WO2006059544A1 - 高圧冷媒用内面溝付伝熱管 - Google Patents

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WO2006059544A1
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heat transfer
groove
transfer tube
grooves
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PCT/JP2005/021672
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Inventor
Naoe Sasaki
Takashi Kondo
Shiro Kakiyama
Original Assignee
Sumitomo Light Metal Industries, Ltd.
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F1/00—Tubular elements; Assemblies of tubular elements
    • F28F1/10—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses
    • F28F1/40—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being only inside the tubular element
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B39/00—Evaporators; Condensers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F25—REFRIGERATION OR COOLING; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS; MANUFACTURE OR STORAGE OF ICE; LIQUEFACTION SOLIDIFICATION OF GASES
    • F25B—REFRIGERATION MACHINES, PLANTS OR SYSTEMS; COMBINED HEATING AND REFRIGERATION SYSTEMS; HEAT PUMP SYSTEMS
    • F25B2309/00—Gas cycle refrigeration machines
    • F25B2309/06—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide
    • F25B2309/061—Compression machines, plants or systems characterised by the refrigerant being carbon dioxide with cycle highest pressure above the supercritical pressure

Definitions

  • the present invention relates to an internally grooved heat transfer tube constituting a heat exchanger used in various refrigeration air-conditioning hot water supply devices, and in particular, a cross-fin tube heat exchanger using a high-pressure refrigerant typified by carbon dioxide gas.
  • the present invention relates to an internally grooved heat transfer tube.
  • heat exchangers that operate as evaporators or condensers have been used in air conditioners such as home air conditioners, automobile air conditioners, and knocker air conditioners, and refrigerators.
  • air conditioners such as home air conditioners, automobile air conditioners, and knocker air conditioners, and refrigerators.
  • cross fin tubes are usually constructed by integrally assembling air-side aluminum plate fins and refrigerant-side heat transfer tubes (copper tubes).
  • a heat exchanger is most commonly used.
  • a heat transfer tube constituting such a cross fin tube type heat exchanger a large number of spiral grooves are formed on the inner surface of the tube so as to extend with a predetermined lead angle with respect to the tube axis.
  • a so-called internally grooved heat transfer tube in which an internal fin having a predetermined height is formed between them is well known.
  • HFC refrigerants such as R-407C and R-410A, which have a relatively high global warming potential, and R-32, which has a low global warming potential
  • R-407C and R-410A which have a relatively high global warming potential
  • R-32 which has a low global warming potential
  • Synchronization to natural refrigerants such as carbon dioxide, propane, and isobutane
  • carbon dioxide refrigerant unlike natural refrigerants such as propane, has no harmful toxicity to the human body.
  • it is nonflammable, so there is less risk of fire due to refrigerant leakage.
  • Air conditioning and refrigeration It has been attracting attention as a refrigerant used in air-conditioning refrigeration and hot water supply systems that also have functions.
  • a supercritical cycle using a pressure region above the critical point on the high pressure side is applied.
  • This high-pressure side pressure varies depending on the application (refrigeration, air conditioning, hot water supply), and the reliability evaluation condition of the hot water supply system compressor can be used as a reference for considering the maximum operating pressure. For example, in a long-term reliability test for reliability evaluation of a compressor for a hot water supply system, a test condition of about 15 MPa is applied, and the system COP (performance factor) of such a hot water supply equipment is around 12 MPa.
  • the pressure resistance design considering the maximum working pressure of about 15 MPa is preferable in consideration of sudden changes in operating conditions.
  • the heat exchanger is operated at a pressure of about! ⁇ 4MPa.
  • a carbon dioxide refrigerant it is 5 ⁇ : 15MPa. Therefore, it will be used at about 5 times higher pressure than conventional ones.
  • Patent Document 1 discloses an example using a thin copper tube or stainless steel tube
  • Patent Document 2 JP 2001-153571
  • Patent Document 2 discloses an example in which a heat exchanger is constructed using a flat oblong and multi-hole tube made of aluminum.
  • the material of the heat transfer tube is copper or copper.
  • An alloy is desirable.
  • the diameter is reduced.
  • the heat transfer performance of the copper heat transfer tube has been clarified, but the heat transfer performance is not sufficient compared to the heat transfer tube with an internal groove because the inner surface is a smooth heat transfer tube. From the viewpoint of improvement, an internally grooved heat transfer tube made of copper or copper alloy having high pressure resistance is desired.
  • the outer diameter of the tube is reduced, or the bottom of the tube wall thickness at the groove forming portion formed on the inner surface of the tube.
  • methods such as increasing the wall thickness will be adopted, with regard to reducing the diameter, the diameter of about 7mm ⁇ , which has been generally used in the past, should be reduced to about 4mm ⁇ .
  • the heat transfer tube is expanded by inserting a tube expansion plug into the heat transfer tube. In many cases, this is done by mechanical expansion, which is a method of tightly adhering to and fixing to the mounting hole provided in the mounting hole. It is very difficult.
  • the groove depth tends to decrease as the bottom wall thickness increases. It is difficult to improve the heat transfer performance of an internally grooved heat transfer tube by applying high performance technology such as downsizing and thin fins. If the bottom wall thickness is increased, a large force is applied during machine expansion, so the height of the fin formed between the grooves on the inner surface of the pipe can be increased or the fin thickness can be increased. If the thickness is reduced, the problem that the fins are crushed by the pressure at the time of mechanical expansion will also be caused.
  • Patent Document 1 Japanese Patent Application Laid-Open No. 2002-31488
  • Patent Document 2 Japanese Patent Laid-Open No. 2001-153571
  • the present invention has been made in the background of vigorous circumstances, and the problem to be solved is a cross fin of a refrigerating and air-conditioning hot water supply apparatus using a high-pressure refrigerant typified by carbon dioxide gas. It is an object of the present invention to provide an internally grooved heat transfer tube with an improved heat transfer coefficient in the tube while maintaining sufficient pressure resistance in the internally grooved heat transfer tube constituting the tube heat exchanger.
  • the present inventors have made various studies in order to solve such a problem, and as a result, a large number of grooves on the inner surface of the tube constituting the cross fin tube heat exchanger are provided in the tube circumferential direction. Or a copper or copper alloy internally grooved heat transfer tube formed with an internal fin having a predetermined height between the grooves.
  • the relationship between the groove depth and the groove cross-sectional area is regulated, and between the number of grooves and the maximum pipe inner diameter, By maintaining the predetermined relationship, the inventors have found that sufficient heat transfer performance can be obtained while ensuring the pressure strength that allows the use of a high-pressure carbon dioxide refrigerant.
  • the present invention has been completed on the basis of powerful knowledge, and the gist of the present invention is a heat transfer tube constituting a cross-fin tube type heat exchanger using a high-pressure refrigerant.
  • a large number of grooves on the surface in the pipe circumferential direction or with a predetermined lead angle with respect to the pipe axis In an internally grooved heat transfer tube made of copper or copper alloy in which inner fins of a predetermined height are formed between the grooves, the outer diameter of the tube is D [mm],
  • the bottom wall thickness that is the tube wall thickness at the groove formation site is t [mm], the groove depth of the groove is d [mm], and the cross-sectional area per groove in the cross section perpendicular to the tube axis is A [ mm 2 ], t / D is not less than 0.041 and not more than 0.146, and d 2 ZA is not less than 0.75 and not more than 1.5, and N is the number of grooves in the groove, Di Is configured so that N
  • the IJ has a pressure of 5 to 15 MPa. It will be adopted.
  • the inner fin is advantageously configured to have a trapezoidal shape with a flat or arc-shaped head or a triangular cross-sectional shape.
  • the outer diameter (D) of the tube is set to:!
  • the bottom wall thickness (t) is 0.29-1.02mm. Is adopted
  • the groove depth (d) is 0.08-0.17 mm.
  • the groove cross-sectional area (A) is, those 0. 004-0. 038mm 2, preferably Adopted.
  • the number of grooves (N) is 30 to: 150 / tube circumference. Adopted advantageously.
  • the groove The lead angle with respect to the tube axis is 10 ° to 50 °.
  • the one having an apex angle force of 0 ° to 50 ° of the inner fin is employed.
  • the gist of the present invention is also a refrigerating and air-conditioning hot water supply apparatus including a cross fin tube type heat exchanger configured using the above-described internally grooved heat transfer tube.
  • FIG. 1 is an explanatory cross-sectional view showing an example of an internally grooved heat transfer tube used in a cross fin tube heat exchanger according to the present invention.
  • FIG. 2 is an enlarged sectional view illustrating a part of the internally grooved heat transfer tube shown in FIG.
  • FIG. 3 In the test apparatus used to measure the single tube performance of the internally grooved heat transfer tube in the example, (a) is the evaporation test and (b) is the flow of the refrigerant when the condensation test is performed. It is explanatory drawing which shows a communication state.
  • FIG. 1 shows an example of an internal grooved heat transfer tube for high-pressure refrigerant according to the present invention in a cross-sectional view cut along a plane perpendicular to the tube axis direction. That is, it is clear from Figure As described above, the heat transfer tube 10 is a predetermined one selected appropriately from copper or copper alloy according to the required heat transfer performance and the type of heat transfer medium circulated in the heat transfer tube.
  • a large number of inner surface fins 14 are formed so as to be positioned between the inner surface grooves 12 and 12.
  • the inner surface groove 12 formed on the inner surface of the tube has a groove depth.
  • S It is formed in d, and has a substantially trapezoidal shape that gradually narrows according to the direction of force at the bottom of the groove.
  • the thickness of the tube wall between the bottom bottom of the inner surface groove 12 and the outer peripheral surface of the tube is the bottom wall thickness: t.
  • the inner fin 14 is formed so as to be positioned between the inner groove 12 and the adjacent inner groove 12.
  • the inner fin 14 has a substantially trapezoidal shape with a head having an arc shape, but may have a substantially trapezoidal shape with a flat head or a triangular shape. There is no problem.
  • such a heat transfer tube 10 must be manufactured using a known rolling method, rolling method, or the like as disclosed in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 2002-5588. It becomes.
  • the rolling carriage device as shown in FIG. 4 of the powerful publication, when a single continuous pipe is passed through the rolling processing device, By pressing the raw tube between the grooved plug inserted into the inner hole of the tube and the circular die arranged on the outer peripheral portion, the diameter is reduced, and at the same time, a predetermined groove is formed on the inner peripheral surface of the tube. Are formed continuously.
  • a continuous strip-like strip material is used by using a processing device having a structure as shown in FIG.
  • the desired inner-grooved heat transfer tube (10) is manufactured by subjecting the strip-shaped material to grooving or tube-forming by a predetermined rolling process while moving is there.
  • tZD is configured to be not less than 0.041 and not more than 0.146, and d 2 / A is not less than 0.75 and not more than 1.5.
  • the lead angle of the inner surface groove 12 with respect to the tube axis 10 ° to 50 °
  • the apex angle of the inner surface fin within the range of 0 ° to 50 °
  • the number (N) of the inner surface groove 12 formed on the inner surface of the pipe is selected in the range of 30 to about 150 / tube circumference, preferably 50 to 110 Z.
  • the maximum inner diameter corresponding to the inner diameter of the pipe formed by connecting the groove bottoms of the grooves in other words, the pipe outer diameter (D) is doubled the bottom wall thickness (t).
  • N / Di is configured to be 8 or more and 24 or less.
  • the bottom of the internally grooved heat transfer tube is obtained by setting the specifications of the heat transfer tube to values satisfying the relational expression as described above. Even when the thickness was increased to improve the pressure resistance, the heat transfer coefficient in the tube could be improved. In other words, it is clear that it is possible to improve the pressure resistance of the internally grooved heat transfer tube by increasing the bottom wall thickness than before, and the bottom wall thickness necessary to obtain a certain pressure strength is Since the pipe outer diameter increases as the pipe outer diameter increases, mm] and tZD is set to be 0.041 or more and 0.146 or less when the bottom wall thickness is t [mm].
  • NZDi the number of grooves is too small with respect to the inner diameter. Cannot be obtained. Also, if N / Di is larger than 24, the number of grooves will be too large for the inner diameter, and it will be very difficult to process grooves when forming such internally grooved heat transfer tubes. When mass production falls, it will cause problems.
  • the specifications such as the tube outer diameter and groove depth of the heat transfer tube 10 are set to values satisfying the relational expression as described above, so that the bottom wall thickness is increased more than the conventional one. Therefore, even when the pressure resistance of the internally grooved heat transfer tube was improved, the heat transfer coefficient in the tube could be improved.
  • a cross fin tube heat exchanger generally used for a refrigeration air-conditioning hot-water supply device formed using such a heat transfer tube 10 is manufactured as follows, for example. . First, using a predetermined metal material such as aluminum or an alloy thereof, a plate fin in which a plurality of predetermined assembly holes are formed on the surface of a plate material having a predetermined shape is formed by pressing or the like. After laminating a plurality of the obtained plate fins so that the assembly holes are aligned, separately prepared heat transfer tubes 10 are respectively inserted into the assembly holes, and then the heat transfer tubes are inserted.
  • a cross fin tube is formed by physically assembling the plate fin on the air side and the heat transfer tube on the refrigerant side.
  • various parts such as U-bend pipe and header that connect the heat transfer pipes are attached and assembled in the same structure as before. As a result, it can be assembled as a cross-fin tube heat exchanger.
  • the operating pressure of the heat exchanger that has been conventionally operated at a relatively low pressure of about 1 to 4 MPa.
  • a high pressure of 5 to 15 MPa among the refrigerants used in conventional power heat exchangers.
  • Various high-pressure refrigerants such as HFC-type refrigerants such as R-32 used at relatively high pressures and carbon dioxide refrigerants used at particularly high pressures can be suitably used.
  • a large number of inner surface grooves are formed on the inner surface of the tube as spiral grooves extending at a predetermined groove inclination angle (lead angle) with respect to the tube axis, and the outer diameter of the tube.
  • Example 1 with different specifications as shown in Table 1 below, in which the bottom wall thickness, groove depth, groove cross-sectional area, and number of grooves satisfy the relational expression shown in the present invention.
  • Table 1 Table 1 below, in which the bottom wall thickness, groove depth, groove cross-sectional area, and number of grooves satisfy the relational expression shown in the present invention.
  • the relationship between the outer diameter of the pipe and the bottom wall thickness is shown in the relational expression according to the present invention as compared with the comparative example 1 which is a general specification of a high performance inner surface grooved pipe that is currently in practical use. If the relationship between the outer diameter of the pipe and the cross-sectional area of the groove, or the relationship between the number of grooves and the maximum inner diameter does not satisfy the above-mentioned relational expression, prepare as Comparative Examples 2 to 5, respectively. The specifications are shown in Table 1 below. In these examples:! To 6 and comparative examples:! To 5, the fin apex angle and the groove inclination angle (lead angle) of the inner surface groove are the fin apex angle: 40 ° and the groove in all the test tubes. Inclination angle: 18 °.
  • Table 1 Prepare 5 samples of each sample heat transfer tube cut to 300mm length, and close one opening and close the other opening against the water sealed inside the tube. Then, gradually increase the pressure with a water pressure generator and measure the pressure at the time when the test heat transfer tube breaks. Each pressure was measured, and the average value is shown in Table 2 below as a measurement result.
  • the outer diameter of the pipe, the bottom wall thickness, the groove cross-sectional area, and the groove depth satisfy the relational expressions shown in the present invention.
  • both the heat transfer coefficient in the tubes of evaporation and condensation are improved.
  • the heat transfer coefficient in the tube for both evaporation and condensation was increased by increasing the number of grooves by 5 even though the groove depth was reduced by 0. Olmm compared to Comparative Example 1.
  • the pressure strength is improved by about 15% by increasing the bottom wall thickness by 0.04 mm.

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Abstract

　炭酸ガスに代表される高圧冷媒を用いる冷凍空調給湯機器のクロスフィンチューブ式熱交換器を構成する内面溝付伝熱管において、充分な耐圧強度を保ちながら、管内熱伝達率を向上せしめた内面溝付伝熱管を提供すること。 　内面溝（１２），（１２）間に、所定高さの内面フィン（１４）が形成されてなる銅又は銅合金製の伝熱管（１０）において、管外径をＤ［mm］、前記溝の形成部位における管壁厚となる底肉厚をｔ［mm］、前記溝の溝深さをｄ［mm］、管軸に対して垂直な断面における溝１個あたりの断面積をＡ［mm2 ］としたときに、ｔ／Ｄが０．０４１以上０．１４６以下であり、且つｄ2 ／Ａが０．７５以上１．５以下であると共に、Ｎを前記溝の溝条数、Ｄｉを前記溝の溝底をつないで形成される管内径に相当する最大内径としたときに、Ｎ／Ｄｉが８以上２４以下となるように構成した。                                                                                 

Description

明 細 書
高圧冷媒用内面溝付伝熱管
技術分野
[0001] 本発明は、各種の冷凍空調給湯機器に用いられる熱交換器を構成する内面溝付 伝熱管に係り、特に、炭酸ガスに代表される高圧冷媒を用いるクロスフィンチューブ 式熱交換器を構成する内面溝付伝熱管に関するものである。 背景技術
[0002] 従来から、家庭用エアコン、 自動車用エアコン、ノ ッケージエアコン等の空調用機 器や冷蔵庫等には、蒸発器又は凝縮器として作動する熱交換器が用いられており、 その中で、家庭用室内エアコンや業務用パッケージエアコンにおいては、通常、空 気側のアルミニウム製のプレートフィンと冷媒側の伝熱管 (銅管）とが一体的に組み付 けられてなる構成のクロスフィンチューブ式熱交換器が、最も一般的に用いられてい る。また、そのようなクロスフィンチューブ式熱交換器を構成する伝熱管としては、管 内面に、管軸に対して所定のリード角をもって延びるように螺旋状の溝を多数形成し て、それらの溝間に、所定高さの内面フィンが形成されるようにした、所謂、内面溝付 伝熱管がよく知られている。
[0003] そして、そのような内面溝付伝熱管においては、力かる熱交換器の高性能化のた めに、その内面溝の深溝化や、溝間に形成された内面フィンの細フィン化が図られ、 また溝深さやフィン頂角、リード角及び溝部断面積等の最適化により、更なる高性能 化を追求したものが、多数提案されている。
[0004] ところで、この種のクロスフィンチューブ式熱交換器に使用される冷媒としては、従 来より、漏洩時の爆発や火災等の危険性や熱交換器の効率性を考慮して、 R— 12， R— 22等のフルォロカーボン系冷媒（フロン系冷媒）が用いられてきた。しかしながら 、近年の地球環境問題の深刻化に伴い、オゾン層破壊防止の見地から、塩素を含 む CFC系や HCFC系の冷媒から、 HFC系冷媒への置換が進められ、さらに、地球 温暖化防止等の見地から、それら HFC系冷媒のうち、地球温暖化係数が比較的高 レヽ R—407Cや R—410Aから、温暖化係数の低い R— 32といった HFC系冷媒や、 炭酸ガス、プロパン、イソブタン等の自然冷媒への切替が、積極的に推進されてきて いる。特に、炭酸ガス冷媒は、プロパン等の自然冷媒と違い、人体に有害な毒性も無 レ、ことに加えて、不燃性であるところから、冷媒漏れによる火災等の危険性が少なぐ 空調や冷凍機能をも兼ね備えた空調冷凍給湯システムに用いられる冷媒として、注 目されてきている。
[0005] しかしながら、力かる炭酸ガス (CO )を冷凍空調給湯機器用冷媒として用いた場
2
合にあっては、通常の HFC系冷媒等を用いた熱交換器の冷凍サイクルとは異なり、 臨界点以上の圧力領域を高圧側に利用する超臨界サイクルが適用されることとなる 。この高圧側圧力は、その用途 (冷凍、空調、給湯）によって異なっており、その最大 運転圧力を考えるには、給湯システム用圧縮機の信頼性評価条件が参考になる。例 えば、給湯システム用圧縮機の信頼性評価の長時間信頼性試験においては、 15M Pa程度の試験条件が適用されており、そのような給湯機器のシステム COP (成績係 数）は、 12MPa前後で最大値を示すというデータもあるが、突発的な運転条件の変 動を考慮すると、最大 15MPa程度の使用圧力を考慮した耐圧設計が、好ましい。つ まり、従来の冷媒を使用した場合においては、：!〜 4MPa程度の圧力で熱交換器が 運転されていたのである力 炭酸ガス冷媒を用いた場合にあっては、 5〜： 15MPaと いう、従来の約 5倍もの高圧力で使用されることとなるのである。
[0006] このように、炭酸ガス冷媒を用いたクロスフィンチューブ式熱交換器にあっては、冷 媒が流通せしめられる伝熱管（内面溝付伝熱管）に非常に高い圧力力 Sかかるため、 その耐圧強度を向上せしめる必要があり、そのために、伝熱管の細径化、材質変更 、底肉厚の増大等の各種の手法が採用されることとなる。例えば、伝熱管の細径化 及び材質変更の例として、特開 2002— 31488号公報（特許文献 1)においては、細 径の銅管やステンレス管を用いた例が明らかにされており、また、特開 2001— 1535 71号公報 (特許文献 2)においては、アルミニウム製の扁平な長円形状で多穴管形 状のチューブを用いて熱交換器を構成した例が、明らかにされている。しかしながら 、伝熱管の材質をステンレスやアルミニウムに変更すると、伝熱管の加工性や接合性 が悪化するといつた問題が惹起されてしまうため、それらの観点から、伝熱管の材質 としては、銅や銅合金製が望ましいのである。また、特許文献 1においては、細径化 した銅製の伝熱管の場合も明らかにされているが、これは内面が平滑な伝熱管であ るため、内面溝付伝熱管と比して伝熱性能が充分でなぐそれ故に、伝熱性能向上 の観点から、耐圧強度の高い銅または銅合金製の内面溝付伝熱管が望まれている。
[0007] そこで、銅製の内面溝付伝熱管においても、その耐圧強度を上げるために、管外 径の細径化や、管内面に形成された溝の形成部位における管壁の厚さとなる底肉厚 の増大等の手法が採用されることとなるが、細径化に関しては、従来から一般的に使 われてレ、る 7mm φ程度の太さを、 4mm φ程度まで細径化することは可能であるが、 空冷式熱交換器の場合にあっては、伝熱管を放熱フィンに対して取り付ける際に、 伝熱管内部に拡管プラグを挿通することにより、伝熱管を拡管し、放熱フィンに設け られた取付孔に対して密着、固定する手法である機械拡管によって行われることが 多いため、 6mm φ以下の細径の伝熱管を機械拡管によって放熱フィンに装着するこ とは、技術的に非常に困難なのである。一方、底肉厚を増大して、耐圧強度を向上 せしめた場合にあっては、機械拡管を行う際に、管内面に拡管プラグを挿通して、底 肉厚が増大された管壁を押し広げるためには、より大きな力が必要となるところから、 比較的大径の伝熱管を用いないと、機械拡管は困難となってしまうのである。また、 その他の拡管方法として、密封した伝熱管内部に液体を封入して、該封入された液 体に圧力を作用せしめて拡管を行う液圧拡管法といった手法もあるが、この液圧拡 管法は、煩雑な段取りが必要となるところから、量産性に劣るといった問題を内在して いる。
[0008] さらに、現状の内面溝付伝熱管の製造技術では、底肉厚を増大するほど、溝深さ が減少してしまう傾向にあるため、従来から一般的に用いられてきた、高フィン化や 細フィン化といった高性能化技術を適用して、内面溝付伝熱管の伝熱性能を向上せ しめることは困難なのである。カロえて、底肉厚を増大せしめた場合にあっては、機械 拡管に際して大きな力が作用せしめられるところから、管内面の溝と溝の間に形成さ れるフィン高さを高くしたり、フィン厚さを薄くすると、機械拡管の際の圧力でフィンが 潰れてしまうといった問題も惹起されるものであった。
[0009] これらのことから、従来よりも高圧の冷媒を用いる冷凍空調給湯機器用熱交換器に 用いられる内面溝付伝熱管としては、従来の、高フィン化や細フィンィ匕を施した高性 能な内面溝付伝熱管をそのまま適用することは、耐圧設計上、好ましくないのであり 、また耐圧強度を向上させるために、伝熱管の材質を変更することや、管外径の細径 化を図ることは、加工性の低下を招くことからも望ましくないのである。更に、単純に 底肉厚を増大して、耐圧強度を増加せしめた場合には、現状においては加工に限 界があるため、溝深さを削減しなければならず、それ故に、従来のものよりも溝深さが 削減されることを前提として、高い熱伝達性能を発揮し得る溝構成の開発が必要不 可欠となるのである。
[0010] 特許文献 1 :特開 2002— 31488号公報
特許文献 2 :特開 2001— 153571号公報
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0011] ここにおいて、本発明は、力かる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、炭酸ガスに代表される高圧冷媒を用いる冷凍空調給湯機器の クロスフィンチューブ式熱交換器を構成する内面溝付伝熱管において、充分な耐圧 強度を保ちながら、管内熱伝達率を向上せしめた内面溝付伝熱管を提供することに ある。
課題を解決するための手段
[0012] そこで、本発明者等は、そのような課題を解決するために種々の検討を重ねた結果 、クロスフィンチューブ式熱交換器を構成する、管内面に多数の溝が管周方向に又 は管軸に対して所定のリード角をもって延びるように形成されていると共に、それら溝 間には、所定高さの内面フィンが形成されてなる銅又は銅合金製の内面溝付伝熱管 において、その溝構成の見直しを行い、管外径と底肉厚との関係に加えて、溝深さと 溝断面積との関係を規制すると共に、溝条数と管最大内径との間にも、所定の関係 を維持することにより、高圧の炭酸ガス冷媒を用いることが可能な耐圧強度を確保し つつ、充分な熱伝達性能を得ることが出来ることを見出したのである。
[0013] すなわち、本発明は、力かる知見に基づいて完成されたものであって、その要旨と するところは、高圧冷媒を用いるクロスフィンチューブ式熱交換器を構成する伝熱管 にして、管内面に多数の溝が管周方向に又は管軸に対して所定のリード角をもって 延びるように形成されていると共に、それら溝間には、所定高さの内面フィンが形成さ れてなる銅又は銅合金製の内面溝付伝熱管において、管外径を D[mm]、前記溝の 形成部位における管壁厚となる底肉厚を t[mm]、前記溝の溝深さを d[mm]、管軸に 対して垂直な断面における溝 1個あたりの断面積を A[mm2 ]としたときに、 t/Dが 0. 041以上 0. 146以下であり、且つ d2 ZAが 0. 75以上 1. 5以下であると共に、 Nを 前記溝の溝条数、 Diを前記溝の溝底をつないで形成される管内径に相当する最大 内径としたときに、 N/Diが 8以上 24以下となるように構成したことを特徴とする高圧 冷媒用内面溝付伝熱管にある。
[0014] ところで、このような本発明に従う高圧冷媒用内面溝付伝熱管の望ましい態様の一 つによれば、前記高圧冷媒として、有禾 IJには、 5〜： 15MPaの圧力を有するものが、 採用されることとなる。
[0015] また、本発明に従う高圧冷媒用内面溝付伝熱管にあっては、前記冷媒として、炭酸 ガスが、有利に採用されるのである。
[0016] そして、本発明にあっては、有利には、前記内面フィンが、平坦な若しくは円弧状の 頭部を設けた台形形状、又は三角形状の横断面形状を有して構成される。
[0017] さらに、本発明に従う高圧冷媒用内面溝付伝熱管の別の望ましい態様の一つによ れば、前記管外径（D)は、：!〜 12mmとされる。
[0018] カロえて、本発明に従う高圧冷媒用内面溝付伝熱管の更に別の望ましい態様の一 つによれば、有利には、前記底肉厚（t)は、 0. 29-1. 02mmのものが、採用される
[0019] 更に加えて、本発明に従う高圧冷媒用内面溝付伝熱管の好ましい態様にあっては
、前記溝深さ（d)は、 0. 08-0. 17mmとされることとなる。
[0020] また、本発明に従う高圧冷媒用内面溝付伝熱管の他の望ましい態様の一つによれ ば、前記溝断面積 (A)が、 0. 004-0. 038mm2のものが、有利に採用される。
[0021] そして、本発明に従う高圧冷媒用内面溝付伝熱管の更に他の望ましい態様の一つ によれば、前記溝条数 (N)が、 30〜： 150条/管周であるものが、有利に採用される のである。
[0022] さらに、本発明に従う高圧冷媒用内面溝付伝熱管においては、有利には、前記溝 の管軸に対するリード角が、 10° 〜50° のものが採用される。
[0023] カロえて、本発明に従う高圧冷媒用内面溝付伝熱管の望ましい態様の一つにおいて は、においては、前記内面フィンの頂角力 0° 〜50° のものが採用される。
[0024] また、本発明は、上述の如き内面溝付伝熱管を用いて構成されるクロスフィンチュ ーブ式熱交換器を備えた冷凍空調給湯機器をも、その要旨とするものである。
発明の効果
[0025] 従って、このような本発明に従う高圧冷媒用内面溝付伝熱管によれば、耐圧強度 の向上と伝熱性能の向上とが同時に達成され得、以て、力かる内面溝付伝熱管を用 レ、て形成したクロスフィンチューブ式熱交換器において、炭酸ガスに代表される高圧 冷媒が、有利に使用され得ることとなる。
図面の簡単な説明
[0026] [図 1]本発明に従うクロスフィンチューブ式熱交換器に用いられる内面溝付伝熱管の 一例を示す断面説明図である。
[図 2]図 1に示す内面溝付伝熱管の一部を拡大して示す断面部分拡大説明図である
[図 3]実施例における内面溝付伝熱管の単管性能を測定するために用いられる試験 装置において、 （a)は蒸発試験を、（b)は凝縮試験をそれぞれ行った際の冷媒の流 通状態を示す説明図である。
符号の説明
[0027] 10 伝熱管
12 内面溝
14 内面フィン
発明を実施するための最良の形態
[0028] 以下、本発明の構成をより具体的に明らかにするために、本発明に従う高圧冷媒 用内面溝付伝熱管について、図面を参照しつつ、詳細に説明することとする。
[0029] 先ず、図 1には、本発明に従う高圧冷媒用内面溝付伝熱管の一例が、その管軸方 向に垂直な面にて切断した断面図において、示されている。即ち、図 1からも明らか なように、伝熱管 10は、要求される伝熱性能や該伝熱管内に流通せしめられる伝熱 媒体の種類等に応じて、銅又は銅合金等の中から適宜に選択された、所定の金属 材質にて構成される内面溝付伝熱管であって、管内面に、多数の内面溝 12が管周 方向に又は管軸に対して所定のリード角をもって延びるように形成されていると共に 、それら内面溝 12, 12間に位置するように、内面フィン 14が、多数形成されている。
[0030] より詳細には、管軸方向に垂直な面にて切断した端面の一部を拡大した図 2にも示 されるように、管内面に形成されている内面溝 12は、溝深さ： dにおいて形成され、そ の溝底部に向力 に従って次第に幅狭となる、略台形形状とされている。また、内面 溝 12の底底部と管外周面との間の管壁厚さが、底肉厚: tとされている。そして、その ような内面溝 12と隣り合う内面溝 12との間に位置するように、内面フィン 14が形成さ れているのである。なお、かかる図において、内面フィン 14は、その頭部が円弧形状 とされた略台形形状とされているが、頭部を扁平にした略台形形状や、或いは三角 形形状とされていても、何等差支えない。
[0031] ところで、そのような伝熱管 10は、例えば、特開 2002— 5588号公報等において 明らかにされているように、公知の転造加工法や圧延加工法等を用いて製造される こととなる。即ち、力かる公報の図 4に示されている如き転造カ卩ェ装置を用いた場合 にあっては、連続する 1本の素管が転造加工装置を通過させられる際に、該素管の 内孔内に揷入せしめられた溝付きプラグと、外周部に配置された円形ダイスとの間で 、該素管を押圧することによって、縮径すると同時に、管内周面に所定の溝が連続的 に形成されるようになっている。一方、圧延加工法を利用して内面溝付伝熱管を製造 する場合にあっては、力かる公報の図 7に示される如き構造の加工装置を用いて、連 続する 夂の帯板状素材を長さ方向に移動せしめつつ、該帯板状素材に対して所定 の圧延加工による溝付け加工や造管加工を施すことによって、 目的とする内面溝付 伝熱管（10)が製造されるのである。
[0032] そして、力かる伝熱管 10においては、管外径、内面溝 12や内面フィン 14の形状、 及びその深さは、管外径（D) : 1mm〜： 12mm、望ましくは 3mn！〜 10mm程度、溝 1個 あたりの溝断面積（A) : 0. 004mm2〜0. 038mm2、溝深さ（d) : 0. 08mn！〜 0. 17m m、溝形成部位における底肉厚（t) : 0. 29mn！〜 1. 02mmの範囲内で選定されてい ると共に、本発明に従って、 tZDが 0. 041以上 0. 146以下であり、且つ d2 /Aが 0 . 75以上 1. 5以下となるように、構成されることとなる。また、そのような伝熱管 10に 形成されている内面溝 12としては、管軸に対する内面溝 12のリード角： 10° 〜50° 、内面フィンの頂角 ) : 0° 〜50° の範囲内のものが、有効な伝熱性能の確保や 転造による溝形成の容易性等から有利に採用されている。更に、管内面に形成され る内面溝 12の条数（N)としては、 30〜： 150条/管周程度、好ましくは 50〜110条 Z 管周程度の範囲内の条数において、選定されており、そして本発明に従って、溝の 溝底をつないで形成される管内径に相当する最大内径、換言すれば、管外径 (D) から、底肉厚 (t)を 2倍したものを引いた値 (D— 2t)を Diとしたときに、 N/Diが 8以 上 24以下となるように構成されてレ、るのである。
[0033] 要するに、現状の内面溝付伝熱管の製造技術においては、底肉厚を増大せしめた 場合にあっては、溝深さは低減する傾向にあるため、溝深さを増加せしめて熱伝達 率を向上させることは困難なのである。そこで、本発明では、溝深さの低減による伝 熱面積削減分を、溝条数を増大せしめることにより補い、且つそのような溝深さに応 じた適度な溝条数を選択することにより、管内熱伝達率を向上せしめるようにしたの である。
[0034] つまり、溝深さに対して溝条数が少な過ぎる場合には、伝熱面積が不足してしまうこ とにより、従来よりも高い熱伝達率が得られなくなると共に、溝を形成する加工時に、 工具に力かる力が増大してしまレ、、工具が破壊しやすいとレ、つた問題も内在してレ、る 。一方、溝深さに対して溝条数が多すぎる場合には、そのような溝カ卩ェ時の工具の 破壊の恐れは回避され得るものの、溝部が液冷媒で埋没しやすくなるため、溝の効 果が充分に発揮されなくなり、高い熱伝達率が得られないのである。
[0035] そこで、前述せる如き本発明に従う内面溝付伝熱管によれば、伝熱管の諸元を、上 記したような関係式を満たす値としたことによって、内面溝付伝熱管の底肉厚を従来 よりも増大して、耐圧強度を向上せしめた場合にあっても、管内熱伝達率の向上を達 成し得たのである。つまり、底肉厚を従来よりも増大することにより、内面溝付伝熱管 の耐圧強度を向上せしめることが可能であることは明らかであり、一定の耐圧強度を 得るために必要な底肉厚は、管外径の増大と共に増加するところから、管外径を D [ mm]、底肉厚を t[mm]としたときに、 tZDが 0. 041以上 0. 146以下となるようにした のである。
[0036] ここで、 t/Dが 0. 041よりも小さい場合にあっては、従来の内面溝付伝熱管と比べ て耐圧強度の向上は図れない。これは、従来から一般的に用いられている内面溝付 伝熱管の一つとして、例えば、管外径： D = 7mm、底肉厚： t = 0. 25mmのものにお いて、その底肉厚の加工時の寸法公差である ± 0. 03mmを考えると、底肉厚が寸法 公差の上限値である 0. 28mmとなった場合には、 tZD = 0. 04となってしまう力らで ある。また、 t/Dが 0. 146より大きくなつてしまうと、管外径に対して底肉厚が厚くなり すぎてしまうため、現状の加工技術においては、そのような内面溝付伝熱管は製造 出来ないのである。
[0037] また、溝深さ： dと溝断面積: Aの関係にあっては、 d2 /Aが 0. 75よりも小さくなつて しまうと、伝熱面積の増大効果が殆ど無いことに加えて、液冷媒によって溝が液没し 易くなるため、内面溝の効果が現れにくぐ従来の内面溝付伝熱管と比しても、高い 管内熱伝達率は得られない。一方、 d2 /Aが 1. 5よりも大きくなつた場合には、溝深 さに対して溝断面積が小さくなり過ぎる、つまり、管外径に対して溝条数が多くなり過 ぎるために、現状の加工技術ではそのような過剰な溝条数の内面溝付伝熱管は製 造不可能である共に、溝深さが過大となってしまうため、管内熱伝達率のこれ以上の 向上は望めないのである。その要因としては、液冷媒により溝が液没しに《なる反面 、液膜厚さが過大となり、メニスカスが形成されにくいため、溝の効果が現れにくいた めである。
[0038] さらに、溝条数: Nと伝熱管の最大内径: Diの関係においては、 NZDiが 8より小さ くなると、内径に対して溝条数が少なくなり過ぎるため、充分な管内熱伝達率が得ら れない。また、 N/Diが 24よりも大きくなると、内径に対して溝条数が多すぎることに なり、そのような内面溝付伝熱管を形成する際の溝の加工が非常に困難となり、加工 性や量産性が低下するといつた問題を惹起することとなる。
[0039] このように、伝熱管 10の管外径や溝深さ等の諸元を、上記したような関係式を満た す値としたことによって、底肉厚を従来のものよりも増大せしめて、内面溝付伝熱管の 耐圧強度を向上せしめた場合にあっても、管内熱伝達率の向上を達成し得たのであ る。
[0040] ところで、このような伝熱管 10を用いて形成される、冷凍空調給湯機器に一般的に 用いられるクロスフィンチューブ式熱交換器は、例えば、以下のようにして製作される こととなる。先ず、アルミニウム若しくはその合金等の所定の金属材料を用いて、プレ ス加工等により、所定形状の板材の表面に、所定の組付孔が複数形成せしめられた プレートフィンを成形し、次いで、この得られたプレートフィンの複数を、前記組付孔 がー致するようにして積層した後に、前記組付孔の内部に、別途作製した伝熱管 10 をそれぞれ挿通せしめて、更にその後、それら伝熱管 10をプレートフィンに対して機 械拡管等の手法を用いて拡管 ·固着することによって、空気側のプレートフィンと冷媒 側の伝熱管とがー体的に組み付けられてなるクロスフィンチューブを形成する。そし て、そのようにして得られたクロスフィンチューブに対して、伝熱管同士を連結する U ベンド管やヘッダー等の公知の各種部品が取り付けられて、従来と同様な構造にお いて組み立てられることにより、クロスフィンチューブ式熱交換器として組み立てられ るのである。
[0041] そして、力かる伝熱管 10を用いて形成されたクロスフィンチューブ式熱交換器にお いては、従来、 l〜4MPa程度の比較的低圧にて運転されていた熱交換器の運転圧 力を、伝熱管 10の耐圧強度を向上せしめ得たことにより、 5〜： 15MPaとレヽつた高レヽ 圧力とすることが可能となり、従来力 熱交換器で用レ、られてきた冷媒の中でも、比 較的高圧で用いられる R— 32等の HFC系冷媒や、特に高い圧力で用いられる炭酸 ガス冷媒等の各種の高圧冷媒が好適に使用可能となったのである。 実施例
[0042] 以下に、本発明の実施例を示し、本発明の特徴を更に明確にすることとするが、本 発明が、そのような実施例の記載によって、何等の制約をも受けるものでないことは、 言うまでもないところである。
[0043] 先ず、供試伝熱管として、管内面に、多数の内面溝が、管軸に対して所定の溝傾 斜角（リード角）をもって延びる螺旋溝として形成されていると共に、管外径や底肉厚 、それら内面溝の溝深さや溝断面積、溝条数が、本発明に示す関係式を満たしてい る、下記表 1に示される如き、それぞれ異なる諸元とされた実施例 1〜6の内面溝付 伝熱管を準備した。また、比較例として、現状において実用化されている高性能内面 溝付管の一般的な仕様のものである比較例 1と、管外径と底肉厚の関係は本発明に 従う関係式を満たすものの、管外径と溝断面積との関係、或いは溝条数と最大内径 との関係が、前記した関係式を満たしていないものを、比較例 2〜5として、それぞれ 準備し、それらの諸元を、下記表 1に併せ示した。なお、これら実施例:!〜 6及び比較 例:!〜 5において、内面溝のフィン頂角及び溝傾斜角（リード角）は、その全ての供試 管において、フィン頂角：40° 、溝傾斜角： 18° とした。
[表 1]
Figure imgf000014_0001
いで、それら準備された供試伝熱管について、耐圧強度を測定するために、表 1 に示した各供試伝熱管を 300mmの長さに切断したサンプノレを、それぞれ 5本づっ準 備して、一方の開口部を閉塞しつつ、他方の開口部から管内部に封入した水に対し て、水圧発生装置にて、徐々に圧力を上昇させて行き、供試伝熱管に破断が起きた 時点での圧力を測定する、水圧破壊試験を行い、各 5本づっ用意したサンプルの破 壊圧力をそれぞれ測定し、その平均値を、測定結果として、下記表 2に示した。
[表 2]
Figure imgf000015_0001
[0047] 力かる表 2の結果から明らかなように、比較例 1の破壊圧力は、高圧ガス冷媒の使 用時に望まれる圧力である 15MPaを明らかに下回っている。一方、実施例:!〜 6の 破壊圧力は、その全てにおいて、 15MPaを上回っており、従来の一般的な伝熱管 である比較例 1の場合に比べて、耐圧強度が向上していることが認められる。また、 底肉厚の増加に伴って破壊圧力が増加すること、つまり、伝熱管の耐圧強度が向上 していることも理角军することが出来る。
[0048] 次に、それら準備された供試伝熱管について、管内熱伝達率を調査するための単 管性能評価試験を行った。力かる単管性能評価試験は、従来より公知の伝熱性能 試験装置の試験セクションに対して各供試伝熱管を単管で組み付け、図 3に示され るような冷媒の流通下において、下記表 3に示される如き試験条件にてそれぞれ性 能試験を行い、その結果を、下記表 4に示した。なお、冷媒には、従来の冷媒よりも 高圧で用いられる冷媒の一つである R—32を使用し、実際の空調機器の運転条件と ほぼ一致する 200〜300kg/ (m2 * s)の冷媒質量速度領域で試験を実施した。また 、かかる表 4において、実施例:!〜 6の管内熱伝達率比は、比較例 1の管内熱伝達率 を基準とした場合の熱伝達率比を、それぞれ示してレ、る。
[0049] [表 3]
Figure imgf000016_0001
[0050] [表 4]
Figure imgf000016_0002
[0051] 力かる表 4の結果からも明ら力なように、管外径や底肉厚、溝断面積及び溝深さが 本発明に示す関係式を満たしている実施例 1〜6の伝熱管にあっては、その全てに おいて、蒸発及び凝縮の管内熱伝達率の何れもが向上していることが認められるの である。例えば、実施例 1の伝熱管においては、溝深さを比較例 1よりも 0. Olmm低 減したにもかかわらず、溝条数を 5条増加することによって、蒸発'凝縮共に管内熱 伝達率を増加していることが認められる。また、かかる実施例 1においては、底肉厚を 0. 04mm増大したことにより、耐圧強度が約 15%向上していることもわかる。
[0052] そして、実施例 2の伝熱管においては、比較例 1に比べて底肉厚を 0· 17mm増大 したことにより、耐圧強度が約 75%向上すると共に、溝深さを 0. 02mm低減したにも かかわらず、溝条数を 20条増大することによって、管内熱伝達率は、蒸発'凝縮とも に比較例 1の場合よりも向上していることが認められる。また、実施例 3の伝熱管にお いては、比較例 1に比べて底肉厚を 0. 31mm増大したことにより、耐圧強度が約 136 %向上すると共に、溝深さを 0. 04mm低減したにもかかわらず、溝条数を 25条増大 することによって、管内熱伝達率は、蒸発 ·凝縮ともに比較例 1の場合よりも向上して レ、ることが認められる。更に、実施例 4， 5, 6の場合においても、比較例 1に比べて底 肉厚を 0. 45mm〜0. 77mmi;曽大したことにより、 204%〜365%の而ォ圧虽度の向上 を達成すると共に、溝深さを 0. 06mm〜0. 10mm低減したにもかかわらず、溝条数を 30〜50条増大することによって、蒸発'凝縮のどちらにおいても、管内熱伝達率が 向上していることが認められるのである。
一方、管外径及び底肉厚の関係は本発明に従う関係式を満たすものの、管外径と 溝断面積、或いは溝条数と最大内径の関係式を満たしていない比較例 2〜5の場合 にあっては、底肉厚の増大により、耐圧強度の向上は達成されるものの、蒸発'凝縮 のどちらの管内熱伝達率も力 比較例 1よりも減少してしまっていることがわかる。

Claims

請求の範囲
[1] 高圧冷媒を用いるクロスフィンチューブ式熱交換器を構成する伝熱管にして、管内 面に多数の溝が管周方向に又は管軸に対して所定のリード角をもって延びるように 形成されていると共に、それら溝間には、所定高さの内面フィンが形成されてなる銅 又は銅合金製の内面溝付伝熱管において、
管外径を D[mm]、前記溝の形成部位における管壁厚となる底肉厚を t [mm]、前記 溝の溝深さを d[mm]、管軸に対して垂直な断面における溝 1個あたりの断面積を A[ mm2 ]としたときに、 t/Dが 0· 041以上 0· 146以下であり、且つ d2 /Aが 0· 75以 上 1. 5以下であると共に、 Νを前記溝の溝条数、 Diを前記溝の溝底をつないで形成 される管内径に相当する最大内径としたときに、 N/Diが 8以上 24以下となるように 構成したことを特徴とする高圧冷媒用内面溝付伝熱管。
[2] 前記高圧冷媒が、 5〜： 15MPaの圧力を有している請求項 1に記載の高圧冷媒用 内面溝付伝熱管。
[3] 前記冷媒として、炭酸ガスが用いられる請求項 1又は請求項 2に記載の高圧冷媒 用内面溝付伝熱管。
[4] 前記内面フィンが、平坦な若しくは円弧状の頭部を設けた台形形状、又は三角形 状の横断面形状を有している請求項 1乃至請求項 3の何れか 1項に記載の高圧冷媒 用内面溝付伝熱管。
[5] 前記管外径（D)が、 1〜： 12mmである請求項 1乃至請求項 4の何れ力 1項に記載の 高圧冷媒用内面溝付伝熱管。
[6] 前記底肉厚（t)が、 0. 29〜： 1. 02mmである請求項 1乃至請求項 5の何れ力 1項に 記載の高圧冷媒用内面溝付伝熱管。
[7] 前記溝深さ（d)が、 0. 08〜0. 17mmである請求項 1乃至請求項 6の何れか 1項に 記載の高圧冷媒用内面溝付伝熱管。
[8] 前記溝断面積 (A) 、 0. 004〜0. 038mm2である請求項 1乃至請求項 7の何れ 力 1項に記載の高圧冷媒用内面溝付伝熱管。
[9] 前記溝条数 (N)が、 30〜： 150条/管周である請求項 1乃至請求項 8の何れか 1項 に記載の高圧冷媒用内面溝付伝熱管。
[10] 前記溝の管軸に対するリード角力 10° 〜50° である請求項 1乃至請求項 9の何 れか 1項に記載の高圧冷媒用内面溝付伝熱管。
[11] 前記内面フィンの頂角が、 0° 〜50° である請求項 1乃至請求項 10の何れか 1項 に記載の高圧冷媒用内面溝付伝熱管。
[12] 請求項 1乃至請求項 11の何れか 1つに記載の内面溝付伝熱管を用いて構成され るクロスフィンチューブ式熱交換器を備えた冷凍空調給湯機器。
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