a refrigeration system.

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Description

明細書 熱交換器用チュープ及ぴ熱交換器 技術分野 '
この発明は、 自動車用エアコン、 家庭用エアコン、 冷蔵庫、 電子機器用冷却器 等の冷凍サイクルにおけるコンデンサ等の熱交換器及びその熱交換器に適用され る熱交換器用チューブに関する。 背景技術
従来、 自動車用エアコンの冷凍サイクルにおけるコンデンサとして、 第 1 6図 · 及ぴ第 1 7図に示すように、 マルチフロータイプと称される熱交換器 （50) が 多く採用されている。
この熱交換器 （50) は、 一対の垂直方向に沿うヘッダー （52) (5 2) 間 に、 それぞれ両端を両ヘッダー （52) (52) に連通接続する複数本の ^¾交換 器用チューブ （53) が並列状に配置されるとともに、 チューブ （53) の各間 及び最外側のチューブ （53) の外側にフィン （54) がそれぞれ配置され、 更 に最外側のフィン （54)の外側にサイドプレート （55) が配置される。 また、 ヘッダー （52) (52) に設けられた仕切部材 （56) によって、 熱交換チュ ーづ (53) が区分けされて、 複数のパス (C 1) 〜 (C3) が形成される。 そ してヘッダー上部の冷媒入口 （5 7)から流入されたガス冷媒が、各バス （C 1)
〜 （C3) を順に流通し、 その流通時に外気との熱交換により凝縮液化されて、 ヘッダー下部の冷媒出口 （58) から流出されるものである。
このような熱交換器 (50) のチューブ （53) としては、 厚み寸法が幅寸法 に比べて小さい扁平な形状を有し、 チューブ長さ方向に延びる断面矩形状の複数 の冷媒通路'（53 a) 力 チューブ幅方向に並列配置に形成されたアルミェゥム 押出チューブからなるものが多く使用されている。.
ところで、 上記の熱交換器 ( 5 0 ) は、 主として自動車やトラック等の車両に 搭載されるものである力 s、 近年、 このような車両においては、 燃費の向上や有害 な排出ガス （C 02 、 N O x ) の削 や、 冷媒使用量の削減を目的どして、 小型 軽量化が強く求められている。 このため、 あらゆる自動車部品の小型軽量ィ匕と同 時に高性能化が求められ、 上記熱交換器 （5 0 ) も例外ではない。
熱交換器用チューブ （5 3 ) 'の軽量化を図るには、 例えばチューブ高さを低く ' したり、チューブ（5 3 )の外周壁の肉厚を薄くしたりする方法等が考えられる。
しかしながら、 チューブ高さを低くすると、 冷媒通路 （5 3 a ) の通路断面が 小さくなるので、 通路抵抗及び圧力損失が大きくなつて、 コンデンサの性能が低 下する場合がある。 ·
またチューブ （5 3 ) の外周壁を単に薄く形成すると、 耐圧性の低下を来すと ともに、 犠牲耐贪層を十分に確保できず、 耐食性の低下を来すという問題が発生 する。 .
この発明は、 上記従来技術の問題を解消し、 小型軽量化を図りつつ、 熱交換性 能を向上させることが.できる熱交換器用チューブ及び熱交換器を提供することを 目的とする。
この発明の他の目的は、 以下の説明により明らかにされるであろう。 発明の開示
本発明者は、 鋭意努力して、 コンデンサ等の熱交換器、 特にそのような熱交換 器に採用される熱交換器用チューブの構成をあらゆる角度から詳細に分析し、 更 にその分析結果を基に、 綿密な実験研究を繰り返し行ったところ、 熱交換器及ぴ そのチューブとして、 上記目的を達成可能な最適条件を見出し、 本発明を成すに 至った。
すなわち、 本第 1発明は、 所定の長さを有する扁平なチューブ本体に、 チュー ブ長さ方向に延びる複数の冷媒通路が、 チューブ幅方向に並列配置に形成される 熱交換器用チューブにおいて、 前記チューブ本体の総断面積 （冷媒通路部分を含 む） を 「A t」、 前記冷媒通路の総断面積を 「Ac」、..前記チューブ本体の外周 囲長を 「し」、 前記冷媒通路の総内周囲長を 「P」 としたとき、 Ac /A t X I· 00 = 30〜 55、 PZLX 100=1 50〜325の関係が成立するよう設定 されてなるものを要旨としている。
本発明の熱交換器用チューブにおける構成の一例を、 図面を用いて詳細に説明 · すると：、 第 1図及び第 2図に示すように、 本発明における熱交換器用チューブ (1) は、 例えば上記従来の第 1 6図及ぴ第 1 7図に示すマルチフロータイプの 熱交換器と同様な熱交換器の熱交換用チューブとして使用されるものであり、 長 尺なアルミニウム押出成形品等により構成されている。 . この熱交換器用チューブ （1) は、 高さ （H) が幅 （W) よりも小さい扁平な チゴーブ本体 （2) を有している。
チューブ本体 （2) には、 チューブ長さ方向に沿って延びる断面矩形状の複数 の冷媒通路 （5) がチューブ幅方向に並列状に形成されている。
ここで、 上記したように、 本発明の熱交換器用チューブ （1) においては、 第 5図に示すように、チューブ本体（2) の総断面積（冷媒通路部分を含む） を「A t」、 冷媒通路の総断面積を 「Ac」、 チューブ本体 （2) の外周囲長を 「L」、 冷媒通路 （5) の総内周囲長を 「P」 としたとき、 Ac/A t X 100を 30〜 55、 PZLX 100を 1 50〜3 25に設定する必要がある。
すなわち、 A c /A tが 30 %未満の場合、 冷媒の通路抵抗が大きくなり、 圧 力損失が大きくなるとともに、 チューブ重量の高重量化を来す恐れがある。 逆に Ac/A tが 55%を超える場合、 流路断面積が増大し、 チューブ内における冷 媒の流速が低下し、 熱伝達率が減少する。 なお、 A c /A tが 55 %以下の場合 には、 チューブ内の流速が低下していても、 チューブ内周囲長 「P」 を十分確保 することにより、 優れた熱性能を得ることができる。 .また PZ'Lが 150%未満の場合、 伝熱性が低下し、 熱交換器として十分な熱 性能が得られない。 つまり、 PZLが 150%以上のとき、 Ac/Atが 30% 未満であれば冷媒圧損が著しく上昇するものの、 A c/A t.を.30 °/。以上に設定 することにより、 この冷媒圧損の上昇を抑制することができる。 .
また PZLが 325 °/0よりも大きくなると、アルミ ゥム押出チューブの場合、 押出金型が緻密な形状となりチューブ製造が困難になる恐れがある。 更に 3次元 形状加工方法や連通孔 （冷媒通路） をロールフォーミング等で形成する方法であ ても、 金型が緻密な形状となりチューブ製造が困難になる恐れがある。 .
更に本第 1発明においては、 上記の特性をより確実に得るため、 以下の構成を 採用するのが好ましい。 ·· ·
すなわち本第 1発明においては、 A c /A tが 4 '5%以下に設定され、 PZL が 200 %以 '上に設定されてなる構成を採用するのが好ましく、 更に A c/A t ' が 35%以上、 40以下に設定され、 PZLが 250 %以上に設定されてなる構 成を採用するのがより一層好ましい。
上記数値の特定範囲は、 第 6図及ぴ第 7図のグラフから導かれる。 すなわち、 第 6図のグラフは、マルチフロータイプのコンデンサにおいて、特定の Γρ/Lj を有するチューブ （1) において、 「AcZA't」 と伝熱量 （Q) との関係を示 すものであり、 第 7図は第 6図のグラフを基に、 十分な伝熱量 （Q) が得られる 範囲を斜線で示したグラフである。
これらのグラフから明らかなように、 Ac/A t及び P/Lが上記の必須範囲 ないしは好適範囲内のものは、 伝熱量 （Q) が大きく、 第 5図に示す範囲のもの が優れた熱交換性能を有しいるのが判る。
一方、 本第 1発明においては、 チューブ本体 （2) 高さを 「H」 として、 H
=0. 5〜1. 5 mmの関係が成立するよう設定されてなる構成を採用するのが 良い。 '
すなわち第 2図及ぴ第 3図に示すように、 チューブ高さ （Η)· を、 1. 5mm 超に設定しょうとすると、 サイズの増大により、 重量が増大して軽量化を図るこ とが困難になってしまう。 逆にチューブ高さ （H) を 0. 5 mm未満に設定しよ うとすると、 冷媒通路 （5) の高さを十分に確保できなくなり、 通路の総周囲長. (P) が短くなつてしまう。 なお、 チューブ高さ （H) を 0. 5 mm未満に設定 する際に、 チュ プ本体 （2) の外周壁の厚さを薄くして、 冷媒通路 （5) の大 きさを確保しょうとすると、 外周壁の耐圧性が低下したり、 外周壁に犠牲腐食層 を確保できずに耐食性が低下する恐れがある。
. また本第 1発明においては、 前記チューブ本体の幅を ·「W」 として、 W=10 〜2 Ommの関係が成立するよう設定されてなる構成を採用するのが望ましい。 すなわちチューブ本体 （2) の幅 （W) が大き過ぎるものでは、 装置の大型化 を来し、 また幅 (W) が小さ過ぎるものでは、 十分な伝熱性を確保するのが困難 になる恐れがある。
また本発明において、チューブ内に形成される冷媒通路（5)は、内周囲長（P) が大きいほど伝熱性を増大させることができ、 更に断面積が大きいほど通路抵抗 を低下させることができる。従って、冷媒通路（5)の断面形状は、内周囲長（P) 及び断面積を大きくするために、 円形等とは異なり、 矩形状 （四角形状） に形成 するのことが好ましい。 ，
ここで本発明においては、 上記したように、 チュープ総周囲長に対する冷媒通 路内周囲長 （PZL) を、 上記しように、 特定の値よりも大きく設定する必要が ある。
この 「PZL」 を大きくするには、 つまり Pノ Lを 150%以上に設定するに は、 単位チューブ幅に対する冷媒通路 （5) の本数 「NZW」 を増加させる方法 と、 また通路数を増加させなくとも、 第 8 A図ないし第 8 C図に示すように、 冷 媒通路 （5) の内周面に突条のマイクロフィン （5 a) を形成する方法とが考え られる。
ここで第 8 A図は、 各冷媒通路 （5) にその上下壁面に 1本ずつ、 計 2本ずつ のマクロフィン （5 a) が通路長さ方向に沿って一体に形成されるものを示し、 第 8 B図は、 各冷媒通路 （5) にその上下壁面に 2.本ずつ、 計 4本ずつ形成され るものを示し、 第 8 C図は、'各冷媒通路 （5) にその上下壁面に 3本ずつ、 計 6 本ずつ形成されるものを示している。
また本第 1発明においては、 チューブ幅に対する冷媒通路 （5) の本数 （NZ ) を過度に小さく設定しょうとすると、 仕切壁 (4) の数が減少して耐圧性が 低下する恐れがあるため、 「NZW」 は 5/ 8よりも大きく設定する必要がある。 ： す.なわち本第 1発明においては、 前記冷媒通路の本数'を 「Ν」·、 前記チ.ユープ の幅を 「W」 として、 5 Z8<NZWの関係が成立するよう設定されてなる構成 を採用するのが好ましい。 .
. また、本第 1発明において、 冷媒通路 （5) が矩形状であることは既述した通 りであるが、 通路高さ （H— 2Tb) が非常に小さい場合には チューブ成形用 'の押出金型における冷媒通路（5)のコーナー部に対応する部分の曲率半径を「0 ' (ゼロ）」 に設定したとしても、 押出時のメタルフローの影響により、 冷媒通路 (5) のコーナー部が緩やかな円弧状に形成されて、 通路 （5) の大きさに対し 過大なアール（R)が付いて.しまうことがある。具体的には第 4図に示すように、 通路高さ （H— 2 Tb) が小さい場合、通路高さを 3等分した領域（T1) 〜（T 3) のうち、 上下の領域 （T l) (T3) のコーナ 部が緩やかな円弧状に形成 されて、内周囲長（P)や通路断面積を十分に確保できない場合がある。従って、 本発明においては、 冷媒通路 （5) のコーナー部における曲率半径 (R) を通路 高さ （H— 2 Tb) の 3分の 1よりも大きく形成するのが好ましい。
すなわち本第 1発明においては、 前記冷媒通路の断面におけるコーナー部の曲 率半径を 「 」、 前記チューブ本体の高さを 「H」、 前記チューブ本体における 外周壁の厚みを 「Tb」 として、 R< (H— 2 Tb) X 1/3の関係が成立する よう 定されてなる構成を採用するのが、 より好ましい。
更に第 1発明においては、 前記チューブ本体における隣り合う冷媒通路間の仕 切壁の厚みを 「T a」、 前記チューブ本体における外周壁の厚みを 「Tb」 とし て、 T b X 1Z8 <T a'く Tb X 2/3の関係が成立するよう設定されてなる構 成を採用するのが、. より一層好ましい。
' すなわち第 3図に示すように、 仕切壁厚み （T a) は、 耐圧性を考慮して、 あ る値以上に確保.する必要があるが、 仕切壁厚み （Ta) を外周壁厚み （Tb) よ 'りも必要以上に厚くしたところで、 耐圧性が向上することはない。 つまり、 冷媒 通路 .（5) に内圧を負荷した場合、 仕切壁厚み （T a) が外周壁厚み （Tb) よ ' りも実質的に薄い場合には、 仕切壁 （4) が破壌し、 逆に仕切壁厚み （Tb) が 外周壁厚み （Tb) よりも実質的に厚い場合には、 外周壁 （3) が破壌するから である。 これらの情報を踏まえた上で、 外周壁 （3) の亜鉛拡散による犠牲腐食 層が、 最大で外周壁厚み （T b ) の 33. 3 % ( 2 / 3 ) 程度であることを考慮 すると.、 「T a≥Tb.X 2/3」 としても耐圧性は向上しないことになる。 従つ て、 仕切壁厚み （Ta) の上限を、 「Tb X 2/3'」 よりも小さく設定するのが 良い。
また、 仕切壁厚み （Ta) が薄過ぎる場合には、 仕切壁 （4) の強度、 ひいて は耐圧性の低下を来す.恐れがあるため、 仕切壁厚み （Ta) は、 外周壁厚み （T b) の 8分の 1よりも大きい厚みに設定するのが良い。 . 従って、 本発明においては、 上記したように 「Tb X lZ8.<Ta<Tb X 2
/3 j という関係を満足させるのが望ましい。
■ また本発明においては、 前記冷媒通路を流れる冷媒の質量速度が 50〜800 k g/m2 s e cに設定されてなる構成を採用するのが、 なお一層好ましい。 すなわちこの構成を採用する場合、 熱伝導率を向上できて、 より優れた熱交換 性能を得ることができる。
なお、 本発明においては、 チューブ本体が、 その外周壁を構成するチューブ外 周壁構成体と、 その外周壁構成体の内部に揷入されて、 冷媒通路を形成するイン ナープレートとを有する構成を採用することも可能である。 例えば、第 9図及ぴ第 1 0図に示すように熱交換器用チューブ（1 1) として、 内部に、 複数の冷媒通路.'（1 5) が併設されるとともに、 隣合う冷媒通路間の仕 切壁 （1 4) に、 隣合う冷媒通路同士を連通する複数の連通孔 （1 4 c) .が形成 される通路間連通型のものを好適に使用することができる。このチューブ（1 1 ) においては、 冷媒が通路間を自在に行き来することによりチューブ幅方向全域に' おいてバランス良く熱交換されるため、 一層、 熱交換性能を向上させることがで きる。
また第 1.1図に示すように、 熱交換器用チューブ （2.1) として、 そのチュー プ本体 （22) 、 外周壁を構成するチューブ外周壁構成体 （2 2 a) と、 その .外周壁構成体 （2 2 a) の内部に揷入される波板形状のインナ^"プレート （2 2 b) とを有し、 インナ一プレート （2 2 b) により、 仕切壁及びィンナーフィン が構成されて、 チューブ内に冷媒通路 （25) が形成されるものである。 .
また、 本宪明においては、 チューブ本体が、 その上側を構成するチューブ上側 構成体と、 下側を構成するチューブ下側構成体とを有するとともに、 両構成体間 5 に上下仕切プレートが介在されることにより、 各冷媒通路が、 上下に仕切られて 多層構造に形成されてなる構成も採用することができる。
例えば第 1 2図に示すように、 熱交換器用チューブ （3 1) 力 その上側を構 成するチューブ上側構成体（3 2 a) と、下側を構成するチューブ下側構成体（3 • 2 b ) とを有し、 両構成体 （3 2 a) (3 2 b) 間に上下仕切プレート （3 2 c) 0 が介在される。 こうして、上下に仕切られた多層構造（2段） の冷媒通路（3 5) がチューブ幅方向に並列状に形成されるものである。なお、上下仕切プレート（3 2 c) を 2枚以上介在させることにより、.冷媒通路 （3 5) を 3層以上の多層構 造に形成することも可能である。
また、 本発明においては、 チューブ本体が、 プレス成形品をもって構成されて 5 なるものも採用することができる。 '
すなわち、 第 1 3図に示すように、 金属板をプレス成形により折曲加工して、 扁平管状に形成するとともに、 管内に冷媒通路 （4 5 ) を形成するための仕切壁 ( 4 4 ) を形成することにより、 ブレス成形品からなる熱交換器用チューブ （4 . 1 ) を得るものである。 ·
•なお、 第 9図ないし第' 1 3図に示す変形例の熱交換器用チューブにおいては、 ' 第 1図ないし第 3図に示すチューブに対し同一又は相当する部分に、 同一又は相 当符号を付している。
一方、 本第 2発明は、 上記第 1発明の熱交換器用チューブを用いた凝縮器等の 熱交換器を特定するものである。 . すなわち本第 2発明は、 互いに平行に配置される一対のヘッダー間に、 両端を 両ヘッダーに連通接続する複数本の扁平チューブが並列状に配置され、 前記へッ ダ一の冷媒入口から流入された冷媒が、前記扁平チューブを通つて熱交換されて、 前記へッダ一の冷媒出口から流出されるよう構成された熱交換器において、 前記 + 扁平チューブが、 所定の長さを有する扁平なチューブ本体に、 チューブ長さ方向 に延びる複数の冷媒通路が、 チューブ幅方向に並列配置に形成されてなり、 前記 チューブ本体の総断面積 （冷媒通路部分を含む） を 「A t」、 前記冷媒通路の総 断面積を 「A c」、 前記チューブ本体の外周囲長を 「し」、 前記冷媒通路の総内 周囲長を 「P」 としたとき、 A c /A t X 1ひ 0 = 3 0〜5 5、 P / L X 1 0 0 = 1 5 0〜3 2 5の関係が成立するよう設定されてなるものを要旨としている。 この第 2発明の熱交換器は、 上記第 1発明のの熱交換器用チューブを用いた熱 交換器を特定するものであるため、 上記と同様の作用効果を奏するものである。 一方、 本発明者は、 上記発明を基に鋭意努力して、 綿密な実験研究を行い、 好 適な構成要素を更に見出した。
その結果、 本第 3発明は、 所定の長さを有する扁平なチューブ本体に、 チュー ブ長さ方向に延びる断面矩形状の複数の冷媒通路が、·チューブ幅方向に並列配置 に形成される熱交換器用チューブにおいて、 前記チューブ本体の高さを 「H」、 前記チューブ本体の幅を 「W」、 前記冷媒通路の本;数を 「N」、 前記冷媒通路の 断面におけるコーナー部の曲率半径を 「RJ、 前記チューブ本体における外周壁 の厚みを 「Tb」 及ぴ前記チューブ本体における隣り合う冷媒通路間の仕切壁の 厚みを 「Ta」 としたとき、 下記の関係式 （f 1) 〜 （f 4) が成立するよう設 定されてなるものを要旨としている。 ' ' ■ ■ 0. 5mm<Hく 1. 5mm … ( f 1 )
5 / 8 < N/W … (f 2)
Rく （H— 2 Tb) X 1/3 … ( f 3)
Tb X l/8<T a<Tb X 2/3 ··· ( f 4)
これらの関係式 （f 1) 〜 （f 4) については、 上記第 1発明の欄で説明した 通りであり、 これらの関係式 （： f' l) ~ (f 4) を全て満足する第 3発明の熱交 ：换器用チューブは、 上記した理由から、 優れた熱交換性能を得ることができるも のである。
更に本第 3発明では、 熱伝導率の向上を図るために、 前記冷媒通路を流れる冷 媒の質量速度が 50〜800 k g/m2 s e cに設定されてなる構成を採用する のが好ましい。
—方、 本第 4発明は、 上記第 3発明の熱交換器用チューブを用いた凝縮器等の 熱交換器を特定するものである。
すなわち、 本第 4発明は、 互いに平行に配置される一対のヘッダー間に、 両端 を両へッダ一に連通接続する複数本の扁平チュ一ブが並列状に配置され、 前記へ ッダ一の冷媒入口から流入された冷媒が、 前記扁平チューブを通って熱交換され て、 前記へッダ一の冷媒出口から流出されるよう構成された熱交換器において、 前記扁平チューブが、 所定の長さを有する扁平なチューブ本体に、 チューブ長さ 方向に延びる複数の冷媒通路が、 チューブ幅方向に並列配置に形成されてなり、 前記チューブ本体の高さを 「H」、 前記チューブ本体の幅を 「W」、 前記冷媒通 路の本数を 「N」、 前記冷媒通路の断面におけるコーナー部の曲率半径を 「R」、 前記チューブ本体における外周壁の厚みを 「Tb」 及ぴ前記チューブ本体におけ る隣り合う冷媒通路間の仕切壁の厚みを 「Ta」 としたとき、 下記の関係式 （.f 1) 〜 （f 4) が成立するよう設定されてなるものを要旨としている。 ■ 0. 5.mm<H< 1. 5mm … （f 1)
5ゾ 8く ··· ( f 2)
R< (H- 2Tb) X 1/3 … (f 3)
Tb X l/8<Ta<Tb X 2/3 ··· ( f 4)
この本第 4発明は、 上記第 3発明のの熱交換器用チュ一ブを用いた熱交換器を 特定するものであり、 上記と同様の作用効果を奏するものである。
更にこの第 4発明においては、 熱伝導率の向上を図るために、 前記冷媒通路を 流れる冷媒の質量速度が 50〜8 O O k g/m3 s e cに設定されてなる構成を 採用するのが良い。 ' ' · · '
• 図面の簡単な説明
第 1図は、 この発明に関連した熱交換器用チューブを示す斜視図である。
第 2図は、 この発明に関連した熱交換器用チューブを示す断面図である。
第 3図は、 この発明に関連した熱交換器用チューブの冷媒通路周辺を拡大して 示す断面図である。 ·
第 4図は、 この発明の熱交換器用チューブにおける好適例の冷媒通路周辺を拡 大して示す断面図である。
第 5図は、 マルチフローコンデンサの熱交換器用チューブにおいて A C/ A t と PZLとの関係示すグラフである。
第 6図は、 熱交換器用チューブにおいて Ac ZA tと伝熱量との関係を示すグ ラフである。
第 7図は、 この発明の熱交換器用チューブにおける Ac /A t及ぴ PZLの適 用範囲を示す示すダラフである。
第 8 A図は、 この発明の第 1変形例である熱交換器用チューブの冷媒通路周辺 を拡大して示す断面図である。
第.8 B図は、 この発明の第 2変形例である熱交換器用チュ^ブの冷媒通路周辺 を拡大して示す断面図である。
• 第 8 C図は、 この発明の第 3変形例である熱交換器用チューブの冷媒通路周辺 を拡大して示す断面図である。
. 第 9図は、 この発明の第 4変形例である熱交換器用チューブを分解して示す斜 視図である。 .
ノ第 1 .0 A図は、上記第 4変形例の熱交換器用チューブを示す側面断面図である。. 第 1 0 B図は、上記第 4変形例の熱交換器用チューブを示す正面断面図である。 第 1 1図は、 この発明の第 5変形例である熱交換器用チューブを示す斜視図で め。。
第 1 2図は、 この発明の第 6変形例である熱交換器用チューブを分解して示す 斜視図である。 ·
第 1 3図は、 この発明の第 7変形例である熱交換器用チューブを示す斜視図で ある。
第 1 4図は、 実施例及び比較例の熱交換器用チューブにおける伝熱性と P /W との関係を示すグラフである。 ·
第 1 5図は、 実施例及ぴ比較例の熱交換器用チューブにおける破壌圧力と仕切 壁厚さとの関係を示すグラフである。
第 1 6図は、 カーエアコン用のコンデンサを示す正面図である。
第 1 7図は、 上記カーエアコン用コンデンサの要部を分解して示す斜視図であ る。 発明を実施するための最良の形態
実施例
以下、 この発明に関連した実施例及び比較例につき、 詳細に説明する。 ' A c A t P L Ac/A t P / L N H W Q P /W N/W T a T b R
( mm2 ) ( mm2 ) (mm) (ram) ( % ) ( % ) (本） (mm) (ram) (kW) (mm) (ram) (mm)
1 6.5 18.1 104 32.1 35.8 325 35 1.15 16 10.8 6.5 2.18 0.06 0.25 0.05 - 0.98 実
2 8 18.1 71 32.1 44.2 223 20 1.15 16 10.1 4.46 1.25 0.06 0.25 0.05 0.52
3 8.8 18.1 53 32.1 48.6 166 12 1.15 16 10 3.32 0.75 0.06 0.25 0.05 0.3 施
4 6.5 18.1 104 32.1 35.8 325 35 1.15 16 10.8 6.5 2.18 0.06 0.25 0.05 0.98
5 5.8 18.1 103 32.1 . 32.1 320 35 1.15 16 10.4 6.4 2.18 0.09 0.25 0.05 0.9 例
6 5.4 18.1 101 32.1 30 315 35 1.15 16 10.2 6.3 2.18 0.12 0.25 0.05 0.8
1 9 18.1 43.2 32.1 50 •134 7 1.15 16 9.4 2.7 0.43 0.12 0.25 0.05 0.22 比
2 9.2 18.1 38.9 32.1 50 121 5 1.15 16 9.5 2.43 0.31 0.12 0.25 0.05 0.2
3 7.4 18.1 108 32.1 41 336 35 1.15 16 10.6 6.75 2.18 0.03 0.25 0.05 例
4 4.31 18.1 98.4 32.1 23 307 35 1.15 16 9.65 6.15 2.18 0.17 0.25 0.05
Ac：冷媒通路の総断面積 At：チューブ本体の総断面積 P 冷媒通路の総内周囲長 L ：チューブ本体の外周囲長 N：冷媒通路の本数 H：チューブ本体の高さを W チューブ本体の幅 Ta：仕切壁厚み
Tb：外周壁厚み R：冷媒通路のコーナ一部曲率半径
Q：伝熱量 （k W) ha :伝熱性 （k WZK)
<実施例 1 >
表 1に示すように、 冷媒通路の総断面積 （Ac) が 6. 5mm2 、 チューブ本 体の総断面積 （A t ) が 1 8. 1 mm2 、 A c /A tが 35. 8 %、 P/Lが 3 25%、 冷媒通路の総内周囲長 （P) が 104nim、'チューブ本体の外周囲長が 32. 1 mm, 冷媒通路数が 3 5、 チューブ本体高さ （H) が 1. 1 mm、 チ ユーブ本体幅 （W) が 16mm、 仕切壁厚み （Ta) が 0.· 06mm、 外周壁厚 み （Tb) が 0. 25mm、 冷媒通路の曲率半径 （R) が 0. 05 mmの熱交換 器用チューブを準備した。
この熱交換器用チューブを用いて、 第 16図及ぴ第 1 7図に示すマルチフロー タイプのコンデンサを形成し、 熱性能 （Q) 及ぴ伝熱性 (h a) 'を測定した。
(以下余白）
A c A t P L Ac/At P /L N H W Q N/W T a T b
(匪2 ) (mm2 ) (mm) (mm) ( ) (%) (本） (mm) (mm) (kW) (mm) (ram) (mm)
7 8 18.1 71 32.1 44.2 223 20 1.15 16 10.1 4.46 1.25 0.06 0.25 0.05 0.52 実
8 8.8 18.1 53 32.1 48.6 166 12 1.15 16 10 3.32 0.75 • 0.06 0.25 0.05 0.3 施 9 6.5 18.1 104 32.1 35.8 325 35 1.15 16 10.8 6.5 2.18 0.06 0.25 0.05 0.98
10 5.8 18.1 103 32.1 32.1 320 35 1.15 16 10.4 6.4 2.18 0.09 0.25 0.05 0.9 例
11 5.4 18.1 101 32.1 30 '315 35 1.15 16 10.2 6.3 2.18 0.12 0.25 0.05 0.8
5 9.2 18.1 38.9 32.1 50 121 5 1.15 16 9.5 2.43 0.31 0.12 0.25 0.05 0.2 比
6 11.1 18.1 80.6 32.1 61 251 20 1.15 16 9.75 5.04 1.25 0.07 0.18 0.05 例
7 4.31 18.1 98.4 32.1 23 307 35 1.15 16 9.65 6.15 2.18 0.17 0.25 0.05
Ac：冷媒通路の総断面積 At：チューブ本体の総断面積 P ：冷媒通路の総内周囲長 L ：チューブ本体の外周囲長 N：冷媒通路の本数 H：チューブ本体の高さを W：チューブ本体の幅 Ta：仕切壁厚み
Tb：外周壁厚み R：冷媒通路のコーナー部曲率半径
Q：伝熱量 （kW) ha :伝熱性 （k WZK)
^2 <実施例 2〜： 1 1、 比較例 1〜 7 >
表 1及ぴ表 2に示す構成の熱交換器用チュープを用いて、.上記と同様にコンデ ンサを形成し、 上記と同様に測定した。
表 1及ぴ表 2に示すように、 本発明に関連した熱交換器においては、 優れた伝 熱性を有しており、 優れた熱交換性能が得られるものである。
<熱性能の評価 > ■
上記実施例 1〜 3及び比較例 1、 2の各コンデンサにおいて、 P/Wと伝熱性 (h a) との関係を第 14図のグラフに示す。 なお、第 14図のグラフにおいて、 実施例 1〜3を 1〜 3で示し、 比較例 1、 2を B 1、 B 2で示す。
<耐圧性の評価〉
上記実施例 4〜 6及び比較例 3、 4の各コンデンサに関し、内圧を加えていき、 そのときの ·破壌圧力 〔MP a〕 を測定した。 なお、各熱交換チューブにおいては、 亜鉛拡散層 （犠牲耐贪層） を除去した状態で上記の測定を行った。
その測定結果を第 1 5図のグラフ及び下表 3に示す。 なお、 第 1 5図のグラフ において、実施例 4〜 6を A 4〜 A 6で示し、比較例 4、 5を B 4、 B 5で示す。 表 3 T a 〔mm〕 破壌圧力〔MP a〕
実施例 4 0. 0 6 1 1. 3
実施例 5 0. 0 9 1 3. 5
実施例 6 0. 1 2 1 6. 5
比較例 3 0. 0 3 5. 4
比較例 4 0. 1 7 1 6. 5 この出願は、 2 0 0 0年 1 1月 2 4日付で出願された日本国特許出願特願 2 0 0 0— 3 5 6 9 6 8号の優先権主張を伴うものであり、 その開示内容は、 そのま ま本願の一部を構成するものである。
ここで用いられた用語および説明は、 この発明に係る実施形態を説明するため に用いられたものであって、 この発明はこれに限定されるものではない。 この発 明は請求の範囲であれば、 その精神を逸脱するものではない限り、 いかなる設計 的変更も許容するものである。 産業上の利用可能性
以上のように、 本発明の熱交換器用チューブ及びそれを用いた熱交換器によれ ば、 軽量化を図りつつ、 熱交換性能を向上させることができるものであるから、 特にカーエアコン用冷凍サイクルとしての冷凍システムに好適に用いることがで きる。

Claims

請求の範囲
1. 所定の長さを有する扁平なチューブ本体に、 チューブ長さ方向に延びる複数 の冷媒通路が； チュ一プ幅方向に並列配置に形成される熱交換器用チューブにお
5 レヽて、 ·
前記チューブ本体の総断面積 （冷媒通路部分を含む） を 「A t」、 前記冷媒通 路の総断面積を 「Ac」、 前記チューブ本体の外周囲長を 「L」、 前記冷媒通路 の総内周囲長を 「P」 としたとき、
A c /A t X 100 = 30〜55、 P/L X 100 = 1 50〜325の関係が 0 成立するよう設定されてなることを特徴とする熱交換器用チューブ。 ·
2. A c/A t X 100が 45以下に設定され、 P/L X 1 00が 200以上に 設定されてなる請求の範囲第 1項記載の熱交換器用チューブ。 ' 5
3. Ac/A t X 100が 3 5以上、 40以下に設定され、 PZLX 100が 2 50以上に設定されてなる請求の範囲第 1項記載の熱交換器用。
4. 前記チューブ本体の高さを 「H」 として、 H=0. 5〜1. 5 mmの関係が 成立するよう設定されてなる請求の範囲第 1項記載の熱交換器用チューブ。
0
5. 前記チューブ本体の幅を 「W」 として、 W= 10〜2 Ommの関係が成立す るよう設定されてなる請求の範囲第 1項記載の熱交換器用チューブ。
6. 前記冷媒通路の本数を 「N」、 前記チューブの幅を 「W」 として、 5/8く 5 の関係が成立するよう設定されてなる請求の範囲第 1項記載の熱交換器用 チューブ。 ·
7. '前記冷媒通路の断面におけるコーナー部の曲率半径を 「R」、 前記チューブ 本体の高さを 「H」、 前記チューブ本体における外周壁の厚みを 「Tb」 ·として、 R< (H-2 b) X 1/3の関係が成立するよう設定されてなる請求の範囲第 1項記載の熱交換器用チューブ。 .
• 8..前記チューブ本体における隣り合う冷媒通路間の仕切壁の厚みを 「Ta.」、 前記チューブ本体における外周壁の厚みを 「Tb」 として、 Tb X lZ'8<:Ta <Tb X 2ノ 3の関係が成立するよう設定されてなる請求の範囲第 1項記載の熱 交換器用チューブ。
9.. 前記冷媒通路を流れる冷媒の質量速度が 50〜 800 k g /mz s e cに設 定されてなる請求の範囲第 1項記載の熱交換器用チューブ。
10. 互いに平行に配置される一対のヘッダー間に、 両端を両ヘッダーに連通接 続する複数本の扁平チューブが並列状に配置され、 前記へッダ一の冷媒入口から 流入された冷媒が、 前記扁平チューブを通って熱交換されて、 前記ヘッダーの冷 媒出口から流出されるよう構成された熱交換器において、
前記扁平チューブが、 所定の長さを有する扁平なチューブ本体に、 チューブ長 さ方向に延びる複数の冷媒通路が、チューブ幅方向に並列 K置に形成されてなり、 前記チューブ本体の総断面積 （冷媒通路部分を含む） を 「At：」、 前記冷媒通 路の総断面積を 「A c」、 前記チューブ本体の外周囲長を 「； L」、 前記冷媒通路 の総内周囲長を 「P」 としたとき、
Ac A t X 100 = 30〜55、 P/L X 1 00 = 150〜 325の関係が 成立するよう設定されてなることを特徴とする熱交換器。
1 1. 前記冷媒通路を流れる冷媒の質量速度が 50〜 80.0 k. g /m2 s e cに 設定されてなる請求の範囲第 10項記載の熱交換器。 .
1 2-, 所定の長さを有する '扁平なチューブ本体に、 チューブ長さ方向に延びる断 面矩形状の複数の冷媒通路が、 チューブ幅方向に並列配置に形成される熱交換器 用チューブにおいて、 .
前記チューブ本体の高さを 「H」、 前記チューブ本体の幅を 「W」、 前記冷媒 通路の本数を「N」'、前記冷媒通路の断面におけるコーナ 部の曲率半径を「R」、 前記チューブ本体における外周壁の厚みを 「Tb」 及び前記チューブ本体におけ 0 る隣り合う冷媒通路間の仕切壁の厚みを 「Ta」 としたとき、 下記の関係式 （f 1) 〜 （： f 4) :
0'. 5 mm< H< 1. 5 mm (f 1)
(f 2)
R< (H— 2Tb) X 1/3 (f 3)
5 Tb X l/8<Ta<Tb X 2/3 (f 4)
が成立するよう設定されてなることを特徴とする熱交換器用チュープ。
1 3. 互いに平行に配置される一対のヘッダー間に、 両端を両ヘッダーに連通接 続する複数本の扁平チューブが並列状に配置され、 前記ヘッダーの冷媒入口から 0 流 Λされた冷媒が、 前記扁平チューブを通って熱交換されて、 前記ヘッダーの冷 媒出口から流出されるよう構成された熱交換器において、
前記扁平チューブが、 所定の長さを有する扁平なチューブ本体に、 チューブ長 さ方向に延びる複数の冷媒通路が、チューブ幅方向に並列配置に形成されてなり、 前記チューブ本体の高さを 「H」、 前記チューブ本体の幅を 「W」、 前記冷媒 5 通路の本数を「N」、前記冷媒通路の断面におけるコーナー部の曲率半径を「 R」、 前記チューブ本体における外周壁の厚みを 「Tb」 及ぴ前記チューブ本体におけ る憐り合う冷媒通路間の仕切壁の厚みを 「Ta」 としたとき、 下記の関係式 1 ) ― ( f 4) ：
0. 5 mm<H< 1. 5 mm … ( f 1 ) ' .
δ/δ <N/W ■ ( f 2) .
R< (H- 2Tb) X 1/3 ··· (f 3)
Tb X 1Z8く Taく Tb X 2 3 -" ( f 4)
が成立するよう設定されてなることを特徴とする熱交換器。
14. 前記冷媒通路を流れる冷媒の質量速度が 50〜 800 k g/m2 s e cに 設定されてなる請求の範囲第 13項記載の熱交換器。 ··
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