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WO2009131072A1 - 熱交換器、及びこの熱交換器を用いた空気調和機 - Google Patents

熱交換器、及びこの熱交換器を用いた空気調和機 Download PDF

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WO2009131072A1
WO2009131072A1 PCT/JP2009/057782 JP2009057782W WO2009131072A1 WO 2009131072 A1 WO2009131072 A1 WO 2009131072A1 JP 2009057782 W JP2009057782 W JP 2009057782W WO 2009131072 A1 WO2009131072 A1 WO 2009131072A1
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WO
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heat transfer
heat exchanger
transfer tube
tube
heat
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PCT/JP2009/057782
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French (fr)
Inventor
相武 李
石橋　晃
拓也 松田
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Mitsubishi Electric Corp
Original Assignee
Mitsubishi Electric Corp
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Publication date
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    • F28F21/00—Constructions of heat-exchange apparatus characterised by the selection of particular materials
    • F28F21/08—Constructions of heat-exchange apparatus characterised by the selection of particular materials of metal
    • F28F21/081—Heat exchange elements made from metals or metal alloys
    • F28F21/084—Heat exchange elements made from metals or metal alloys from aluminium or aluminium alloys

Definitions

  • the present invention relates to a heat exchanger incorporating a heat transfer tube with an inner groove, and an air conditioner using the heat exchanger.
  • heat exchangers such as air conditioners are generally provided with heat transfer tubes with inner grooves at regular intervals, and refrigerant flows through the heat transfer tubes.
  • the tube axis direction on the inner surface of the tube and the direction in which the groove extends form a certain angle (7 ° to 30 °), and a number of grooves are processed to form peaks, and the fluid flowing in the tube undergoes a phase change. (Condensation / evaporation).
  • the heat transfer tube is improved in performance due to an increase in surface area in the tube, a fluid stirring effect due to the inner groove, a liquid film retention effect between the grooves due to the capillary action of the groove (for example, patents) Reference 1).
  • Conventional heat transfer tubes including the heat transfer tube of Patent Document 1 are generally made of copper or a copper alloy metal material.
  • copper is used. Compared to deformation resistance, deformation is easy.
  • the pipe is expanded to fix the heat transfer tube to the fin, the shape of the ridges on the inner surface collapses, making it impossible to obtain heat transfer performance equal to or higher than that of the copper pipe.
  • the strength of the aluminum material is lower than that of the copper material, it is necessary to increase the thickness of the groove bottom of the heat transfer tube, which increases the pressure loss in the tube of the heat transfer tube. .
  • the present invention has been made to solve the above problems. Even if the fins and heat transfer tubes are made of an aluminum-based material, the pressure loss in the heat transfer tubes does not increase, and the heat transfer is equal to or higher than that of the copper tubes. It aims at providing the heat exchanger which can obtain thermal performance, and the air conditioner using this heat exchanger.
  • the heat exchanger according to the present invention includes a fin made of an aluminum-based material having a low deformation resistance, and an aluminum-based material having a deformation resistance higher than that of the aluminum-based material forming the fin and provided with a groove on the inner surface and fixed through the fin. And the direction of the tube axis on the inner surface of the heat transfer tube and the direction of the groove provided on the inner surface of the heat transfer tube are substantially parallel to each other.
  • the tube axis direction and the groove direction of the inner surface of the heat transfer tube are substantially parallel, compared with a copper heat transfer tube conventionally used, without increasing the pressure loss,
  • the heat transfer performance in the tube can be equal to or higher than that of the copper tube.
  • the shape of the ridges on the inner surface does not fall down, and the adhesion between the heat transfer tube and the fin is improved to be equal to or higher than that of the copper tube, which is highly efficient.
  • it can be easily manufactured and easily decomposed, and the recyclability can be improved.
  • FIG. FIG. 1 is a front sectional view of a heat exchanger according to Embodiment 1 of the present invention cut in the vertical direction
  • FIG. 2 shows the relationship between strain and stress of an aluminum pipe having a high deformation resistance and an aluminum fin having a low deformation resistance
  • Fig. 3 is a diagram showing the relationship between strain and stress of an aluminum pipe with low deformation resistance and an aluminum fin with low deformation resistance
  • Fig. 4 is a diagram showing the relationship between the lead angle and the rate of increase in evaporation pressure loss. is there.
  • the heat exchanger 1 includes fins 10 and heat transfer tubes 20 penetrating the fins 10.
  • the fin 10 is made of an aluminum-based material having a low deformation resistance (soft).
  • the heat transfer tube 20 is made of aluminum or an aluminum alloy (hereinafter referred to as an aluminum alloy) having a higher deformation resistance than the fin 10, and in the case of an aluminum alloy, for example, 0.2% to 1.8% of pure aluminum. It is a 3000 series aluminum alloy to which% manganese (Mn) is added.
  • the high-efficiency heat exchanger 1 is obtained by securing the adhesion between the heat transfer tubes 20 and the fins 10 using the strain difference between the two.
  • the heat transfer tube 20 and the fin 10 are the same rigid aluminum material, since there is no distortion difference as shown in FIG. 3, the adhesion between the heat transfer tube 20 and the fin 10 of the heat exchanger 1 is poor, and high heat exchange is performed. The rate is not obtained.
  • a groove 21 is formed on the inner surface of the heat transfer tube 20, and the tube axis direction A on the inner surface of the heat transfer tube 20 and the direction B in which the groove 21 extends are substantially parallel. 0 degrees to 2 degrees.
  • the lead angle R of the groove 21 of the heat transfer tube 20 is set in the range of 0 degree to 2 degrees because the strength of aluminum is lower than that of the copper material, and the heat transfer tube This is because if the lead angle R of the groove 21 of the heat transfer tube 20 is set to 2 degrees or more, the crest portion collapses and the pressure loss in the tube increases. In this way, a flow that flows over the groove 21 does not occur, and the heat exchange rate can be improved without increasing the pressure loss in the pipe.
  • the above heat exchanger is used as an evaporator or a condenser in a refrigeration cycle in which a compressor, a condenser, a throttling device, and an evaporator are sequentially connected by piping, and a refrigerant is used as a working fluid. Contributes to improvement. Further, as the refrigerant, any one of HC single refrigerant, a mixed refrigerant containing HC, R32, R410A, R407C, and carbon dioxide is used, and the heat exchange efficiency between these refrigerants and air is improved.
  • FIG. 5 is a side sectional view of the heat exchanger 1 according to Embodiment 2 of the present invention cut in the vertical direction
  • FIG. 6 is an enlarged sectional view of part A in FIG. 5, and FIG. It is a diagram which shows the relationship with a heat exchange rate.
  • symbol is attached
  • the heat transfer tube 20 with inner groove has a higher heat transfer coefficient as the depth H of the groove 21 after tube expansion is deeper.
  • the depth H of the groove 21 after the pipe expansion is set to 0.2 mm to 0.3 mm.
  • FIG. FIG. 8 is a side sectional view of the heat exchanger according to Embodiment 3 of the present invention cut in the vertical direction
  • FIG. 9 is a diagram showing the relationship between the number of grooves and the heat exchange rate.
  • the heat transfer tube 20 with groove on the inner surface increases in heat transfer area as the number of grooves 21 increases, so that the heat transfer rate increases.
  • the number of grooves 21 exceeds 60
  • the groove cross-sectional area decreases, and the refrigerant liquid film overflows from the grooves 21 and is covered with the refrigerant liquid film up to the summit, so that the heat transfer coefficient decreases.
  • the number of grooves 21 is less than 40, the heat transfer area decreases and the heat transfer rate decreases. Therefore, in the heat transfer tube 20 with the inner surface groove of the third embodiment, the number of grooves 21 is 40-60.
  • FIG. 10 is a side sectional view of a heat exchanger according to Embodiment 4 of the present invention cut in the vertical direction
  • FIG. 11 is an enlarged sectional view of part A in FIG. 10
  • FIG. 12 is a graph showing the apex angle and the heat exchange rate. It is a diagram which shows a relationship.
  • the heat transfer tube 20 with groove on the inner surface has a heat transfer area that increases as the apex angle ⁇ of the groove 21 decreases, so that the heat transfer coefficient increases.
  • the apex angle ⁇ is smaller than 5 degrees, the workability during the manufacture of the heat exchanger is remarkably lowered, and the heat exchange rate is lowered.
  • the apex angle ⁇ exceeds 20 degrees, the groove cross-sectional area becomes small, and the coolant liquid film overflows from the groove 21 and is covered by the coolant liquid film up to the summit, so that the heat transfer coefficient decreases. Therefore, in the heat transfer tube 20 with the inner surface groove of the fourth embodiment, the apex angle ⁇ is set to 5 degrees to 20 degrees.
  • FIG. 13 (a) and 13 (b) are front cross-sectional views cut in the vertical direction showing a method for manufacturing a heat exchanger for an air conditioner according to Embodiment 5 of the present invention.
  • the indoor unit-side heat exchanger and the outdoor unit-side heat exchanger are both manufactured by the same procedure.
  • each heat transfer tube 20 is bent into a hairpin shape at a predetermined bending pitch at the center in the longitudinal direction, and a plurality of hairpin tubes are manufactured.
  • these hairpin tubes are inserted into a plurality of fins 10 arranged in parallel with each other at a predetermined interval, and thereafter, the tube expansion ball 30 is pushed into the hairpin tube by the rod 31 (FIG.
  • heat exchanger 10 of Embodiment 5 a large number of fins 10 and hairpin tubes (heat transfer tubes 20) are joined by simply expanding the hairpin tube, which is a constituent member, by a mechanical tube expansion method or a hydraulic tube expansion method. Therefore, manufacture of the heat exchanger 10 becomes easy.
  • Embodiment 6 FIG.
  • the expansion rate of the heat transfer tube 20 of the heat exchanger 10 is further increased in the present Embodiment 6. It is specified.
  • the expansion rate when the hairpin tube is expanded by the mechanical expansion method or the hydraulic expansion method is set to 105.5% to 107.5% in the heat transfer tube 20 of the heat exchanger 1. Thereby, the adhesiveness of the heat exchanger tube 20 and the fin 10 of the heat exchanger 1 is improved, and the highly efficient heat exchanger 1 is obtained.
  • the expansion ratio of the heat transfer tube 20 of the heat exchanger 1 is 107.5% or more, crushing at the summit and fin color cracks occur, and the adhesion between the heat transfer tube 20 and the fin 10 deteriorates.
  • the tube expansion rate of the heat transfer tube 20 of the heat exchanger 1 is less than 105.5%, the adhesion between the heat transfer tube 20 and the fin 10 is poor, and a high heat exchange rate cannot be obtained. Therefore, the expansion rate when expanding the hairpin tube of the sixth embodiment is 105.5% to 107.5% in the heat transfer tube 20 of the heat exchanger 1. If the expansion ratio is defined in this way, there will be no variation in the product.
  • the fin 10 and the hairpin tube are joined only by expanding the heat transfer tube 20.
  • the fin 10 and the hairpin tube are further bonded by brazing. As a result, the reliability can be further improved.
  • FIG. FIG. 14 is a side sectional view of the heat exchanger according to Embodiment 7 of the present invention cut in the vertical direction
  • FIG. 15 is an enlarged sectional view of part C of FIG.
  • the tip width W of the peak portion 22 (see FIGS. 14 and 15) after the expansion of the heat transfer tube 20 is set in the range of 0.08 to 0.18 mm. is there. This is because aluminum has a lower deformation resistance than copper and easily deforms, and the crest and collapse of the crest portion 22 increase, so that the tip width W of the crest portion 22 after expansion of the heat transfer tube 20 is 0.08 mm or more.
  • the crushing amount of the crests of the groove 21 and the collapse of the crests of the groove 21 can be reduced.
  • the tip width W exceeds 0.18 mm
  • the groove cross-sectional area becomes small, and the refrigerant liquid film overflows from the groove 21 and is covered with the refrigerant liquid film up to the peak portion 22, so that the heat transfer rate is reduced.
  • the adhesiveness of the heat exchanger tube 21 of the heat exchanger 1 and the fin 10 is improved, and the highly efficient heat exchanger 1 can be obtained.
  • FIG. FIG. 16 is a front sectional view of a heat exchanger according to Embodiment 8 of the present invention cut in the vertical direction.
  • the outer surface of the heat transfer tube 20 of the heat exchanger 1 is subjected to zinc spraying / diffusion treatment, so that the anticorrosion effect of the heat transfer tube 20 can be expected and the reliability of the refrigeration system is improved.
  • Embodiment 9 FIG.
  • the heat exchanger according to any one of the first to eighth embodiments of the present invention is used for an air conditioner.
  • tube does not increase and the highly efficient air conditioner using the heat exchanger excellent in heat transfer performance can be obtained.
  • Example 1 an aluminum alloy heat exchanger 20 having an outer diameter of 7 mm, a groove 21 having a bottom wall thickness of 0.5 mm, and lead angles of 0 degrees and 2 degrees was manufactured (Example 1). And Example 2).
  • Example 1 an aluminum alloy heat exchanger (Comparative Example 1 and Comparative Example 2) having an outer diameter of 7 mm, a bottom wall thickness of the groove 21 of 0.5 mm, and a lead angle R of 10 degrees and 30 degrees. )
  • a copper heat exchanger and vessel having an outer diameter of 7 mm, a bottom wall thickness of 0.25 mm, and a lead angle R of 30 degrees (Comparative Example 3).
  • Example 1 the heat exchangers 1 of Example 1 and Example 2 both have lower evaporation pressure loss and improved heat transfer performance in the tube than the heat exchangers of Comparative Examples 1 to 3. Was.
  • the outer diameter is 7 mm
  • the bottom thickness of the groove 21 is 0.5 mm
  • the lead angle is 0 degree
  • the groove depth after tube expansion is 0.2 mm and 0.3 mm.
  • An aluminum heat exchanger 1 was produced (Example 3 and Example 4). Further, as a comparative example, the outer diameter is 7 mm, the bottom thickness of the groove 21 is 0.5 mm, the lead angle is 0 degree, the groove depth after tube expansion is 0.1 mm, and the groove depth after tube expansion is 0.
  • Example 3 the heat exchangers 1 of Example 3 and Example 4 both have a higher heat exchange rate and improved heat transfer performance in the tube than the heat exchangers of Comparative Examples 4 to 6. Was.
  • the heat exchanger 1 made of aluminum having an outer diameter of 7 mm, a bottom thickness of the groove 21 of 0.5 mm, a lead angle of 0 degrees, and the number of grooves of 40 and 60 is obtained. It produced (Example 5 and Example 6).
  • an aluminum heat exchanger having an outer diameter of 7 mm, a bottom wall thickness of 0.5 mm, a lead angle of 0 degree, and the number of grooves of 30 and 70 was manufactured (Comparative Example 7 and Comparative Example 7).
  • Example 8 A copper heat exchanger having an outer diameter of 7 mm, a bottom wall thickness of 0.25 mm, a lead angle of 30 degrees, and a groove number of 50 was produced (Comparative Example 9).
  • an aluminum heat exchanger having an outer diameter of 7 mm, a bottom wall thickness of the groove 21 of 0.5 mm, a lead angle of 0 degrees, and apex angles of 5 degrees and 20 degrees. 1 was produced (Examples 7 and 8).
  • an aluminum heat exchanger having an outer diameter of 7 mm, a bottom wall thickness of 0.5 mm, a lead angle of 0 degrees, and apex angles of 0 degrees and 40 degrees was manufactured (Comparative Example 10).
  • Comparative Example 11) and a copper heat exchanger having an outer diameter of 7 mm, a bottom wall thickness of the groove 21 of 0.25 mm, a lead angle of 30 degrees, and a vertex angle of 15 degrees (Comparative Example 12). ).
  • Example 7 and Example 8 both have a higher heat exchange rate than the heat exchangers of Comparative Examples 10 to 12, and the heat transfer performance in the pipe is improved.
  • Example 9 the outer diameter is 7 mm
  • the bottom thickness of the groove 21 is 0.5 mm
  • the lead angle is 0 degree
  • the crest tip width is 0.08 mm, 0.15 mm, and 0.18 mm.
  • Example 9 Example 10 and Example 11
  • Comparative Example 13 An aluminum heat exchanger having an outer diameter of 7 mm, a bottom thickness of the groove 21 of 0.5 mm, a lead angle of 0 degree, and a crest tip width of 0.07 mm was produced ( Comparative Example 13). Tube expansion tests using the heat exchangers of Examples 9 to 11 and Comparative Example 13 were performed. In the tube expansion test, the expanded ball 30 was inserted into the grooved tube and expanded at a tube expansion rate of 106%.
  • the tube axis orthogonal cross section of the internally grooved tube after expansion was observed with an optical microscope, and the amount of inner surface crushing was investigated. And the thing of the amount of reduction of the peak part 22 being 0.04 mm or less was made into (circle), and the thing exceeding 0.04 mm or more was made into x.
  • the heat exchangers 1 of Examples 9 to 11 all have less crushing amount and collapse of the crest of the groove than the heat exchanger of Comparative Example 13, and the heat exchanger The adhesion between the heat transfer tube 20 of 1 and the fin 10 was improved.

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Abstract

　フィン及び伝熱管をアルミニウム材によって形成しても、伝熱管の管内圧力損失が増加せず、銅管と同等あるいはそれ以上の伝熱性能を有する熱交換器等を提供する。 　変形抵抗が低いアルミニウム系材料からなるフィン１０と、フィン１０を形成するアルミニウム系材料より変形抵抗が高く内面に溝２１が設けられフィン１０を貫通して固定されたアルミニウム系材料からなる伝熱管２０とを備え、伝熱管２０の管内面の管軸方向イと、伝熱管２０の管内面に設けられた溝２１の方向ロとがほぼ平行になるようにしたものである。この場合、伝熱管２０の管内面の管軸方向イに対して溝方向ロが０度～２度の角度をなす。伝熱管２０の拡管後の溝２１の深さは、０．２ｍｍ～０．３ｍｍであり、山頂部２２の先端幅は、０．０８ｍｍ～０．１８ｍｍである。また、伝熱管２０の溝２１の条数は４０～６０であり、頂角αは５度～２０度である。

Description

熱交換器、及びこの熱交換器を用いた空気調和機
　本発明は、内面溝付の伝熱管を組み込んだ熱交換器、及びこの熱交換器を用いた空気調和機に関する。
　従来、空気調和機等の熱交換器は一般に内面溝付きの伝熱管が一定間隔で配置され、その内部に冷媒が流れるようになっている。そして、管内面における管軸方向と溝が延びる方向とが一定の角度（７°～３０°）をなし、多数の溝を加工して山部を形成しており、管内を流れる流体が相変化（凝縮・蒸発）を行うようになっている。このような相変化において、伝熱管は、管内の表面積増加、内面溝部による流体攪拌効果、溝部の毛細管作用による溝部間の液膜保持効果等により、性能改善がはかられている（例えば、特許文献１参照）。
特開昭６０－１４２１９５号公報（第２頁、図１）
　特許文献１の伝熱管を含む従来の伝熱管は、一般に、銅又は銅合金の金属材料からなっているが、加工性の向上や軽量化のためにその材質をアルミニウム材に変えると、銅に比べて変形抵抗が低く変形しやすくなる。しかしながら、この伝熱管をフィンに固定するために拡管すると、内面の山部形状が倒れて、銅管と同等あるいはそれ以上の伝熱性能を得ることができなくなる。
　また、銅材に比べてアルミニウム材の強度が低いため、伝熱管の溝底の板厚を厚くしなければならず、このため、伝熱管の管内圧力損失が増加してしまうという問題があった。
　本発明は上記の課題を解決するためになされたもので、フィン及び伝熱管をアルミニウム系材料で構成しても、伝熱管の管内圧力損失が増加せず、銅管と同等あるいはそれ以上の伝熱性能を得ることができる熱交換器、及びこの熱交換器を用いた空気調和機を提供することを目的とする。
　本発明に係る熱交換器は、変形抵抗が低いアルミニウム系材料からなるフィンと、フィンを形成するアルミニウム系材料より変形抵抗が高く内面に溝が設けられフィンを貫通して固定されたアルミニウム系材料からなる伝熱管とを備え、伝熱管の管内面の管軸方向と、伝熱管の管内面に設けられた溝の方向とがほぼ平行になるようにしたものである。
　本発明の熱交換器によれば、伝熱管の管内面の管軸方向と溝方向とがほぼ平行なので、従来使用されていた銅材の伝熱管に比べて、圧力損失を増加させずに、管内伝熱性能を銅管と同等あるいはそれ以上にすることができる。また、伝熱管を拡管しても内面の山部形状が倒れず、伝熱管とフィンとの密着性が銅管と同等またはそれ以上に改善されて、高効率である。さらに、製造が容易で分解しやすく、リサイクル性を向上することもできる。
本発明の実施形態１に係る熱交換器の正面断面図である。 実施形態１に係る硬いアルミ管と柔らかいアルミフィンのひずみと応力との関係を示す線図である。 柔らかいアルミ管と柔らかいアルミフィンのひずみと応力との関係を示す線図である。 実施形態１に係るリード角と蒸発圧力損失増加率との関係を示す線図である。 本発明の実施形態２に係る熱交換器の側面断面図である。 図５のＡ部を拡大した断面図である。 実施の形態２に係る拡管後の溝の深さと熱交換率との関係を示す線図である。 本発明の実施の形態３に係る熱交換器の側面断面図である。 実施形態３に係る溝数と熱交換率との関係を示す線図である。 本発明の実施形態４に係る熱交換器の側面断面図である。 図１０のＢ部を拡大した断面図である。 実施形態４に係る頂角と熱交換率との関係を示す線図である。 本発明の実施形態５に係る熱交換器の製造方法を示す正面断面図である。 本発明の実施形態７に係る熱交換器の側面断面図である。 図１４のＣ部を拡大した断面図である。 本発明の実施形態８に係る熱交換器の正面断面図である。
実施の形態１．
　図１は本発明の実施の形態１に係る熱交換器を鉛直方向に切断した正面断面図、図２は変形抵抗の高いアルミ管と変形抵抗が低いアルミフィンのひずみと応力との関係を示す線図、図３は変形抵抗が低いアルミ管と変形抵抗が低いアルミフィンのひずみと応力との関係を示す線図、図４はリード角と蒸発圧力損失増加率との関係を示す線図である。
　図１において、熱交換器１は、フィン１０と、フィン１０を貫通する伝熱管２０とを備えている。フィン１０は変形抵抗が低い（柔らかい）アルミニウム系の材料からなっている。一方、伝熱管２０はフィン１０より変形抵抗の高い（硬い）アルミニウムまたはアルミニウム合金（以下、アルミニウム系という）の材料からなり、アルミニウム合金の場合は、例えば純アルミニウムに０．２％～１．８％のマンガン（Ｍｎ）を添加した３０００系アルミニウム合金である。そして、図２のように両者のひずみ差を用い、伝熱管２０とフィン１０との密着性を確保して、高効率の熱交換器１を得るようにしたものである。なお、伝熱管２０とフィン１０が同じ剛性のアルミニウム材の場合は、図３のようにひずみ差がないので、熱交換器１の伝熱管２０とフィン１０との密着性が悪く、高い熱交換率が得られない。
　伝熱管２０の内面には溝２１が形成されており、伝熱管２０の内面における管軸方向イと溝２１が延びる方向ロとはほぼ平行であり、これらのなす角度、すなわちリード角Ｒは、０度～２度である。
　図４に示すように、熱交換器１において、伝熱管２０の溝２１のリード角Ｒを０度～２度の範囲に設定したのは、銅材に比べてアルミニウムの強度が低く、伝熱管２０の溝底の板厚を厚くしなければならないので、伝熱管２０の溝２１のリード角Ｒを２度以上にすると、山部が倒れて、管内圧力損失が増加するからである。
　こうして、溝２１を乗り越えて流れるような流れが発生しなくなり、管内圧力損失が増加せずに、熱交換率を向上させることができる。
　上記の熱交換器は、圧縮機、凝縮器、絞り装置、蒸発器を順次配管で接続し、作動流体として冷媒を用いる冷凍サイクルにおいて、蒸発器または凝縮器として使用され、成績係数（ＣＯＰ）の向上に寄与する。また、冷媒として、ＨＣ単一冷媒、またはＨＣを含む混合冷媒、Ｒ３２、Ｒ４１０Ａ、Ｒ４０７Ｃ、二酸化炭素のいずれかが用いられるが、これらの冷媒と空気との熱交換効率が向上する。
実施の形態２．
　図５は本発明の実施の形態２に係る熱交換器１を鉛直方向に切断した側面断面図、図６は図５のＡ部を拡大した断面図、図７は拡管後の溝の深さと熱交換率との関係を示す線図である。なお、実施の形態１と同一または相当部分には同じ符号を付し、説明を省略する（以下の実施の形態においても同様）。
　図７において、内面溝付の伝熱管２０（図５、図６参照）は、拡管後の溝２１の深さＨが深い程、その熱伝達率も高くなる。しかしながら、溝２１の深さＨが０．３ｍｍを超えると、熱伝達率の増加量よりも圧力損失の増加量の方が多くなり、熱交換率が低下する。一方、拡管後の溝２１の深さＨが０．２ｍｍ未満の場合は、熱伝達率は向上しない。
　よって、本実施形態２の内面溝付の伝熱管２０においては、拡管後の溝２１の深さＨを、０．２ｍｍ～０．３ｍｍとする。
実施の形態３．
　図８は本発明の実施の形態３に係る熱交換器を鉛直方向に切断した側面断面図、図９は溝の条数と熱交換率との関係を示す線図である。
　図９において、内面溝付の伝熱管２０（図８参照）は、溝２１の条数が多いほど、伝熱面積が増加するため、熱伝達率が増加する。しかしながら、溝２１の条数が６０を超えると溝部断面積が小さくなり、溝２１から冷媒液膜が溢れて山頂部まで冷媒液膜に覆われてしまうため、熱伝達率が低下する。一方、溝２１の条数が４０より少なくなると、伝熱面積が減少し、熱伝達率が低下する。
　よって、本実施形態３の内面溝付の伝熱管２０においては、溝２１の条数を４０～６０とする。
実施の形態４．
　図１０は本発明の実施の形態４に係る熱交換器を鉛直方向に切断した側面断面図、図１１は図１０のＡ部を拡大した断面図、図１２は頂角と熱交換率との関係を示す線図である。
　図１２において、内面溝付の伝熱管２０（図１０、図１１参照）は、溝２１の頂角αが小さい程、伝熱面積が増加するため、熱伝達率が増加する。しかしながら、頂角αが５度より小さくなると熱交換器製造時の加工性が著しく低下し、熱交換率が低下する。一方、頂角αが２０度を超えると、溝部断面積が小さくなり、溝２１から冷媒液膜が溢れて山頂部まで冷媒液膜に覆われてしまうため、熱伝達率が低下する。
　よって、本実施形態４の内面溝付の伝熱管２０においては、頂角αを５度～２０度とする。
実施の形態５．
　図１３（ａ）、（ｂ）は本発明の実施の形態５に係る空気調和機の熱交換器の製造方法を示す鉛直方向に切断した正面断面図である。なお、室内機側の熱交換器および室外機側の熱交換器は、いずれも同様の手順により製作される。
　図１３に示すように、各伝熱管２０を、それぞれ長手方向の中央部で所定の曲げピッチでヘアピン状に曲げ加工し、複数のヘアピン管を製作する。次いで、これらのヘアピン管を、所定の間隔をおいて相互に平行に配置した複数枚のフィン１０に挿通し、その後、ヘアピン管内に拡管玉３０をロッド３１により押し込む機械拡管方式により（図１３（ａ）参照）、またはヘアピン管内に拡管玉３０を流体３２の液圧により押し込む液圧拡管方式により（図１３（ｂ）参照）、ヘアピン管を拡管して、各フィン１０とヘアピン管すなわち伝熱管２０とを接合する。こうして、熱交換器１０が製造される。
　本実施形態５の熱交換器１０においては、構成部材であるヘアピン管を、機械拡管方式あるいは液圧拡管方式により拡管するだけで、多数のフィン１０とヘアピン管（伝熱管２０）とが接合されるので、熱交換器１０の製作が容易になる。
実施の形態６．
　実施形態５においては、ヘアピン管の拡管によってフィン１０とヘアピン管（伝熱管２０）とを接合した場合を示したが、本実施の形態６ではさらに熱交換器１０の伝熱管２０の拡管率を規定したものである。
　本実施形態６では、ヘアピン管を機械拡管方式あるいは液圧拡管方式により拡管する際の拡管率を、熱交換器１の伝熱管２０で１０５．５％～１０７．５％とする。これにより、熱交換器１の伝熱管２０とフィン１０との密着性を改善して、高効率の熱交換器１を得る。しかしながら、熱交換器１の伝熱管２０の拡管率が１０７．５％以上になると、山頂部での潰れとフィンカラー割れが発生し、伝熱管２０とフィン１０との密着性が悪化する。一方、熱交換器１の伝熱管２０の拡管率が１０５．５％未満の場合は、伝熱管２０とフィン１０の密着性が悪く、高い熱交換率が得られない。
　よって、本実施形態６のヘアピン管を拡管する際の拡管率を、熱交換器１の伝熱管２０で１０５．５％～１０７．５％とする。
　こうして拡管率を規定すると、製品にばらつきが発生しない。
　なお、実施形態５及び６においては、伝熱管２０の拡管のみによってフィン１０とヘアピン管（伝熱管２０）とを接合するようにしているが、接合後に、さらにロウ付けによって完全接着するようにしてもよく、これにより信頼性をさらに高めることができる。
実施の形態７．
　図１４は本発明の実施の形態７に係る熱交換器を鉛直方向に切断した側面断面図、図１５は図１４のＣ部を拡大した断面図である。
　本実施の形態７においては、熱交換機１において、伝熱管２０の拡管後の山頂部２２（図１４、１５参照）の先端幅Ｗを、０．０８～０．１８ｍｍの範囲に設定したものである。
　これは、アルミニウムは銅に比べて変形抵抗が低く変形しやすくなり、山頂部２２の潰れ及び倒れが大きくなるので、伝熱管２０の拡管後の山頂部２２の先端幅Ｗを０．０８ｍｍ以上にすることにより、溝２１の山部の潰れ量及び溝２１の山部の倒れを少なくすることができる。一方、先端幅Ｗが０．１８ｍｍを超えると、溝部断面積が小さくなり、溝２１から冷媒液膜が溢れて山頂部２２まで冷媒液膜に覆われてしまうため、熱伝達率が低下する。
　これにより、熱交換器１の伝熱管２１とフィン１０との密着性を改善して、高効率の熱交換器１を得ることができる。
実施の形態８．
　図１６は本発明の実施の形態８に係る熱交換器を鉛直方向に切断した正面断面図である。
　本実施の形態８は熱交換器１の伝熱管２０の外表面には亜鉛溶射・拡散処理を施したものであり、これによって伝熱管２０の防食効果が期待でき、冷凍システムの信頼性を向上する。なお、亜鉛溶射・拡散処理後、アルミニウム母材中に約５０μｍ～１００μｍの亜鉛拡散層２３を形成することが望ましい。
実施の形態９．
　本実施の形態９は、空気調和機に本発明の実施の形態１～８のいずれかに係る熱交換器を用いたものである。
　これにより、管内圧力損失が増加せず、伝熱性能に優れた熱交換器を用いた高効率の空気調和機を得ることができる。
　以下、本発明の実施例について、本発明の範囲から外れる比較例と比較して説明する。
　表１に示すように、外径が７ｍｍ、溝２１の底肉厚が０．５ｍｍであり、リード角が０度及び２度であるアルミニウム合金製の熱交換器２０を作製した（実施例１及び実施例２）。
　また、比較例として、外径が７ｍｍ、溝２１の底肉厚が０．５ｍｍであり、リード角Ｒが１０度及び３０度であるアルミニウム合金製の熱交換器（比較例１及び比較例２）、及び外径が７ｍｍ、底肉厚が０．２５ｍｍであり、リード角Ｒが３０度である銅製の熱交換及び器を作製した（比較例３）。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
　表１から明らかなように、実施例１及び実施例２の熱交換器１は、いずれも比較例１～比較例３の熱交換器と比べて蒸発圧力損失が低く、管内伝熱性能が向上していた。
　次に、表２に示すように、外径が７ｍｍ、溝２１の底肉厚が０．５ｍｍ、リード角が０度であり、拡管後の溝深さが０．２ｍｍ及び０．３ｍｍであるアルミニウム製の熱交換器１を作製した（実施例３及び実施例４）。
　また、比較例として、外径が７ｍｍ、溝２１の底肉厚が０．５ｍｍ、リード角が０度であり、拡管後の溝深さが０．１ｍｍ、及び拡管後の溝深さが０．４ｍｍであるアルミニウム製の熱交換器（比較例４及び比較例５）、及び外径が７ｍｍ、溝２１の底肉厚が０．２５ｍｍ、リード角が３０度であり、拡管後の溝深さが０．１５ｍｍである銅製の熱交換器を作製した（比較例６）。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000002
　表２から明らかなように、実施例３及び実施例４の熱交換器１は、いずれも比較例４～比較例６の熱交換器と比べて熱交換率が高く、管内伝熱性能が向上していた。
　次に、表３に示すように、外径が７ｍｍ、溝２１の底肉厚が０．５ｍｍ、リード角が０度であり、溝数が４０及び６０であるアルミニウム製の熱交換器１を作製した（実施例５及び実施例６）。
　また、比較例として、外径が７ｍｍ、底肉厚が０．５ｍｍ、リード角が０度であり、溝数が３０及び７０であるアルミニウム製の熱交換器を作製し（比較例７及び比較例８）、外径が７ｍｍ、底肉厚が０．２５ｍｍ、リード角が３０度であり、溝数が５０である銅製の熱交換器を作製した（比較例９）。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000003
　表３から明らかなように、実施例５及び実施例６の熱交換器１は、いずれも比較例７～比較例９の熱交換器と比べて熱交換率が高く、管内伝熱性能が向上していた。
　次に、表４に示すように、外径が７ｍｍ、溝２１の底肉厚が０．５ｍｍ、リード角が０度であり、頂角が５度及び２０度であるアルミニウム製の熱交換器１を作製した（実施例７及び８）。
　また、比較例として、外径が７ｍｍ、底肉厚が０．５ｍｍ、リード角が０度であり、頂角が０度及び４０度であるアルミニウム製の熱交換器を作製し（比較例１０及び比較例１１）、及び外径が７ｍｍ、溝２１の底肉厚が０．２５ｍｍ、リード角が３０度であり、頂角が１５度である銅製の熱交換器を作製した（比較例１２）。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000004
　表４から明らかなように、実施例７及び実施例８の熱交換器１は、いずれも比較例１０～比較例１２の熱交換器と比べて熱交換率が高く、管内伝熱性能が向上していた。
　次に、表５に示すように、外径が７ｍｍ、溝２１の底肉厚が０．５ｍｍ、リード角が０度であり、山部先端幅が０．０８ｍｍ、０．１５ｍｍ及び０．１８ｍｍであるアルミニウム製の熱交換器を作製した（実施例９、実施例１０及び実施例１１）。
　また、比較例として、外径が７ｍｍ、溝２１の底肉厚が０．５ｍｍ、リード角が０度であり、山部先端幅が０．０７ｍｍであるアルミニウム製の熱交換器を作製した（比較例１３）。
　上記の実施例９～実施例１１、並びに比較例１３の熱交換器を用いた拡管試験を行った。拡管試験は溝付管管内に拡管玉３０を挿入して拡管率１０６％で拡管し、拡管後の内面溝付管の管軸直交断面を光学顕微鏡で観察し、内面潰れ量を調査した。そして、山頂部２２の減少量が０．０４ｍｍ以下のものを○、０．０４ｍｍ以上超えるものを×とした。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000005
　表５から明らかなように、実施例９～実施例１１の熱交換器１は、いずれも比較例１３の熱交換器と比べて、潰れ量及び溝の山部の倒れが少なく、熱交換器１の伝熱管２０とフィン１０との密着性を改善した。
　１　熱交換器
１０　フィン
２０　伝熱管
２１　溝
２２　山頂部
２３　亜鉛拡散層
３０　拡管玉
３１　ロッド
３２　流体
　α　頂角
　Ｈ　溝の深さ
　Ｒ　リード角
　Ｗ　山頂部の先端幅

Claims (13)

  1. 　変形抵抗が低いアルミニウム系材料からなるフィンと、前記フィンを形成するアルミニウム系材料より変形抵抗が高く内面に溝が設けられ前記フィンを貫通して固定されたアルミニウム系材料からなる伝熱管とを備え、
    　前記伝熱管の管内面の管軸方向と、前記伝熱管の管内面に設けられた溝の方向とがほぼ平行であることを特徴とする熱交換器。
  2. 　前記伝熱管の管内面の管軸方向に対して溝方向が０度～２度の角度をなすことを特徴とする請求項１記載の熱交換器。
  3. 　機械拡管方式または液圧拡管方式により前記伝熱管を拡管させて、前記伝熱管と前記フィンが接合されていることを特徴とする請求項１または２記載の熱交換器。
  4. 　拡管により接合された前記伝熱管と前記フィンが、ロウ付けによって接着されていることを特徴とする請求項３記載の熱交換器。
  5. 　機械拡管方式または液圧拡管方式による前記伝熱管の拡管率が、１０５．５％～１０７．５％であることを特徴とする請求項３または４記載の熱交換器。
  6. 　前記伝熱管の拡管後の溝の深さは、０．２ｍｍ～０．３ｍｍであることを特徴とする請求項３～５のいずれかに記載の熱交換器。
  7. 　前記伝熱管の拡管後の山頂部の先端幅は、０．０８ｍｍ～０．１８ｍｍであることを特徴とする請求項３～６のいずれかに記載の熱交換器。
  8. 　前記伝熱管の溝の条数は４０～６０であることを特徴とする請求項１～７のいずれかに記載の熱交換器。
  9. 　前記伝熱管の溝の頂角は５度～２０度であることを特徴とする請求項１～８のいずれかに記載の熱交換器。
  10. 　前記伝熱管の外表面は亜鉛溶射・拡散処理されていることを特徴とする請求項１～９のいずれかに記載の熱交換器。
  11. 　圧縮機、凝縮器、絞り装置、蒸発器を順次配管によって接続し、冷媒を作動流体として用いた冷凍サイクルにおいて、前記熱交換器を前記蒸発器または凝縮器として用いたことを特徴とする請求項１～１０のいずれかに記載の熱交換器。
  12. 　前記冷媒として、ＨＣ単一冷媒、またはＨＣを含む混合冷媒、Ｒ３２、Ｒ４１０Ａ、Ｒ４０７Ｃ、二酸化炭素のいずれかを用いることを特徴とする請求項１１記載の熱交換器。
  13. 　請求項１～１２のいずれかに記載の熱交換器を用いたことを特徴とする空気調和機。
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