WO2021117725A1 - 熱交換器用二重管 - Google Patents

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WO2021117725A1
WO2021117725A1 PCT/JP2020/045693 JP2020045693W WO2021117725A1 WO 2021117725 A1 WO2021117725 A1 WO 2021117725A1 JP 2020045693 W JP2020045693 W JP 2020045693W WO 2021117725 A1 WO2021117725 A1 WO 2021117725A1
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WO
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pipe
flow path
double
cross
heat exchanger
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PCT/JP2020/045693
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English (en)
French (fr)
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史郎 片平
哲郎 秦
拓郎 中村
Original Assignee
株式会社Uacj
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Publication date
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Priority to US17/757,109 priority patent/US20230003456A1/en
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D7/00—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall
    • F28D7/10—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits being arranged one within the other, e.g. concentrically
    • F28D7/106—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits being arranged one within the other, e.g. concentrically consisting of two coaxial conduits or modules of two coaxial conduits
    • 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
    • F28F1/42—Tubular elements and assemblies thereof with means for increasing heat-transfer area, e.g. with fins, with projections, with recesses the means being both outside and inside the tubular element
    • F28F1/424—Means comprising outside portions integral with inside portions
    • F28F1/426—Means comprising outside portions integral with inside portions the outside portions and the inside portions forming parts of complementary shape, e.g. concave and convex
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16L—PIPES; JOINTS OR FITTINGS FOR PIPES; SUPPORTS FOR PIPES, CABLES OR PROTECTIVE TUBING; MEANS FOR THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16L9/00—Rigid pipes
    • F16L9/18—Double-walled pipes; Multi-channel pipes or pipe assemblies
    • 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
    • F28F1/02—Tubular elements of cross-section which is non-circular
    • F28F1/06—Tubular elements of cross-section which is non-circular crimped or corrugated in cross-section
    • 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
    • F28F1/08—Tubular elements crimped or corrugated in longitudinal section
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F2210/00—Heat exchange conduits
    • F28F2210/06—Heat exchange conduits having walls comprising obliquely extending corrugations, e.g. in the form of threads

Definitions

  • the present invention relates to a double tube for a heat exchanger.
  • a heat exchange cycle (also referred to as a refrigeration cycle) for an automobile air conditioner or the like includes a condenser, an evaporator, a compressor, and an expansion valve. Freon, CO 2 , ammonia, and other refrigerants circulate in the circulation path that connects them.
  • a double tube is arranged in the circulation path, and the high temperature refrigerant coming out of the condenser and the low temperature refrigerant coming out of the evaporator are placed in the two-layer space composed of the double tube. It has been proposed to improve the heat exchange performance by exchanging heat by flowing them in opposition to each other (see Patent Document 1).
  • the double pipe described in Patent Document 1 uses an inner pipe having a plurality of spiral grooves as the inner pipe, and this is combined with a smooth cylindrical outer pipe.
  • the inner diameter of the outer pipe is larger than the outer diameter of the inner pipe, and the peak portion between the grooves in the inner pipe does not abut on the outer pipe.
  • the groove portions communicate with each other in the circumferential direction, and the outer flow path formed between the outer pipe and the inner pipe is formed over the entire circumference.
  • the double pipe described in Patent Document 1 has a straight pipe portion in which the inner diameter of the outer pipe is larger than the outer diameter of the inner pipe as described above, and the outer flow path is one flow path connected in the circumferential direction.
  • the cross-sectional area of the flow path is larger than that of the bent portion. Therefore, the flow velocity of the refrigerant in the outer flow path tends to decrease in the straight pipe portion, and there is a possibility that the heat exchange performance in the straight pipe portion cannot be sufficiently obtained.
  • the double pipe for heat exchange has a bent part in part, most of it is composed of a straight pipe part. Therefore, by improving the heat exchange performance in the straight pipe part, the heat exchange of the entire double pipe is performed. It is thought that the performance can be improved.
  • the heat exchange performance in the double pipe is not only the conditions such as the flow velocity, the flow path area, and the pressure loss in the inner flow path and the outer flow path, which are the flow paths in the inner pipe, but also the cross-sectional shape of the flow path and other optimum conditions. Although it is thought that the change will have an effect, it cannot be said that the optimum conditions have been clarified yet. In particular, the effective cross-sectional shape of the outer flow path has not been fully elucidated.
  • the present invention has been made in view of this background, and is a double pipe for a heat exchanger capable of optimizing the cross-sectional shape of the outer flow path in the straight pipe portion and improving the heat exchange performance as compared with the conventional case. Is intended to provide.
  • One aspect of the present invention has a double pipe structure in which an inner pipe is arranged inside the outer pipe, and a fluid flowing inside the inner pipe and a fluid flowing between the inner pipe and the outer pipe.
  • a double tube for heat exchangers for heat exchange between In the straight pipe portion of the double pipe for heat exchanger, the inner pipe has a plurality of convex portions that are curved so as to project toward the outer peripheral side and extend in the longitudinal direction. The convex portion is spirally displaced in the longitudinal direction.
  • the inner peripheral surface of the outer pipe has a circular shape.
  • the inner peripheral surface of the outer pipe and the convex portion of the inner pipe are in contact with each other, and an outer flow path partitioned at a plurality of points in the circumferential direction is formed between the outer pipe and the inner pipe.
  • an outer flow path partitioned at a plurality of points in the circumferential direction is formed between the outer pipe and the inner pipe.
  • the straight pipe portion of the heat exchanger double pipe is in contact with the inner peripheral surface of the outer pipe and the convex portion of the inner pipe, and the outer flow is partitioned between the outer pipe and the inner pipe at a plurality of points in the circumferential direction.
  • the road is formed.
  • each outer flow path is formed so that the depth is small to some extent and the arc length in the circumferential direction is long. Therefore, in the straight pipe portion, the contact area between the fluid flowing in the outer flow path and the outer pipe and the inner pipe can be increased. This also makes it possible to improve the heat exchange performance in the straight pipe portion.
  • the pressure loss of the fluid flowing in each outer flow path in the straight pipe portion is reduced.
  • the increase can be suppressed.
  • the average value is set to a value less than 0.20 in the cross section of the straight pipe portion, it is possible to suppress an increase in the pressure loss of the fluid flowing in the flow path in the inner pipe in the straight pipe portion.
  • FIG. 3 is a partial cross-sectional perspective view of a double tube for a heat exchanger in the first embodiment.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view taken along the line III-III. The enlarged view of the part surrounded by the alternate long and short dash line in FIG.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view of an inner pipe for explaining the maximum depth D of the outer flow path and the arc length L in the circumferential direction in the first embodiment. It is explanatory drawing which shows the state which the arrangement of the pressing disk in Example 1 was seen from the longitudinal direction of the raw tube of the inner tube.
  • FIG. 1 shows the state which the arrangement of the pressing disk in Example 1 was seen from the longitudinal direction of the raw tube of the inner tube.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of an inner pipe for explaining the maximum depth D of the outer flow path and the arc length L in the circumferential direction in the second embodiment.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of a double tube of Sample 1 having an average D / L value of 0.08 in Experimental Examples 1 to 3.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of a double tube of Sample 5 having an average D / L value of 0.15 in Experimental Examples 1 to 3.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of a double tube of Sample 7 having an average D / L value of 0.20 in Experimental Examples 1 to 3.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of a double tube of sample 8 as a comparative sample in Experimental Examples 1 to 3.
  • FIG. 1 The whole perspective view of the double tube of the sample 5 in Experimental Examples 1 to 3.
  • the graph which shows the relationship between the average value of D / L and the heat absorption amount of the refrigerant in an inner flow path in Experimental Example 1.
  • FIG. The graph which shows the relationship between the average value of D / L and the pressure loss of a refrigerant in an outer flow path in Experimental Example 2.
  • FIG. The graph which shows the relationship between the average value of D / L and the pressure loss of a refrigerant in an inner flow path in Experimental Example 3.
  • the heat exchanger double pipe may be configured so that it can be incorporated into, for example, an air conditioner for an automobile or the like.
  • the air conditioner may include a condenser, an evaporator, a compressor, an expansion valve, and a circulation path connecting them, and may have a configuration in which a double pipe for a heat exchanger is arranged in the circulation path.
  • a low-temperature low-pressure gas refrigerant coming out of the evaporator is guided to the inner flow path
  • a high-temperature high-pressure liquid refrigerant coming out of the condenser is guided to the outer flow path, and the liquid refrigerant flows to the outer flow path.
  • the heat exchanger double pipe may be incorporated into the circulation path so that the gas refrigerant flowing through the inner pipe and the gas refrigerant flowing through the inner pipe flow in opposite directions to each other.
  • the double pipe for heat exchanger is configured so that the average value of the D / L values of all the outer flow paths in the cross section of the straight pipe portion orthogonal to the longitudinal direction is more than 0.09 and less than 0.20. There is.
  • the average value of the D / L values of the outer flow path is set to the above-mentioned specific range, as described above, the increase in the pressure loss of the fluid flowing in each outer flow path in the straight pipe portion is suppressed, and the inner pipe is suppressed. It is possible to suppress an increase in the pressure loss of the fluid flowing through the water.
  • the average value of the D / L values of all the outer flow paths in the cross section of the straight pipe portion orthogonal to the longitudinal direction is set to more than 0.10 and less than 0.20. It is preferably more than 0.11 and less than 0.20, more preferably more than 0.12 and less than 0.20, further more than 0.13 and less than 0.19. More preferably, it is more than 0.13 and less than 0.18.
  • the heat exchanger double pipe may be partially (one or more) bent by bending or the like as long as it has a straight pipe portion extending linearly.
  • the average value of the D / L values of all the outer flow paths is greater than 0.09 and less than 0.20. do it.
  • the outer pipe and the convex portion of the heat exchanger double pipe may be in contact with each other by crimping the outer pipe toward the inner pipe.
  • the outer tube and the convex portion can be easily brought into direct contact with each other, and the productivity of the double tube for heat exchanger provided with the outer flow paths divided into a plurality of points in the circumferential direction can be improved. it can.
  • the total arc length L of the outer flow path preferably has a length of 60% or more of the circumference C of the virtual circumscribed circle of the inner pipe. In this way, by forming the outer flow path in a wide region in the circumferential direction in the straight pipe portion, it is possible to improve the heat exchange performance in the straight pipe portion and reduce the pressure loss. Further, in the cross section of the straight pipe portion orthogonal to the longitudinal direction, the total arc length L of the outer flow path is preferably 90% or less of the peripheral length C of the circumscribed circle of the inner pipe. In this case, it is easy to secure the contact width of the contact portion between the inner pipe and the outer pipe, and the outer peripheral flow path can be reliably divided.
  • the number of convex portions provided on the inner pipe is preferably 4 or more and 6 or less.
  • the number of convex portions By setting the number of convex portions to four or more, it is easy to improve the flow velocity of the outer flow path in the straight pipe portion, and the heat exchange performance can be further improved. Further, by setting the number of convex portions to 6 or less, it is possible to suppress an excessive increase in pressure loss due to the outer flow path being divided into a large number of locations in the circumferential direction in the straight pipe portion.
  • the plurality of convex portions are formed at equal intervals.
  • the flow rate of the refrigerant in each outer flow path becomes approximately the same amount in the circumferential direction. Therefore, it becomes easy to suppress heat exchange unevenness between the refrigerant flowing in the outer flow path and the refrigerant flowing in the inner flow path.
  • the twist angle of each convex portion is preferably 20 ° or more and 60 ° or less.
  • the helix angle is the angle formed by the forming direction of the convex portion and the straight line parallel to the longitudinal direction of the heat exchanger dihedral tube.
  • the boundary between the convex portion and the spiral concave portion on the outer peripheral surface of the inner pipe may be formed in a square shape.
  • the "square shape” means a state in which the radius of curvature of the convex portion and the radius of curvature of the spiral concave portion change in a stepped manner with the boundary portion as a boundary.
  • the boundary portion is angular, the convex portion tends to be apparent so as to sufficiently project toward the outer peripheral side with respect to the spiral concave portion, and the radius of curvature tends to be small. Therefore, when the angular boundary portion is formed, the convex portion and the outer pipe can be easily brought into close contact with each other, and the outer flow path can be reliably divided in the circumferential direction.
  • the heat exchanger double tube 1 of this example (hereinafter, may be simply referred to as the double tube 1) is a double tube in which the inner tube 3 is arranged inside the outer tube 2. It has a tubular structure.
  • the double pipe 1 is used for heat exchange between the fluid flowing inside the inner pipe 3 and the fluid flowing between the inner pipe 3 and the outer pipe 2.
  • the inner pipe 3 is curved so as to project toward the outer peripheral side and is in the longitudinal direction of the double pipe 1 (hereinafter referred to as “X direction”). It has a plurality of convex portions 31 extending to the surface. As shown in FIG. 2, the convex portion 31 is spirally displaced in the X direction. As shown in FIGS. 1 and 3, in the cross section of the straight pipe portion 11 orthogonal to the X direction, the inner peripheral surface of the outer pipe 2 (that is, the inner peripheral edge of the outer pipe 2) has a circular shape.
  • the inner peripheral surface of the outer pipe 2 and the convex portion 31 of the inner pipe 3 are in contact with each other, and between the outer pipe 2 and the inner pipe 3.
  • the outer flow path 4 is formed at a plurality of locations in the circumferential direction.
  • FIG. 5 in the cross section of the straight pipe portion 11 orthogonal to the X direction, when the maximum depth of each outer flow path 4 is D [mm] and the arc length in the circumferential direction is L [mm], all The average value of the D / L values of the outer flow path 4 of the above is more than 0.09 and less than 0.20.
  • circumferential direction shall mean the circumferential direction of the double pipe 1 unless otherwise specified
  • diametrical direction shall mean the radial direction of the double pipe 1 unless otherwise specified. ..
  • the outer tube 2 and the inner tube 3 are formed of, for example, 1000 series pure aluminum or 3000 series 5000 series aluminum alloy in a tubular shape.
  • the outer tube 2 and the inner tube 3 can be made of another metal having excellent thermal conductivity or the like.
  • the double pipe 1 of this example after the inner pipe 3 is inserted into the outer pipe 2, the outer pipe 2 is compressed so that the entire circumference thereof is reduced to the inner circumference side, so that the outer pipe 2 is all convex. It is formed so as to come into contact with the portion 31.
  • the region sandwiched between the outer pipe 2 and the inner pipe 3 is the outer flow path 4, and the inside of the inner pipe 3 is the inner flow path 6.
  • the refrigerant circulation path is configured so that the direction of the refrigerant flowing in the inner flow path 6 and the direction of the refrigerant flowing in the outer flow path 4 are opposite to each other. Will be done.
  • the direction of the refrigerant flowing in the inner flow path 6 is indicated by a broken line arrow
  • the direction of the refrigerant flowing in the outer flow path 4 is indicated by a solid line arrow.
  • the outer tube 2 is a smooth tube having an annular cross-sectional shape orthogonal to the X direction.
  • the inner pipe 3 is formed so that the cross-sectional shape orthogonal to the X direction has a concave-convex shape as shown in FIG.
  • the cross-sectional shape of the inner pipe 3 in the straight pipe portion 11 is observed at various positions in the X direction, the cross-sectional shape at each position in the X direction substantially matches the shape obtained by rotating the cross-sectional shape at other positions in the circumferential direction. ..
  • the inner pipe 3 is provided with four spiral recesses 32 for forming an outer flow path 4 with the outer pipe 2.
  • the spiral recess 32 is formed in a spiral shape so as to swivel in the outer surface of the inner tube 3 in the circumferential direction and proceed in one direction in the X direction.
  • the angle formed by the forming direction of the spiral recess 32 and the straight line parallel to the X direction, that is, the helix angle of the spiral recess 32 is 20 ° or more and 60 ° or less.
  • the spiral recess 32 is formed in a curved surface shape so as to be convex toward the inner peripheral side.
  • the inner pipe 3 provided with the convex portion 31 and the spiral concave portion 32 can be manufactured, for example, as follows. First, a raw tube 30 having a smooth tube shape having an annular cross section as shown by the alternate long and short dash line in FIG. 6 is prepared. Then, by passing the raw tube 30 through the region surrounded by the four pressing disks 8 described later, the portion of the raw tube 30 that becomes the spiral recess 32 is deformed.
  • Each pressing disk 8 has a disk shape and is provided so as to be rotatable in the circumferential direction of the pressing disc 8.
  • Each pressing disk 8 is inclined with respect to the longitudinal direction of the raw tube 30. That is, each pressing disk 8 is inclined so that the spiral recess 32 having the above-mentioned twist angle can be formed. Further, since each pressing disc 8 presses the raw pipe 30 toward the inner peripheral side when the raw pipe 30 is passed through the area surrounded by these, a part of the pressing disc 8 is from the outer peripheral surface of the raw pipe 30. Is also arranged so as to protrude toward the inner circumference side.
  • the side surface portion 81 of the pressing disc 8 presses the raw pipe 30 toward the inner circumference side while each pressing disc 8 rotates.
  • the spiral recess 32 is formed in the raw pipe 30.
  • the portion where the spiral recess 32 is not formed that is, the portion between the spiral recesses 32 adjacent to each other in the circumferential direction in the inner pipe 3 becomes the convex portion 31 formed along the spiral recess 32.
  • the convex portion 31 is also deformed so as to follow the deformation of the spiral concave portion 32, and the convex portion 31 is formed so that the radius of curvature of the convex portion 31 is smaller than the radius of curvature of the raw pipe 30. ..
  • the inner tube 3 can be manufactured.
  • the inner pipe 3 has convex portions 31 at four points in the circumferential direction at equal intervals in a cross-sectional shape orthogonal to the X direction.
  • the convex portion 31 is a portion of the cross-sectional shape of the inner pipe 3 orthogonal to the X direction that projects toward the outer peripheral side of the portion adjacent in the circumferential direction.
  • the twist angle of the convex portion 31 is also 20 ° or more and 60 ° or less, similarly to the twist angle of the spiral concave portion 32.
  • the convex portion 31 of the inner tube 3 is formed in a curved surface shape so as to be convex toward the outer peripheral side.
  • the boundary portion 33 between the convex portion 31 and the spiral concave portion 32 on the outer peripheral surface of the inner pipe 3 is formed in a square shape.
  • the square boundary portion 33 is formed, for example, when the pressing amount of the raw tube 30 by the pressing disk 8 is sufficient in the manufacturing process of the inner tube 3 described above. That is, when the boundary portion 33 has a rectangular shape, the convex portion 31 tends to appear so as to sufficiently project toward the outer peripheral side with respect to the spiral concave portion 32, and the radius of curvature tends to be small. Therefore, when the angular boundary portion 33 is formed, the convex portion 31 and the outer pipe 2 can be easily brought into close contact with each other, and the outer flow path 4 can be reliably divided in the circumferential direction.
  • all the convex portions 31 are in contact with the inner peripheral surface of the outer pipe 2. All the convex portions 31 are in contact with the inner peripheral surface of the outer pipe 2 in at least the entire region of the straight pipe portion 11 of the double pipe 1 in the X direction, and in this example, the convex portions 31 in the X direction are present. All the convex portions 31 are in contact with the inner peripheral surface of the outer pipe 2 in the entire region. That is, when a part of the double pipe 1 is bent, all the convex portions 31 are in contact with the inner peripheral surface of the outer pipe 2 even in the bent portion.
  • the convex portion 31 is curved so as to be along the inner peripheral surface of the outer pipe 2 (that is, the difference in the radius of curvature between the convex portion 31 and the inner peripheral surface of the outer pipe 2 does not exceed a predetermined value). This makes it easier to secure the contact width between the convex portion 31 and the outer pipe 2. Further, in the cross section of the straight pipe portion 11 orthogonal to the X direction, the total length of the contact width between each convex portion 31 and the outer pipe 2 is 80% or less of the peripheral length C of the virtual circumscribed circle of the inner pipe 3. Is preferable.
  • each outer flow path 4 As a result, it is possible to secure the circumferential length of each outer flow path 4, improve the heat exchange performance, and reduce the pressure loss of the refrigerant flowing through the outer flow path 4. Then, when the four convex portions 31 in the circumferential direction and the outer pipe 2 come into contact with each other, four outer flow paths 4 divided in the circumferential direction by the convex portions 31 are formed between the outer pipe 2 and the inner pipe 3. Has been done.
  • each outer flow path 4 is formed to be shallow in the radial direction to some extent and wide in the circumferential direction.
  • the maximum depth D of each outer flow path 4 in the cross section orthogonal to the X direction of the straight pipe portion 11 is obtained by the maximum radial length between the virtual circumscribed circle 7 of the inner pipe 3 and the inner pipe 3. It was. That is, in the cross section of the straight pipe portion 11 orthogonal to the X direction, the radial length between the outer flow path 4 and the circumscribed circle 7 differs depending on the position in the circumferential direction. The maximum value among these radial lengths was defined as the maximum depth D of the outer flow path 4. For example, when a pipe having a diameter of about 19 mm is used as a raw pipe (see reference numeral 30 in FIG. 6) and processed to form an inner pipe 3, the maximum depth D of each outer flow path 4 is, for example, 0.7 mm. It can be up to 1.6 mm.
  • the arc length L in the circumferential direction of each outer flow path 4 in the cross section orthogonal to the X direction of the straight pipe portion 11 was obtained by the following method. That is, first, the contact portion 5 between each convex portion 31 and the outer pipe 2 is specified. Next, on the circumscribed circle 7 of the inner pipe 3, the length of the arc from any of the contact portions 5 to the contact portion 5 adjacent to the contact portion 5 is measured. The length of this arc is defined as the arc length L of the outer flow path 4 located between the contact portions 5.
  • the convex portion 31 is formed in a curved curved shape along the inner peripheral surface of the outer pipe 2, as shown in the enlarged view around the boundary between the contact portion 5 and the outer flow path 4 in FIG.
  • the space between the convex portion 31 and the outer pipe 2 gradually approaches the center of the outer flow path 4 in the circumferential direction.
  • the gap g of is widened in the radial direction.
  • the size of the gap g between the convex portion 31 and the outer pipe 2 gradually narrows as the distance from the center of the outer flow path 4 increases in the circumferential direction, so that the gap g between the convex portion 31 and the outer pipe 2 is completely reduced. It is difficult to specifically specify the position where the contact portion 5 disappears, that is, the true end point of the contact portion 5. Therefore, in this example, the radial length of the gap g is 4 ⁇ m around the boundary between the contact portion 5 and the outer flow path 4, and the position that can be clearly recognized as the gap is defined as the end point 51 of the contact portion 5. did.
  • the arc length L in the circumferential direction of the outer flow path 4 was set.
  • the arc length L in the circumferential direction of the outer flow path 4 has the radius of the circumscribed circle 7 of the inner pipe 3 r [mm], and both sides of the outer flow path 4 in the circumferential direction.
  • the angle formed by the virtual straight lines V connecting each end point 51 of the contact portion 5 adjacent to the circumscribed circle 7 and the center of the circumscribed circle 7 is ⁇ [°]
  • L 2 ⁇ r ⁇ ⁇ / 360. ..
  • each outer flow path in a cross section orthogonal to the X direction of the straight pipe portion 11 The arc length L in the circumferential direction of 4 is, for example, 7 mm to 14 mm.
  • the total arc length L in the circumferential direction of the outer flow path 4 in the cross section orthogonal to the X direction of the straight pipe portion 11 is 60% or more of the peripheral length C of the circumscribed circle 7 of the inner pipe 3. ..
  • the total flow path cross-sectional area of the outer flow path 4 is 5% or more of the flow path cross-sectional area of the inner flow path 6.
  • the total flow path cross-sectional area of the outer flow path 4 is 30% or less of the flow path cross-sectional area of the inner flow path 6, that the double pipe 1 It is preferable from the viewpoint of improving the productivity of the inner flow path 6 and reducing the pressure loss of the refrigerant in the inner flow path 6.
  • the productivity of the double pipe 1 is improved, the heat exchange performance of the straight pipe portion 11 is improved, the pressure loss of the refrigerant in the outer flow path 4 is reduced, the productivity of the double pipe 1 is improved, and the inner flow path is improved.
  • the total of the flow path cross-sectional areas of the outer flow path 4 is 9 of the flow path cross-sectional area of the inner flow path 6. It is preferably% or more and 20% or less.
  • the cross-sectional shape of the inner pipe 3 in the straight pipe portion 11 orthogonal to the X direction is substantially the same at any position in the X direction. Therefore, at any position in the X direction, the maximum depth D of each outer flow path 4 and the arc length L in the circumferential direction are substantially constant. Then, in the cross section of the straight pipe portion 11 at each position where the convex portion 31 exists, the average value of the D / L values of all the outer flow paths 4 exceeds 0.09 and is less than 0.20.
  • the outer diameter of the outer tube 2 is within the range of 15 mm to 30 mm, and the outer diameter of the circumscribed circle of the inner tube 3 is within the range of 10 mm to 29 mm. Further, the thickness of the outer tube 2 and the thickness of the inner tube 3 were made equal to each other.
  • the double pipe 1 of this example is used by being incorporated in an air conditioner for automobiles or the like.
  • the air conditioner includes a condenser, an evaporator, a compressor, an expansion valve, and a circulation path connecting them, and the double pipe 1 is arranged in the circulation path.
  • the double tube 1 the low-temperature and low-pressure gas refrigerant coming out of the evaporator flows through the inner flow path 6 in the direction of the arrow in the broken line in FIG. 2, and the high-temperature and high-pressure liquid refrigerant coming out of the condenser flows through the outer flow path 4.
  • refrigerant for example, a fluorocarbon-based refrigerant such as R-134a or R-1234yf, or a CO 2 refrigerant can be used.
  • the inner peripheral surface of the outer pipe 2 and the convex portion 31 of the inner pipe 3 are in contact with each other, and a plurality of locations in the circumferential direction are provided between the outer pipe 2 and the inner pipe 3.
  • the outer flow path 4 is formed. In this way, by forming the outer flow path 4 in the straight pipe portion 11 so as to divide it in the circumferential direction, the flow velocity of the refrigerant flowing through the outer flow path 4 in the straight pipe portion 11 can be secured, and the heat in the straight pipe portion 11 can be secured.
  • the exchange performance can be improved.
  • the average value of the D / L values of all the outer flow paths 4 is set to a value exceeding 0.09, so that the refrigerant flowing in each outer flow path 4 in the straight pipe portion 11 The increase in pressure loss can be suppressed. Further, by setting the average value to a value less than 0.20 in the cross section of the straight pipe portion 11, it is possible to suppress an increase in the pressure loss of the refrigerant flowing in the inner flow path 6 in the straight pipe portion 11.
  • the outer pipe 2 is crimped toward the inner pipe 3, so that the outer pipe 2 and the convex portion 31 are in contact with each other.
  • the outer pipe 2 and the convex portion 31 can be easily (mechanically) brought into contact with each other directly (mechanically), and the double pipe 1 provided with the outer flow paths 4 divided into a plurality of locations in the circumferential direction. Productivity can be improved.
  • the inner pipe 3 has convex portions 31 at four points in the circumferential direction. Therefore, it is easier to improve the flow velocity of the outer flow path 4 in the straight pipe portion 11 and the heat exchange performance can be further improved as compared with the case where the number of the convex portions 31 in the straight pipe portion 11 is 3 or less. Further, by having four convex portions 31 in the straight pipe portion 11, it is possible to prevent the pressure loss of the refrigerant flowing in the outer flow path 4 from becoming excessively large.
  • the plurality of convex portions 31 are formed at equal intervals. Therefore, the flow rates of the refrigerant in the outer flow path 4 are equal in the circumferential direction. Therefore, it becomes easy to suppress heat exchange unevenness between the refrigerant flowing in the outer flow path 4 and the refrigerant flowing in the flow path in the inner pipe 3.
  • the twist angle of each convex portion 31 is 20 ° or more and 60 ° or less.
  • the twist angle By setting the twist angle to 20 ° or more, it is easy to increase the contact portion between each outer flow path 4 and the inner pipe 3, and it is easy to improve the heat exchange performance.
  • the twist angle By setting the twist angle to 60 ° or less, it is possible to prevent the pressure loss of the refrigerant flowing in the outer flow path 4 from becoming excessively large.
  • Example 2 In this example, as shown in FIG. 7, in the straight pipe portion 11, the convex portions 31 are formed at six positions of the inner pipe 3. Although not shown in the figure, all of the six convex portions 31 are in contact with the inner peripheral surface of the outer pipe 2. Also in this example, when the maximum depth of each outer flow path 4 is D [mm] and the arc length in the circumferential direction is L [mm], the average value of the D / L values of all the outer flow paths 4 Is greater than 0.09 and less than 0.20.
  • Example 1 Others are the same as in Example 1.
  • the same codes as those used in the above-mentioned Examples represent the same components as those in the above-mentioned Examples unless otherwise specified.
  • the double tube of this example has the same effect as that of Example 1.
  • samples 1 to 7 in which the D / L average value was variously changed while the basic structure was the same as in Example 1 and sample 8 for comparison were prepared.
  • Samples 1 to 7 are models having convex portions 31 at four points in the circumferential direction and having each convex portion 31 in contact with the inner peripheral surface of the outer tube 2, as in the first embodiment.
  • the average D / L value of sample 1 is 0.08
  • the average D / L value of sample 2 is 0.09
  • the average D / L value of sample 3 is 0.10.
  • the D / L average value of sample 5 was 0.15
  • the D / L average value of sample 6 was 0.16
  • the D / L average value of sample 7 was 0.20.
  • FIG. 8 shows a sample 1 having a D / L average value of 0.08
  • FIG. 9 shows a sample 5 having a D / L average value of 0.15
  • FIG. 10 shows a sample 5 having a D / L average value of 0. Sample 7 of .20 is shown.
  • the sample 8 has convex portions 31 at three points in the circumferential direction, and the diameter of the circumscribed circle of the inner tube 3 is smaller than the diameter of the inscribed circle of the outer tube 2, and is inside.
  • This is a model in which the pipe 3 is not in contact with the outer pipe 2.
  • the maximum radial length M between each spiral recess 32 in the sample 8 and the circumscribed circle 97 of the inner tube 3 was assumed to be 1.7 mm.
  • the sample 8 is assumed to be a double tube that is already in general circulation.
  • the outer tube 2 in each sample has a smooth tube shape with a circular cross section as a whole, and the inner tube 3 has a convex portion 31 having a torsion angle of 40 °. Then, as shown in FIG. 12 as an example of sample 5 having a D / L average value of 0.15, each sample is formed in a straight line as a whole, and the convex portion 31 in the inner tube 3 of each sample is X. It is formed throughout the direction.
  • the diameter of the outer peripheral surface of the outer tube 2 was about 21 mm
  • the thickness of each of the outer tube 2 and the inner tube 3 was 1.2 mm
  • the length in the X direction was 500 mm.
  • each sample is arranged in an environment where the outside air temperature is 23 ° C., the refrigerant F1 is introduced into the inner flow path 6 from one side in the X direction, and the refrigerant F1 is introduced from the other side in the X direction to the outside.
  • the simulation was performed assuming the case where the refrigerant F2 is introduced into the flow path 4.
  • the initial temperature of the refrigerant F2 flowing through the outer flow path 4 (the temperature at the inlet of the outer flow path 4) is 50 ° C.
  • the initial temperature of the refrigerant F1 flowing through the inner flow path 6 is 11 ° C.
  • the outer flow path 4 and The flow rates of the refrigerants F1 and F2 flowing through the inner flow paths 6 were set to 234 kg / h.
  • the pressure of the refrigerant F2 at the inlet of the outer flow path 4 was 1499 kPa
  • the pressure of the refrigerant F1 at the inlet of the inner flow path 6 was 199 kPa.
  • HFC-134a was assumed as the refrigerants F1 and F2 flowing through the outer flow path 4 and the inner flow path 6.
  • the amount of heat absorbed by the refrigerant F1 flowing in the inner flow path 6 was calculated as an index showing the heat exchange performance.
  • the amount of heat absorbed by the refrigerant F1 flowing through the inner flow path 6 is based on the enthalpy calculated based on the pressure and temperature of the refrigerant flowing through the outlet of the inner flow path 6 and the pressure and temperature of the refrigerant flowing through the inlet of the inner flow path 6. It was obtained by the product of the calculated enthalpy difference from the enthalpy and the flow rate of the refrigerant flowing through the inner flow path 6.
  • the samples 1 to 7 have a higher heat absorption amount of the refrigerant flowing in the inner flow path 6 than the sample 8, that is, the heat exchange performance is higher.
  • the convex portions 31 are formed at four locations in the circumferential direction, and the convex portions 31 are brought into contact with the outer pipe 2 to form the outer flow path 4 at four locations in the circumferential direction.
  • the heat exchange performance is improved as compared with the sample 8 in which the convex portions 31 are formed at three positions in the circumferential direction and the convex portions 31 are not brought into contact with the outer tube 2.
  • the heat exchange performance is further improved by setting the D / L average value to 0.14 or more.
  • Example 2 This example is an example in which the pressure loss of the refrigerant flowing in the outer flow path 4 is evaluated by simulation in the samples 1 to 8 in Experimental Example 1. Similar to Experimental Example 1, "SolidWorks (registered trademark) Flow Simulation” manufactured by Dassault Systèmes SolidWorks Corp. was used as the analysis software for the simulation in this example. The structures and calculation conditions of Samples 1 to 8 are the same as those of Experimental Example 1.
  • the difference between the pressure of the refrigerant flowing through the inlet portion of the outer flow path 4 and the pressure of the refrigerant flowing through the outlet portion of the outer flow path 4 is defined as the pressure loss of the refrigerant in the outer flow path 4.
  • the pressure loss of the refrigerant in the outer flow path 4 can be suppressed to less than 20 kPa.
  • the average D / L value is 0.09 or more, it can be seen that the pressure loss of the refrigerant in the outer flow path 4 rapidly increases.
  • the average D / L value is preferably a value exceeding 0.10.
  • Example 3 This example is an example in which the pressure loss of the refrigerant flowing in the inner flow path 6 is evaluated by simulation in the samples 1 to 8 in Experimental Example 1. Similar to Experimental Examples 1 and 2, "SolidWorks (registered trademark) Flow Simulation” manufactured by Dassault Systèmes SolidWorks Corp. was used as the analysis software for the simulation in this example. The structures and calculation conditions of Samples 1 to 8 are the same as those of Experimental Example 1.
  • the difference between the pressure of the refrigerant flowing through the inlet portion of the inner flow path 6 and the pressure of the refrigerant flowing through the outlet portion of the inner flow path 6 is defined as the pressure loss of the refrigerant in the inner flow path 6.
  • the pressure loss of the refrigerant in the inner flow path 6 can be reduced by setting the D / L average value to less than 0.20. Further, it can be seen that by setting the D / L average value to less than 0.20, the pressure loss of the refrigerant in the inner flow path 6 can be reduced as compared with the sample 8 as the comparative sample. Further, from the viewpoint of reducing the pressure loss of the refrigerant in the inner flow path 6, it can be seen that the average D / L value is preferably less than 0.16.
  • the present invention is not limited to each of the above embodiments, and can be applied to various embodiments without departing from the gist thereof.
  • the method for manufacturing the inner pipe 3 including the convex portion 31 and the spiral concave portion 32 is not limited to the method described in the first embodiment.
  • the inner pipe 3 provided with the convex portion 31 and the spiral concave portion 32 by linearly drawing out a smooth tube having a circular cross section as a material while rotating a die having an inner hole having a shape corresponding to the spiral concave portion 32. can be produced.
  • the portion where the spiral recess 32 is not formed by the drawing process that is, the portion between the spiral recesses 32 in the circumferential direction in the inner pipe 3 becomes the convex portion 31 formed along the spiral recess 32.

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Abstract

二重管は外管の内部に内管（３）を配置してなる。二重管は、内管（３）の内側を流れる流体と内管（３）と外管の間を流れる流体との間の熱交換を行うために用いられる。二重管の直管部において、内管（３）は、外周側に突出するよう湾曲するとともに長手方向に延在する凸部（３１）を複数有する。凸部（３１）は、二重管の長手方向において螺旋状に変位している。直管部において、外管の内周面と内管（３）の凸部（３１）とが接し、外管と内管（３）との間に周方向の複数箇所に区画された外側流路が形成されている。長手方向に直交する直管部の断面において、それぞれの外側流路の最大深さをＤ［ｍｍ］、周方向の円弧長をＬ［ｍｍ］としたとき、すべての外側流路のＤ／Ｌの値の平均値は、０．０９を超え、０．２０未満である。

Description

熱交換器用二重管
　本発明は、熱交換器用二重管に関する。
　自動車用空調装置などの熱交換サイクル（冷凍サイクルともいう）は、凝縮器、蒸発器、圧縮機及び膨張弁を備える。これらを連結する循環経路には、フロン、ＣＯ2、アンモニア、その他の冷媒が循環している。かかる熱交換サイクルにおいて、循環経路中に二重管を配置し、当該二重管によって構成される二層の空間に、凝縮器から出てくる高温冷媒と、蒸発器から出てくる低温冷媒とを対向して流して熱交換することにより、熱交換性能を向上させることが提案されている（特許文献１参照）。
　一方、熱交換サイクルにおいて使用される冷媒としては、環境問題に対応するために、より地球温暖化係数の低い冷媒が検討されている。これらの環境問題を考慮した冷媒は、現行の冷媒に比べ熱交換性能が低下することが懸念されている。このため、熱交換サイクル全体の性能劣化を抑制するためには、前述の二重管を組み込むことにより熱交換性能をより向上させた構成を積極的に採用することが有効である。
　蒸発器から排出された気体冷媒を圧縮機で圧縮するシステムにおいては、冷媒が十分に気化しきれない状態、つまり、気体に液体が混入している状態で圧縮機に流入した場合、十分な熱交換ができないという不具合が生じうる。しかし、この不具合は、二重管を組み込むことによって解消することができる。二重管において、圧縮機に流入させる前の冷媒を加熱することができ、冷媒を十分に気化させることができるからである。
　ここで、特許文献１に記載の二重管は、内管として螺旋状の溝部を複数備えた内管を用いており、これと平滑な円筒状の外管とを組み合わせている。そして、二重管の直管部においては、内管の外径よりも外管の内径が大きくなっており、内管における溝部間の峰部が外管に当接していない。これにより、二重管の直管部においては、溝部同士が周方向に連通しており、外管と内管との間に形成される外側流路が全周にわたって形成されている。
特開２００６－１６２２４１号公報
　特許文献１に記載の二重管は、直管部において、前述したように内管の外径よりも外管の内径の方が大きく、外側流路が周方向に連なった一つの流路となっており、曲げ部に比べて流路断面積が大きくなっている。そのため、外側流路での冷媒の流速が直管部において低下しやすく、直管部における熱交換性能が十分に得られない可能性がある。
　熱交換用の二重管は、一部に曲げ部を有するものの、大半が直管部で構成されているため、直管部における熱交換性能を向上させることにより、二重管全体の熱交換性能を向上させることができると考えられる。一方、二重管における熱交換性能には、内管内の流路である内側流路及び外側流路における流速、流路面積、圧力損失等の条件だけではなく、流路断面形状、その他の最適化等が影響すると考えられるものの、未だに最適な条件が明らかになっているとは言えない。特に、外側流路の効果的な流路断面形状が十分に解明されていない。
　本発明は、かかる背景に鑑みてなされたものであり、直管部における外側流路の流路断面形状を最適化して、熱交換性能を従来よりも向上させることができる熱交換器用二重管を提供しようとするものである。
　本発明の一態様は、外管の内部に内管を配置してなる二重管構造を有し、前記内管の内側を流れる流体と、前記内管と前記外管の間を流れる流体との間の熱交換を行うための熱交換器用二重管であって、
　前記熱交換器用二重管の直管部において、前記内管は、外周側に突出するよう湾曲するとともに長手方向に延在する凸部を複数有し、
　前記凸部は、長手方向において螺旋状に変位しており、
　長手方向に直交する前記直管部の断面において、前記外管の内周面は、円形状を呈しており、
　前記直管部において、前記外管の内周面と前記内管の前記凸部とが接し、前記外管と前記内管との間に周方向の複数箇所に区画された外側流路が形成されており、
　長手方向に直交する前記直管部の断面において、それぞれの前記外側流路の最大深さをＤ［ｍｍ］、周方向の円弧長をＬ［ｍｍ］としたとき、すべての前記外側流路のＤ／Ｌの値の平均値は、０．０９を超え、０．２０未満である、
　熱交換器用二重管にある。
　前記熱交換器用二重管の直管部には、外管の内周面と内管の凸部とが接し、外管と内管との間に周方向の複数箇所に区画された外側流路が形成されている。このように、直管部において、外側流路を周方向に分断するよう形成することにより、直管部における外側流路を流れる流体の流速を確保でき、直管部における熱交換性能を向上させることができる。
　また、長手方向に直交する直管部の断面において、それぞれの外側流路の最大深さをＤ［ｍｍ］、周方向の円弧長をＬ［ｍｍ］としたとき、すべての外側流路のＤ／Ｌの値の平均値は、０．０９を超え、０．２０未満である。すなわち、直管部において、各外側流路は、ある程度深さが小さく、周方向の円弧長さが長くなるように形成されている。それゆえ、直管部において、外側流路に流れる流体と外管及び内管との接触面積を増やすことができる。これによっても、直管部における熱交換性能を向上させることができる。
　また、直管部の断面において、すべての外側流路のＤ／Ｌの値の平均値を０．０９を超える値とすることにより、直管部における各外側流路に流れる流体の圧力損失の増加を抑制することができる。さらに、直管部の断面において、前記平均値を０．２０未満の値とすることにより、直管部における内管内の流路に流れる流体の圧力損失の増加を抑制することができる。
　以上のごとく、本態様によれば、直管部における外側流路の流路断面形状を最適化して、熱交換性能を従来よりも向上させることができる熱交換器用二重管を提供することができる。
実施例１における、熱交換器用二重管の一部断面斜視図。 実施例１における、熱交換器用二重管の一部断面側面図。 図２の、III－III線矢視断面図。 図３の、一点鎖線で囲った部分を拡大した図。 実施例１における、外側流路の最大深さＤ及び周方向の円弧長Ｌを説明するための内管の断面図。 実施例１における、押圧ディスクの配置を内管の素管の長手方向から見た様子を示す説明図。 実施例２における、外側流路の最大深さＤ及び周方向の円弧長Ｌを説明するための内管の断面図。 実験例１～３における、Ｄ／Ｌ平均値が０．０８である試料１の二重管の断面図。 実験例１～３における、Ｄ／Ｌ平均値が０．１５である試料５の二重管の断面図。 実験例１～３における、Ｄ／Ｌ平均値が０．２０である試料７の二重管の断面図。 実験例１～３における、比較試料としての試料８の二重管の断面図。 実験例１～３における、試料５の二重管の全体斜視図。 実験例１における、Ｄ／Ｌ平均値と、内側流路における冷媒の吸熱量との関係を示すグラフ。 実験例２における、Ｄ／Ｌ平均値と、外側流路における冷媒の圧力損失との関係を示すグラフ。 実験例３における、Ｄ／Ｌ平均値と、内側流路における冷媒の圧力損失との関係を示すグラフ。
　前記熱交換器用二重管は、例えば、自動車用等の空調装置に組み込むことができるように構成されていてもよい。空調装置は、凝縮器、蒸発器、圧縮機、膨張弁及び、これらを連結する循環経路を備え、当該循環経路に熱交換器用二重管が配置された構成を有していてもよい。この場合、例えば、内管内の流路に蒸発器から出てくる低温低圧のガス冷媒を導くとともに外側流路に凝縮器から出てくる高温高圧の液冷媒を導き、外側流路に流れる液冷媒と内管に流れるガス冷媒とが互いに対向する方向に流れるように、熱交換器用二重管を前記循環経路に組み込めばよい。このように循環経路を構成することにより、熱交換器用二重管において前記高温高圧の液冷媒と前記低温低圧のガス冷媒との間の熱交換が効率的に行われ、熱交換サイクル全体の熱交換性能を向上させることができる。
　熱交換器用二重管は、長手方向に直交する直管部の断面におけるすべての外側流路のＤ／Ｌの値の平均値が０．０９超え、０．２０未満となるように構成されている。外側流路のＤ／Ｌの値の平均値を前記特定の範囲とすることにより、前述したように、直管部における各外側流路に流れる流体の圧力損失の増加を抑制するとともに、内管に流れる流体の圧力損失の増加を抑制することができる。かかる作用効果をより確実に奏する観点からは、長手方向に直交する直管部の断面における、すべての外側流路のＤ／Ｌの値の平均値を０．１０超え、０．２０未満とすることが好ましく、０．１１超え、０．２０未満とすることがより好ましく、０．１２超え、０．２０未満とすることがさらに好ましく、０．１３超え、０．１９未満とすることがさらにより好ましく、０．１３超え、０．１８未満とすることが特に好ましい。
　熱交換器用二重管は、直線状に延びる直管部を備えていれば、一部（１箇所或いは複数箇所）が曲げ加工等により曲げられていてもよい。この場合においては、少なくとも二重管の長手方向に直交する直管部の断面において、すべての外側流路のＤ／Ｌの値の平均値を、０．０９超え、０．２０未満の値とすればよい。これにより、熱交換器用二重管の大部分を占める直管部における熱交換性能の向上、及び圧力損失の低減を図ることができる。
　前記熱交換器用二重管における外管と凸部とは、外管が内管に向かってかしめられることにより、互いに当接していてもよい。この場合は、容易に、外管と凸部とを直接当接させることができ、周方向の複数箇所に区分された外側流路を備える熱交換器用二重管の生産性を向上させることができる。
　長手方向に直交する直管部の断面において、外側流路の円弧長Ｌの合計は、内管の仮想的な外接円の周長Ｃの６０％以上の長さを有することが好ましい。このように、直管部において、外側流路を周方向の広い領域に形成することにより、直管部における熱交換性能の向上、及び圧力損失の低減を図ることができる。また、長手方向に直交する直管部の断面において、外側流路の円弧長Ｌの合計は、内管の外接円の周長Ｃの９０％以下とすることが好ましい。この場合には、内管と外管との当接部の接触幅を確保しやすく、確実に外周流路を分断することができる。
　直管部において、内管に設けられた凸部の数は４箇所以上６箇所以下であることが好ましい。凸部の数を４箇所以上とすることにより、直管部における外側流路の流速を向上させやすく、熱交換性能を一層向上させることができる。また、凸部の数を６箇所以下とすることにより、直管部において外側流路が周方向の多数箇所に分断されていることに起因する圧力損失の過度の増大を抑制することができる。
　熱交換器用二重管の長手方向に直交する直管部の断面において、複数の凸部は、等間隔に形成されていることが好ましい。これにより、各外側流路の冷媒流量が周方向において概ね同等の量となる。そのため、外側流路を流れる冷媒と内管内の流路を流れる冷媒との熱交換ムラを抑制しやすくなる。
　直管部において、各凸部のねじれ角は、２０°以上、６０°以下であることが好ましい。ねじれ角は、凸部の形成方向と、熱交換器用二重管の長手方向に平行な直線とがなす角度である。ねじれ角を２０°以上とすることにより、各外側流路と内管との接触部分を増やしやすく、熱交換性能を向上させやすい。ねじれ角を６０°以下とすることにより、外側流路に流れる冷媒の圧力損失が過度に大きくなることを抑制することができる。
　内管の外周面における凸部と螺旋凹部との間の境界部は、角状に形成されていてもよい。ここで、「角状」とは、凸部の曲率半径と螺旋凹部の曲率半径とが、境界部を境にして階段状に変化する状態をいう。境界部が角状になっている場合は、凸部が螺旋凹部に対して十分に外周側に突出するよう顕在しやすいとともに曲率半径が小さくなりやすい。そのため、角状の境界部が形成されている場合は、凸部と外管とを確実に密着させやすく、外側流路を確実に周方向に分断することができる。
（実施例１）
　熱交換器用二重管の実施例につき、図１～図５を用いて説明する。
　図１、図２に示すごとく、本例の熱交換器用二重管１（以後、単に二重管１ということもある）は、外管２の内部に内管３を配置してなる二重管構造を有する。二重管１は、内管３の内側を流れる流体と、内管３と外管２の間を流れる流体との間の熱交換を行うために用いられる。
　図１、図３に示すごとく、二重管１の直管部１１において、内管３は、外周側に突出するよう湾曲するとともに二重管１の長手方向（以後「Ｘ方向」という。）に延在する凸部３１を複数有する。図２に示すごとく、凸部３１は、Ｘ方向において螺旋状に変位している。図１、図３に示すごとく、Ｘ方向に直交する直管部１１の断面において、外管２の内周面（つまり、外管２の内周端縁）は、円形状を呈している。
　図１～図３に示すごとく、二重管１の直管部１１において、外管２の内周面と内管３の凸部３１とが接し、外管２と内管３との間に周方向の複数箇所に区画された外側流路４が形成されている。図５に示すごとく、Ｘ方向に直交する直管部１１の断面において、それぞれの外側流路４の最大深さをＤ［ｍｍ］、周方向の円弧長をＬ［ｍｍ］としたとき、すべての外側流路４のＤ／Ｌの値の平均値は、０．０９を超え、０．２０未満である。
　以後、本例の二重管１につき詳説する。
　以後、単に周方向といったときは、特に断らない限り二重管１の周方向を意味するものとし、単に径方向といったときは、特に断らない限り二重管１の径方向を意味するものとする。
　図１、図２に示すごとく、外管２及び内管３は、例えば１０００系の純アルミニウムや３０００系、５０００系のアルミニウム合金を管状に形成してなる。なお、これに限られず、外管２及び内管３を、他の熱伝導性の優れた金属等によって構成することも可能である。本例の二重管１は、外管２内に内管３を挿入した後、外管２をその全周が内周側に縮径するよう圧縮することで、外管２がすべての凸部３１に当接するよう形成されている。そして、外管２と内管３とに挟まれた領域が外側流路４となっており、内管３の内側が内側流路６となっている。
　図２に示すごとく、二重管１の使用時においては、内側流路６に流れる冷媒の向きと外側流路４に流れる冷媒の向きとが互いに反対方向となるように冷媒の循環経路が構成される。図２においては、内側流路６に流れる冷媒の方向を破線の矢印、外側流路４に流れる冷媒の方向を実線の矢印にて表している。
　図１に示すごとく、外管２は、Ｘ方向に直交する断面形状が円環状の平滑管である。一方、内管３は、Ｘ方向に直交する断面形状が図３に示すような凹凸形状となるように形成されている。直管部１１における内管３の断面形状をＸ方向の種々の位置において観察すると、Ｘ方向の各位置における断面形状は、他の位置における断面形状を周方向に回転させた形状と概ね一致する。
　内管３は、外管２との間に外側流路４を形成するための螺旋凹部３２を４つ備える。図２に示すごとく、螺旋凹部３２は、内管３の外表面を周方向に旋回しつつＸ方向の一方に進むような螺旋状に形成されている。螺旋凹部３２の形成方向と、Ｘ方向に平行な直線とのなす角、すなわち螺旋凹部３２のねじれ角は、２０°以上、６０°以下である。図１、図３に示すごとく、螺旋凹部３２は、内周側に凸となるよう湾曲した曲面状に形成されている。
　凸部３１及び螺旋凹部３２を備える内管３は、例えば次のように製造することができる。まず、図６の二点鎖線に示すような、断面形状が円環状の平滑管形状を有する素管３０を準備する。そして、後述する４つの押圧ディスク８に囲まれた領域に素管３０を通すことで、素管３０の螺旋凹部３２となる部位を変形させる。
　ここで、押圧ディスク８は、周方向に等間隔に４つ配置されている。各押圧ディスク８は、円盤形状を有し、かつ、押圧ディスク８の円周方向に回転自在に設けられている。各押圧ディスク８は、素管３０の長手方向に対して傾斜している。すなわち、各押圧ディスク８は、前述のねじれ角を有する螺旋凹部３２を形成できるようにすべく傾斜している。また、各押圧ディスク８は、これらに囲まれた領域に素管３０を通過させた際に素管３０を内周側に押圧するため、押圧ディスク８の一部が素管３０の外周面よりも内周側に突出するよう配置されている。
　そして、４つの押圧ディスク８に囲まれた空間に素管３０を通過させることにより、各押圧ディスク８が回転しながら押圧ディスク８の側面部８１が素管３０を内周側に押圧する。これにより、素管３０に螺旋凹部３２が形成される。そして、螺旋凹部３２が形成されなかった部位、すなわち内管３において周方向に隣り合う螺旋凹部３２の間の部位が、螺旋凹部３２に沿うよう形成された凸部３１となる。なお、螺旋凹部３２が形成されるのと同時に、凸部３１も螺旋凹部３２の変形に追従するよう変形し、素管３０の曲率半径よりも凸部３１の曲率半径が小さくなるよう形成される。螺旋凹部３２が深く形成されるほど、凸部３１の曲率半径が小さくなる。以上のように、内管３を製造することができる。
　図１、図３に示すごとく、内管３は、Ｘ方向に直交する断面形状において、周方向の４箇所に等間隔に凸部３１を有する。凸部３１は、Ｘ方向に直交する内管３の断面形状において、周方向に隣接する部位よりも外周側に突出する部位である。凸部３１のねじれ角も、螺旋凹部３２のねじれ角と同様、２０°以上、６０°以下である。内管３の凸部３１は、外周側に凸となるよう湾曲した曲面状に形成されている。
　図３に示すごとく、内管３の外周面における凸部３１と螺旋凹部３２との間の境界部３３は、角状に形成されている。角状の境界部３３は、例えば、前述した内管３の製造工程において、押圧ディスク８による素管３０の押圧量が十分であることにより形成される。つまり、境界部３３が角状になっている場合は、凸部３１が螺旋凹部３２に対して十分に外周側に突出するよう顕在しやすいとともに曲率半径が小さくなりやすい。そのため、角状の境界部３３が形成されている場合は、凸部３１と外管２とを確実に密着させやすく、外側流路４を確実に周方向に分断することができる。
　図３に示すごとく、すべての凸部３１は、外管２の内周面に当接している。すべての凸部３１は、少なくとも二重管１の直管部１１におけるＸ方向の全領域において外管２の内周面に当接しており、本例においては、Ｘ方向における凸部３１が存在する全領域において、すべての凸部３１が外管２の内周面に当接している。つまり、二重管１の一部が曲げられていた場合、当該曲げ部においても、すべての凸部３１は外管２の内周面に当接している。
　図３に示すごとく、凸部３１は、外管２の内周面に沿うよう（すなわち、凸部３１と外管２の内周面との曲率半径の差が所定値以上とならないよう）湾曲して形成されており、これにより、凸部３１と外管２との接触幅が確保されやすくなっている。また、直管部１１のＸ方向に直交する断面において、各凸部３１と外管２との接触幅の合計長さは、内管３の仮想的な外接円の周長Ｃの８０％以下であることが好ましい。これにより、各外側流路４の周方向長さを確保することができ、熱交換性能の向上、及び、外側流路４を流れる冷媒の圧力損失の低減を図ることができる。そして、周方向の４つの凸部３１と外管２とが当接することにより、外管２と内管３との間に凸部３１によって周方向に分断された４つの外側流路４が形成されている。
　図５に示すごとく、直管部１１のＸ方向に直交する断面において、それぞれの外側流路４の最大深さをＤ［ｍｍ］、周方向の円弧長をＬ［ｍｍ］としたとき、すべての外側流路４のＤ／Ｌの値の平均値（Ｄ／Ｌ平均値）は０．０９を超えるとともに、０．２０未満である。すなわち、Ｘ方向に直交する断面において、それぞれの外側流路４は、ある程度径方向に浅く、かつ、周方向に幅広に形成される。
　直管部１１のＸ方向に直交する断面における各外側流路４の最大深さＤは、内管３の仮想的な外接円７と内管３との間の径方向の最大長さによって求めた。すなわち、直管部１１のＸ方向に直交する断面において、外側流路４と外接円７との間の径方向の長さは、周方向の位置によって異なる。これらの径方向の長さのうち最大の値を外側流路４の最大深さＤとした。例えば、直径が約１９ｍｍの管を素管（図６の符号３０参照）として、これを加工して内管３を構成した場合、各外側流路４の最大深さＤは、例えば０．７ｍｍ～１．６ｍｍとすることができる。
　直管部１１のＸ方向に直交する断面における各外側流路４の周方向の円弧長Ｌは以下の方法によって求めた。すなわち、まず、各凸部３１と外管２との当接部５を特定する。次いで、内管３の外接円７上において、いずれかの当接部５から、当該当接部５の隣の当接部５までの円弧の長さを計測する。この円弧の長さを、これらの当接部５の間に位置する外側流路４の円弧長Ｌとする。ここで、凸部３１は外管２の内周面に沿うよう湾曲した曲面状に形成されているため、図４の当接部５と外側流路４との境界周辺の拡大図に示すごとく、凸部３１と外管２との当接部５と外側流路４との境界周辺においては、周方向において外側流路４の中央に近づくにつれて徐々に凸部３１と外管２との間の隙間ｇが径方向に広がる。
　一方、凸部３１と外管２との隙間ｇの大きさは、周方向において外側流路４の中央から離れるにつれて徐々に狭くなるため、凸部３１と外管２との隙間ｇが完全に消失する位置、つまり、当接部５の真の端点を具体的に特定することは難しい。そこで、本例においては、当接部５と外側流路４との境界周辺において、隙間ｇの径方向の長さが４μｍとなり、明らかに隙間と認識できる位置を当接部５の端点５１とした。そして、周方向において外側流路４の一方側に位置する当接部５の端点５１から他方側に位置する当接部５の端点５１までの間の外接円７の周方向の長さを当該外側流路４の周方向の円弧長Ｌとした。
　直管部１１のＸ方向に直交する断面において、外側流路４の周方向の円弧長Ｌは、内管３の外接円７の半径をｒ［ｍｍ］、外側流路４の周方向の両側に隣接する当接部５の各端点５１と外接円７の中心とを結ぶ仮想直線Ｖ同士がなす角をθ［°］としたとき、Ｌ＝２πｒ×θ／３６０、にて求めることができる。例えば、直径が約１９ｍｍの管を素管（図６の符号３０参照）として、これを加工して内管３を構成した場合、直管部１１のＸ方向に直交する断面における各外側流路４の周方向の円弧長Ｌは、例えば７ｍｍ～１４ｍｍである。
　図５に示すごとく、直管部１１のＸ方向に直交する断面における外側流路４の周方向の円弧長Ｌの合計は、内管３の外接円７の周長Ｃの６０％以上である。これにより、直管部１１における熱交換性能の向上、及び圧力損失低減を図りやすい。内管３と外管２との当接部５の接触幅を確保する観点からは、本例において、直管部１１のＸ方向に直交する断面における外側流路４の周方向の円弧長Ｌの合計を内管３の外接円７の周長Ｃの９０％以下とすることが好ましい。また、当接部５の接触幅を確保するとともに熱交換性能の向上及び圧力損失の低減を図る観点からは、直管部１１のＸ方向に直交する断面における外側流路４の周方向の円弧長Ｌの合計を内管３の外接円７の周長Ｃの６３％以上、７７％以下とすることが好ましい。
　直管部１１のＸ方向に直交する断面において、外側流路４の流路断面積の合計は、内側流路６の流路断面積の５％以上である。これにより、直管部１１の熱交換性能の向上及び外側流路４を流れる冷媒の圧力損失の低減を図ることができる。また、直管部１１のＸ方向に直交する断面において、外側流路４の流路断面積の合計は、内側流路６の流路断面積の３０％以下であることが、二重管１の生産性の向上、及び、内側流路６の冷媒の圧力損失の低減の観点から好ましい。直管部１１のＸ方向に直交する断面において、外側流路４の流路断面積の合計を大きくしようとすると、内管３の外側流路４の深さをかなり大きくしなければならない。しかし、Ｄ／Ｌ平均値を０．０９～０．２０に保ったまま外側流路４の流路断面積の合計を大きくしようとすると、内管３の生産性の悪化や内管３内に流れる冷媒の圧力損失の増大を招くおそれがある。外側流路４の流路断面積の合計を内側流路６の流路断面積の３０％以下とすることにより、これらの問題をより容易に回避することができる。また、二重管１の生産性の向上、直管部１１の熱交換性能の向上、外側流路４の冷媒の圧力損失の低減、二重管１の生産性の向上、及び、内側流路６の冷媒の圧力損失の低減の観点からは、直管部１１のＸ方向に直交する断面において、外側流路４の流路断面積の合計は、内側流路６の流路断面積の９％以上、２０％以下であることが好ましい。
　また、前述のごとく、直管部１１における内管３のＸ方向に直交する断面形状は、Ｘ方向のいずれの位置においても概ね同一である。それ故、Ｘ方向のいずれの位置においても、各外側流路４の最大深さＤと周方向の円弧長Ｌとのそれぞれは略一定である。そして、直管部１１における凸部３１が存在する各位置の断面において、すべての外側流路４のＤ／Ｌの値の平均値が、０．０９を超え、０．２０未満である。
　本例においては、外管２の外径は１５ｍｍ～３０ｍｍの範囲内、内管３の外接円の外径は１０ｍｍ～２９ｍｍの範囲内とした。また、外管２の厚みと内管３の厚みとは、互いに同等とした。
　本例の二重管１は、自動車用等の空調装置に組み込んで使用される。空調装置は、凝縮器、蒸発器、圧縮機、膨張弁及び、これらを連結する循環経路を備え、二重管１は、当該循環経路に配置される。二重管１は、蒸発器から出てくる低温低圧のガス冷媒が内側流路６を図２の破線矢印方向に流れ、凝縮器から出てくる高温高圧の液冷媒が外側流路４を図２の実線矢印方向、つまり、内管３に流れる低温低圧のガス冷媒と対向する方向に流れるように、循環経路に組み込まれる。冷媒としては、例えば、Ｒ－１３４ａ、Ｒ－１２３４ｙｆ等のフロン系冷媒、又はＣＯ2冷媒を用いることが可能である。
　次に、本例の作用効果につき説明する。
　本例の二重管１は、直管部１１において、外管２の内周面と内管３の凸部３１とが接し、外管２と内管３との間に周方向の複数箇所に区画された外側流路４が形成されている。このように、直管部１１において、外側流路４を周方向に分断するよう形成することにより、直管部１１における外側流路４を流れる冷媒の流速を確保でき、直管部１１における熱交換性能を向上させることができる。
　また、Ｘ方向に直交する直管部１１の断面において、それぞれの外側流路４の最大深さをＤ［ｍｍ］、周方向の円弧長をＬ［ｍｍ］としたとき、すべての外側流路４のＤ／Ｌの値の平均値は、０．０９を超え、０．２０未満である。すなわち、直管部１１において、外側流路４は、ある程度深さが小さく、周方向の円弧長さが長くなるように形成されている。それゆえ、直管部１１において、外側流路４に流れる冷媒と外管２及び内管３との接触面積を増やすことができる。これによっても、直管部１１における熱交換性能を向上させることができる。
　また、直管部１１の断面において、すべての外側流路４のＤ／Ｌの値の平均値を０．０９を超える値とすることにより、直管部１１における各外側流路４に流れる冷媒の圧力損失の増加を抑制することができる。さらに、直管部１１の断面において、前記平均値を０．２０未満の値とすることにより、直管部１１における内側流路６に流れる冷媒の圧力損失の増加を抑制することができる。
　また、外管２が内管３に向かってかしめられることにより、外管２と凸部３１とが当接している。これにより、容易に、外管２と凸部３１とを直接的に（機械的に）当接させることができ、周方向の複数箇所に区分された外側流路４を備える二重管１の生産性を向上させることができる。
　また、直管部１１において、内管３は、周方向の４箇所に凸部３１を有する。それゆえ、直管部１１における凸部３１の数を３箇所以下とした場合よりも、直管部１１における外側流路４の流速を向上させやすく、熱交換性能を一層向上させることができる。また、直管部１１において、凸部３１を４つとすることで、外側流路４内を流れる冷媒の圧力損失が過度に大きくなることを抑制することができる。
　また、内管３の断面形状において、複数の凸部３１は、等間隔に形成されている。それゆえ、外側流路４の冷媒流量が周方向において等量となる。そのため、外側流路４を流れる冷媒と内管３内の流路を流れる冷媒との熱交換ムラを抑制しやすくなる。
　また、直管部１１において、各凸部３１のねじれ角は、２０°以上、６０°以下である。ねじれ角を２０°以上とすることにより、各外側流路４と内管３との接触部分を増やしやすく、熱交換性能を向上させやすい。ねじれ角を６０°以下とすることにより、外側流路４に流れる冷媒の圧力損失が過度に大きくなることを抑制することができる。
　以上のごとく、本例によれば、直管部における外側流路の流路断面形状を最適化して、熱交換性能を従来よりも向上させることができる熱交換器用二重管を提供することができる。
（実施例２）
　本例は、図７に示すごとく、直管部１１において、内管３の６箇所に凸部３１を形成した例である。図には示さないが、６箇所の凸部３１のすべては、外管２の内周面に当接している。本例においても、それぞれの外側流路４の最大深さをＤ［ｍｍ］、周方向の円弧長をＬ［ｍｍ］としたとき、すべての外側流路４のＤ／Ｌの値の平均値は、０．０９を超え、０．２０未満である。
　その他は、実施例１と同様である。
　なお、本例以降において用いる符号のうち、既出の実施例において用いた符号と同一のものは、特に示さない限り、既出の実施例における構成要素と同様の構成要素等を表す。
　本例においては、直管部１１において、内管３の６箇所に凸部３１が形成されているため、外側流路４が周方向の６箇所に形成されている。それゆえ、直管部１１における外側流路４に流れる冷媒の流速を一層向上させやすい。また、直管部１１において凸部３１を６箇所以下とすることにより、直管部１１の外側流路４に流れる冷媒の圧力損失が過度に大きくなることを抑制することができる。
　その他、本例の二重管は、実施例１と同様の作用効果を有する。
（実験例１）
　本例は、二重管１において、すべての外側流路４のＤ／Ｌの値の平均値（Ｄ／Ｌ平均値）を種々変更した場合の、外側流路４を通る冷媒と内側流路６を通る冷媒との間の熱交換性能の度合いをシミュレーションにより評価した例である。当該シミュレーションには、解析ソフトとして、ダッソー・システムズ・ソリッドワークス社製の「SolidWorks（登録商標）FlowSimulation」を用いた。
　本例においては、基本構造を実施例１と同様としつつ、Ｄ／Ｌ平均値を種々変更した試料１～７と、比較のための試料８とを準備した。試料１～７は、実施形態１と同様、周方向の４箇所に凸部３１を有するとともに、各凸部３１が外管２の内周面に当接しているモデルである。試料１のＤ／Ｌ平均値は０．０８とし、試料２のＤ／Ｌ平均値は０．０９とし、試料３のＤ／Ｌ平均値は０．１０とし、試料４のＤ／Ｌ平均値は０．１４とし、試料５のＤ／Ｌ平均値は０．１５とし、試料６のＤ／Ｌ平均値は０．１６とし、試料７のＤ／Ｌ平均値は０．２０とした。図８にはＤ／Ｌ平均値が０．０８の試料１を示し、図９にはＤ／Ｌ平均値が０．１５の試料５を示し、図１０には、Ｄ／Ｌ平均値が０．２０の試料７を示している。
　一方、図１１に示すごとく、試料８は、周方向の３箇所に凸部３１を有し、かつ、内管３の外接円の直径が外管２の内接円の直径よりも小さく、内管３が外管２に当接していないモデルである。試料８における各螺旋凹部３２と内管３の外接円９７との間の径方向の最大長さＭは、１．７ｍｍを想定した。なお、試料８は、既に一般に流通している二重管を想定している。
　各試料における外管２は、その全体が断面円形の平滑管形状を有しており、内管３はねじり角４０°の凸部３１を有している。そして、図１２にＤ／Ｌ平均値が０．１５の試料５の例を示すごとく、各試料は、全体が一直線状に形成されており、各試料の内管３における凸部３１は、Ｘ方向の全体にわたって形成されている。また、外管２の外周面の直径は約２１ｍｍとし、外管２及び内管３のそれぞれの厚みは１．２ｍｍとし、Ｘ方向の長さは５００ｍｍとした。
　そして、図１２に一例を示すごとく、各試料を、外気温度２３℃の環境下に配置し、Ｘ方向の一方側から内側流路６に冷媒Ｆ１を導入するとともに、Ｘ方向の他方側から外側流路４に冷媒Ｆ２を導入させる場合を想定してシミュレーションを行った。このシミュレーションにおいて、外側流路４に流す冷媒Ｆ２の初期温度（外側流路４入口での温度）は５０℃、内側流路６に流す冷媒Ｆ１の初期温度は１１℃とし、外側流路４及び内側流路６のそれぞれに流す冷媒Ｆ１、Ｆ２の流量は、２３４ｋｇ／ｈとした。また、外側流路４の入口での冷媒Ｆ２の圧力は１４９９ｋＰａ、内側流路６の入口での冷媒Ｆ１の圧力は１９９ｋＰａとした。外側流路４及び内側流路６に流す冷媒Ｆ１、Ｆ２としては、ＨＦＣ－１３４ａを想定した。
　そして、各試料において、内側流路６に流れる冷媒Ｆ１における吸熱量を、熱交換性能を示す指標として算出した。内側流路６に流れる冷媒Ｆ１における吸熱量は、内側流路６の出口を流れる冷媒の圧力及び温度に基づいて算出したエンタルピと、内側流路６の入口を流れる冷媒の圧力及び温度に基づいて算出したエンタルピとの差であるエンタルピ差と、内側流路６を流れる冷媒の流量との積によって求めた。
　結果を図１３に示す。なお、図１３において、試料１～７の結果については記号「〇」でプロットしており、比較試料としての試料８の結果については記号「◇」でプロットしている。試料８は、外管２と内管３との間の流路が全周において連なっており、試料１～７と同様の方法によりＤ／Ｌ平均値を定義、算出することはできないが、図１３においては便宜的にＤ／Ｌ平均値が０．１５の箇所に試料８の結果をプロットした。
　図１３によれば、本例においては、試料１～７は、試料８よりも内側流路６に流れる冷媒の吸熱量が高くなる、すなわち熱交換性能が高くなることが分かった。これらの結果から、直管部１１において、凸部３１を周方向の４箇所に形成し、各凸部３１を外管２に当接させて外側流路４を周方向の４箇所に形成することにより、凸部３１を周方向の３箇所に形成し、各凸部３１を外管２に当接させない試料８よりも、熱交換性能が向上することが分かる。さらに、図１３から、Ｄ／Ｌ平均値を０．１４以上とすることにより一層熱交換性能が向上することが分かる。
（実験例２）
　本例は、実験例１における試料１～８において、外側流路４に流れる冷媒の圧力損失をシミュレーションにより評価した例である。実験例１と同様、本例におけるシミュレーションには、解析ソフトとして、ダッソー・システムズ・ソリッドワークス社製の「SolidWorks（登録商標）FlowSimulation」を用いた。試料１～８の構造及び計算条件は、実験例１と同様である。
　本例においては、外側流路４の入口部分を流れる冷媒の圧力と、外側流路４の出口部分を流れる冷媒の圧力との差を外側流路４における冷媒の圧力損失とした。
　結果を図１４に示す。
　図１４から分かるように、Ｄ／Ｌ平均値を０．０９を超える値にすることにより、外側流路４における冷媒の圧力損失を２０ｋＰａ未満に抑えることができる。一方、Ｄ／Ｌ平均値が０．０９以上となった場合は、急激に外側流路４における冷媒の圧力損失が上昇していることが分かる。さらに、外側流路４の冷媒の圧力損失を低減する観点から、Ｄ／Ｌ平均値は、０．１０を超える値にすることが好ましいことが分かる。
（実験例３）
　本例は、実験例１における試料１～８において、内側流路６に流れる冷媒の圧力損失をシミュレーションにより評価した例である。実験例１、２と同様、本例におけるシミュレーションには、解析ソフトとして、ダッソー・システムズ・ソリッドワークス社製の「SolidWorks（登録商標）FlowSimulation」を用いた。試料１～８の構造及び計算条件は、実験例１と同様である。
　本例においては、内側流路６の入口部分を流れる冷媒の圧力と、内側流路６の出口部分を流れる冷媒の圧力との差を内側流路６における冷媒の圧力損失とした。
　結果を図１５に示す。
　図１５によれば、Ｄ／Ｌ平均値を０．２０未満とすることにより、内側流路６における冷媒の圧力損失を低減させることができることが分かる。また、Ｄ／Ｌ平均値を０．２０未満とすることにより、内側流路６における冷媒の圧力損失を、比較試料としての試料８よりも低減させることができることが分かる。さらに、内側流路６における冷媒の圧力損失を低減する観点から、Ｄ／Ｌ平均値を０．１６未満とすることが好ましいことが分かる。
　本発明は、前記各実施例に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲において種々の実施形態に適用することが可能である。例えば、凸部３１及び螺旋凹部３２を備える内管３の製造方法は、実施例１で述べた方法に限られない。例えば、螺旋凹部３２に対応した形状の内孔を有するダイスを回転させながら、素材となる断面円形の平滑管を直線的に引抜加工することにより凸部３１及び螺旋凹部３２を備えた内管３を作製することができる。この場合は、引抜加工により螺旋凹部３２が形成されなかった部位、すなわち内管３における周方向の螺旋凹部３２間の部位が、螺旋凹部３２に沿うよう形成された凸部３１となる。

Claims (8)

  1. 　外管の内部に内管を配置してなる二重管構造を有し、前記内管の内側を流れる流体と、前記内管と前記外管の間を流れる流体との間の熱交換を行うための熱交換器用二重管であって、
    　前記熱交換器用二重管の直管部において、前記内管は、外周側に突出するよう湾曲するとともに長手方向に延在する凸部を複数有し、
    　前記凸部は、長手方向において螺旋状に変位しており、
    　長手方向に直交する前記直管部の断面において、前記外管の内周面は、円形状を呈しており、
    　前記直管部において、前記外管の内周面と前記内管の前記凸部とが接し、前記外管と前記内管との間に周方向の複数箇所に区画された外側流路が形成されており、
    　長手方向に直交する前記直管部の断面において、それぞれの前記外側流路の最大深さをＤ［ｍｍ］、周方向の円弧長をＬ［ｍｍ］としたとき、すべての前記外側流路のＤ／Ｌの値の平均値は、０．０９を超え、０．２０未満である、
    　熱交換器用二重管。
  2. 　前記外管が前記内管に向かってかしめられることにより、前記外管と前記凸部とが当接している、請求項１に記載の熱交換器用二重管。
  3. 　長手方向に直交する前記直管部の断面において、前記外側流路の前記円弧長Ｌの合計は、前記内管の仮想的な外接円の周長Ｃの６０％以上の長さを有する、請求項１又は２に記載の熱交換器用二重管。
  4. 　前記直管部において、前記内管に設けられた前記凸部の数は４箇所以上６箇所以下である、請求項１～３のいずれか一項に記載の熱交換器用二重管。
  5. 　前記直管部において、前記各凸部のねじれ角は、２０°以上、６０°以下である、請求項１～４のいずれか一項に記載の熱交換器用二重管。
  6. 　長手方向に直交する前記直管部の断面において、前記外側流路の前記円弧長Ｌの合計は、前記内管の仮想的な外接円の周長Ｃの９０％以下の長さを有する、請求項１～５のいずれか１項に記載の熱交換器用二重管。
  7. 　長手方向に直交する前記直管部の断面において、前記外側流路の流路断面積の合計は、前記内管の流路断面積の５％以上３０％以下である、請求項１～６のいずれか１項に記載の熱交換器用二重管。
  8. 　前記内管は、複数の前記凸部と、前記凸部同士の間に設けられ、内周側に突出するよう湾曲する複数の螺旋凹部とを有し、前記螺旋凹部は、長手方向において螺旋状に変位しており、前記凸部と前記螺旋凹部との間の境界部は角状に形成されている、請求項１～７のいずれか１項に記載の熱交換器用二重管。
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