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WO2013046482A1 - 熱交換器及びその熱交換器を用いた冷凍サイクル装置 - Google Patents

熱交換器及びその熱交換器を用いた冷凍サイクル装置 Download PDF

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WO2013046482A1
WO2013046482A1 PCT/JP2012/000577 JP2012000577W WO2013046482A1 WO 2013046482 A1 WO2013046482 A1 WO 2013046482A1 JP 2012000577 W JP2012000577 W JP 2012000577W WO 2013046482 A1 WO2013046482 A1 WO 2013046482A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
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heat transfer
protrusion
heat exchanger
transfer tube
heat
Prior art date
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Ceased
Application number
PCT/JP2012/000577
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English (en)
French (fr)
Inventor
相武 李
光裕 石川
石橋　晃
拓也 松田
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mitsubishi Electric Corp
Original Assignee
Mitsubishi Electric Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
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Priority to US14/241,479 priority patent/US9879921B2/en
Priority to ES12835922T priority patent/ES2731748T3/es
Priority to JP2013535815A priority patent/JP5800909B2/ja
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Priority to EP12835922.1A priority patent/EP2765383B1/en
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    • Y02B30/70—Efficient control or regulation technologies, e.g. for control of refrigerant flow, motor or heating

Definitions

  • the present invention relates to a heat exchanger provided with a heat transfer tube having a groove on the inner surface, and a refrigeration cycle apparatus using the heat exchanger.
  • a heat exchanger used in a refrigeration apparatus, an air conditioner, a heat pump, or the like generally includes fins stacked at predetermined intervals and heat transfer tubes fixed through the fins.
  • the heat transfer tube is a part of the refrigerant circuit in the refrigeration cycle apparatus, and refrigerant (fluid) flows through the tube.
  • a plurality of grooves and protrusions extending in the circumferential direction and in the axial direction of the heat transfer tube 20 are provided on the inner surface of the heat transfer tube by groove forming.
  • the refrigerant flowing through such a heat transfer tube undergoes a phase change (condensation or evaporation) by heat exchange with air or the like outside the heat transfer tube.
  • the heat transfer performance of the heat transfer tube is improved by increasing the surface area in the tube, the fluid stirring effect due to the groove, the liquid film holding effect between the grooves due to the capillary action of the groove, etc. (For example, refer to Patent Document 1).
  • the above-described conventional heat transfer tube is made of a metal such as aluminum or aluminum alloy. And in manufacture of a heat exchanger, it is carrying out with the mechanical pipe expansion system which pushes a pipe expansion ball in a pipe
  • the heat transfer tube is expanded, the high protrusions are crushed by the expanded tube, and the adhesion between the heat transfer tube and the fin is lowered.
  • the present invention has been made in order to solve the above-described problems, and a first object is to provide a heat exchanger capable of improving heat transfer performance without increasing pressure loss in the pipe and its heat.
  • a refrigeration cycle apparatus using an exchanger is obtained.
  • the second object is to obtain a heat exchanger capable of enhancing the adhesion between the heat transfer tubes and the fins and a refrigeration cycle apparatus using the heat exchanger.
  • the heat exchanger according to the present invention includes fins stacked in a direction orthogonal to the air flow direction, and heat transfer tubes that pass through the fins and are bonded and fixed to the fins when the diameter is expanded by a tube expansion method.
  • the inner surface of the heat transfer tube is provided with a first projection portion extending in the circumferential direction along the axial direction of the heat transfer tube, and further between the first projection portions in the axial direction.
  • a second protrusion having a lower height than the first protrusion extending along the first protrusion is provided. After the heat transfer tube is expanded, the first protrusion is higher than the height of the second protrusion, and the width of the tip is the root.
  • the opposite side surfaces of the first and second protrusions after the expansion of the heat transfer tube are formed so as to be inclined so that the extension lines of both side surfaces intersect the inside of the heat transfer tube. ing.
  • the first protrusion when the diameter of the heat transfer tube is expanded by the expansion method, the first protrusion is higher than the height of the second protrusion and the width of the tip is wider than the width of the root. Moreover, the opposing both side surfaces of the first protrusion and the second protrusion after expansion of the heat transfer tube are formed so as to be inclined so that the extension lines of the both side surfaces intersect the inside of the heat transfer tube.
  • FIG. 6 is a refrigerant circuit diagram of an air-conditioning apparatus according to Embodiment 5.
  • FIG. 1 is a perspective view of a heat exchanger according to Embodiment 1 and a cross-sectional view of a heat transfer tube showing the heat exchanger in an enlarged manner.
  • a heat exchanger 1 is a fin-tube heat exchanger widely used as an evaporator or condenser such as a refrigeration apparatus or an air conditioner, and is a direction orthogonal to the air flow direction.
  • fins 10 stacked on each other, and, for example, a perfect circle heat transfer tube 20 fixed through the fins 10.
  • the fin 10 is made of, for example, an aluminum-based material having low deformation resistance
  • the heat transfer tube 20 is made of, for example, an aluminum-based material having higher deformation resistance than the aluminum-based material forming the fin 10.
  • the heat transfer tube 20 is a component of the refrigerant circuit in the refrigeration cycle apparatus.
  • the inner surface is provided with a plurality of protrusions 22 protruding toward the axial center on the inner surface (see FIG. 1B), and the refrigerant is contained in the tube. Flows.
  • the heat transfer area serving as a contact surface with the air is expanded, and heat exchange between the refrigerant and the air is performed. It can be done efficiently.
  • FIG. 2 is a partial cross-sectional view showing a further enlarged portion A of the heat transfer tube of FIG.
  • (a) in a figure shows the state before pipe expansion of the heat exchanger tube 20, (b) shows the state after pipe expansion of the heat exchanger tube 20.
  • FIG. On the inner surface of the heat transfer tube 20 in the present embodiment a plurality of grooves 21 and protrusions 22 extending in the axial direction of the heat transfer tube 20 are formed in the circumferential direction by groove forming as shown in FIG. Is provided.
  • the plurality of protrusions 22 protrude toward the axial center of the heat transfer tube 20, and, for example, the first protrusion 22A (hereinafter referred to as “high protrusion 22A”) having a flat tip and the tip
  • the portion is composed of two types of second protrusions 22B (hereinafter referred to as “low protrusions 22B”) having acute angles.
  • the height h of the low protrusion 22B is, for example, 0.06 mm or more lower than the height H of the high protrusion 22A before the heat transfer tube 20 is expanded.
  • H ⁇ h difference between the high protrusion 22A and the low protrusion 22B, or the low protrusion 22B is too low
  • the heat transfer performance such as a decrease in the surface area of the heat transfer tube 20 is obtained. May be reduced. Therefore, in the present embodiment, the difference is set to be close to 0.06 mm.
  • this dimension is an example and is not limited, It changes with the magnitude
  • the high protrusion 22A is formed in an inverted trapezoidal shape in which the tip width W2 is wider than the root width W1.
  • the low protrusion 22B is formed in a triangular shape whose side surfaces become thinner as it goes from the root to the tip.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view showing the expanded state of the heat transfer tube by the mechanical expansion method.
  • the heat transfer tube 20 in the present embodiment is first bent into a hairpin shape at a predetermined bending pitch at the central portion in the longitudinal direction (axial direction) to produce a plurality of hairpin tubes to be the heat transfer tubes 20. After allowing the hairpin tube to pass through the through holes provided in each fin 10, the hairpin tube is expanded by a mechanical tube expansion method to form a heat transfer tube 20, and the heat transfer tube 20 is brought into close contact with each fin 10 and joined.
  • the above-mentioned mechanical tube expansion method is a method in which a rod 31 having a tube ball 30 having a diameter slightly larger than the inner diameter of the heat transfer tube 20 is passed through the tube of the heat transfer tube 20 to expand the outer diameter of the heat transfer tube 20. 10.
  • a hydraulic pressure expansion method in which the tube expansion ball 30 is pushed into the tube by liquid pressure to expand the heat transfer tube 20.
  • the tip width W2 of the high protrusion 22A is an inverted trapezoidal shape wider than the root width W1
  • the area where the expanded ball 30 contacts the high protrusion 22A is large.
  • the tip of the protrusion 22A is flattened by approximately 0.06 mm, and the height H of the high protrusion 22A is reduced.
  • the apex angle ⁇ which is the intersection angle between both side surfaces of the high protrusion 22A, becomes smaller than that before the heat transfer tube 20 is expanded.
  • the height h of the low protrusion 22B is lower than the crushed height 0.06m, so there is no deformation.
  • the insertion pressure of the expanded ball 30 is not applied to all the protrusions 22 in the tube as in the prior art, but the tube is expanded by applying pressure to the tip of the high protrusion 22A.
  • the outer surface of the heat transfer tube 20 formed in is processed into a polygon. Thereby, the spring back of the heat transfer tube 20 can be suppressed, the adhesion between the heat transfer tube 20 and each fin 10 can be improved, and the heat exchange efficiency can be increased.
  • the opposite side surfaces of the high protrusion 22A and the low protrusion 22B after the expansion of the heat transfer tube 20 are formed so as to be inclined so that the extension lines of the both sides intersect the heat transfer tube 20 inside.
  • the crossing angle (vertical angle ⁇ ) formed by extending the extension lines on both sides is, for example, in the range of 2 degrees to 12 degrees.
  • the apex angle ⁇ after the expansion of the heat transfer tube 20 is wider than the apex angle ⁇ before the expansion.
  • the apex angle ⁇ is in the range of 2 degrees to 12 degrees, for example. However, this is different depending on the outer diameter of the heat transfer tube 20 and is not limited.
  • FIG. 4 is a graph showing the relationship between the apex angle ⁇ , which is the intersection angle between the opposite side surfaces of the high and low protrusions after pipe expansion, and the heat exchange rate.
  • the apex angle ⁇ which is the crossing angle between the opposite side surfaces of the high protrusion 22A and the low protrusion 22B after the pipe expansion, is in the range of, for example, 2 ° to 12 ° (predetermined) Angle range).
  • the apex angle ⁇ which is the intersection angle between the opposite side surfaces of the high protrusion 22A and the low protrusion 22B after the expansion of the heat transfer tube 20, is in the range of 2 degrees to 12 degrees.
  • the reason for this is that when the heat transfer tube 20 is expanded, the expanded ball 30 comes into contact with the high protrusion 22A and its tip is crushed by 0.06 mm to reduce the height H of the protrusion. This is because if the angle ⁇ is smaller than 2 degrees, the boiling promotion effect cannot be obtained and the in-tube evaporation heat transfer performance is lowered.
  • apex angle ⁇ which is the crossing angle between the opposite side surfaces of the high protrusion 22A and the low protrusion 22B after the pipe expansion, is greater than 12 degrees, a refrigerant is introduced into the space between the high protrusion 22A and the low protrusion 22B. This is because it becomes difficult to flow, and the condensation / evaporation heat transfer performance in the pipe is lowered.
  • the difference between the height H of the high protrusion 22A and the height h of the low protrusion 22B provided in the heat transfer tube 20 is set to 0.06 mm or more.
  • the tip width W2 of the portion 22A is an inverted trapezoid wider than the root width W1
  • the low protrusion 22B is triangular, and the heat transfer tube 20 is expanded by a mechanical expansion method, the high protrusion 22A and the low protrusion 22B
  • the apex angle ⁇ which is the crossing angle between the opposite side surfaces of each other, is formed in the range of 2 to 12 degrees. Thereby, the heat transfer performance in the heat transfer tube 20 can be improved.
  • the pipe expansion ball 30 contacts only the tip of the high protrusion 22A and expands the tube, the outer surface of the heat transfer tube 20 is processed into a polygon, and the spring back of the heat transfer tube 20 can be suppressed. Therefore, the adhesion between the heat transfer tubes 20 and the fins 10 can be improved, the heat exchange rate (the ratio of the amount of heat before and after passing through the heat transfer tubes) can be increased, and energy saving can be achieved. Further, it is possible to reduce the size of the refrigerant in the refrigerant circuit while maintaining a reduced amount of the refrigerant and high efficiency.
  • the apex angle ⁇ which is the intersection angle between the opposite side surfaces of the high protrusion 22A and the low protrusion 22B, is in the range of 2 degrees to 12 degrees.
  • the range of the apex angle ⁇ is not limited.
  • the aforementioned apex angle ⁇ may be in the range of 3 degrees to 10 degrees.
  • the evaporation heat transfer performance can be further improved as compared with the heat transfer tube 20 in which the apex angle ⁇ is in the range of 2 to 12 degrees.
  • Embodiment 2 shown in FIG. 2 (b), the tip end width W2 and the root are set so that the tip end width W2 of the high protrusion 22A after expansion of the heat transfer tube 20 is in the range of 0.28 mm to 0.46 mm.
  • the apex angle ⁇ which is the intersection angle of both side surfaces of the low protrusion 22B after the expansion of the heat transfer tube 20, is set so that the ratio W2 / W1 to the width W1 is, for example, in the range of 1.15 to 1.92.
  • the angle is set to 5 degrees to 15 degrees.
  • the high protrusion 22A has a ratio W2 / W1 between the tip end width W2 and the root width W1 after the expansion of the heat transfer tube 20 in a range of 1.15 to 1.92, thereby increasing the height of the protrusion 22A. It becomes easy for the refrigerant to flow between the front end portion of the protrusion and the front end portion of the low protrusion 22B. Therefore, the boiling promotion effect is obtained and the in-pipe evaporation heat transfer performance is increased.
  • the ratio W2 / W1 between the tip width W2 and the root width W1 is smaller than 1.15, the boiling promotion effect cannot be obtained, and the evaporation heat transfer performance in the tube is lowered.
  • the ratio W2 / W1 is larger than 1.92, the refrigerant hardly flows into the groove 21 (space) between the high protrusion 22A and the low protrusion 22B, and the in-tube evaporation heat transfer performance is improved. descend.
  • the ratio W2 / W1 between the tip end width W2 and the root width W1 after the expansion of the heat transfer tube 20 is in the range of 1.15 to 1.92, and the heat transfer tube 20
  • the high protrusion 22A before the expansion of the heat transfer tube 20 is formed so that the tip width W2 of the high protrusion 22A after the tube expansion is in the range of 0.28 mm to 0.46 mm.
  • the evaporation heat transfer performance after the expansion of the heat transfer tube 20 is further improved.
  • the low protrusion 22B is a refrigerant generated in the grooves 21 on both sides of the low protrusion 22B by allowing the apex angle ⁇ , which is the crossing angle of both sides, to be 5 to 15 degrees after the heat transfer tube 20 is expanded.
  • the condensed liquid film becomes thinner, and the condensation heat transfer performance in the tube increases.
  • the apex angle ⁇ which is the crossing angle between the two side surfaces of the low protrusion 22B, is smaller than 5 degrees, the refrigerant condensate liquid film becomes thick, and the condensing heat transfer performance in the tube deteriorates.
  • the apex angle ⁇ is larger than 15 degrees, the heat transfer area of the groove 21 between the high protrusion 22A and the low protrusion 22B decreases, and the in-tube condensation / evaporation heat transfer performance decreases.
  • the low angle before the heat transfer tube 20 is expanded so that the apex angle ⁇ , which is the intersection angle of both side surfaces of the low protrusion 22B, is in the range of 5 to 15 degrees.
  • the protrusion 22B is formed. The reason why the apex angle ⁇ of the low protrusion 22B is in the range of 5 to 15 degrees is that the diameter of the heat transfer tube 20 is expanded by the expansion of the heat transfer tube 20 (see FIGS. 2A and 2B).
  • the tip width W2 and the root width W1 of the high protrusion 22A after expansion of the heat transfer tube 20 are in the range of 0.28 mm to 0.46 mm.
  • the ratio W2 / W1 is in the range of 1.15 to 1.92, and after the heat transfer tube 20 is expanded, the apex angle ⁇ , which is the crossing angle of both side surfaces of the low protrusion 22B, is 5 degrees to 15 degrees.
  • a high protrusion 22A and a low protrusion 22B are formed. Thereby, the heat transfer performance in the heat transfer tube 20 can be improved.
  • the tip width W2 and the root width W1 are set such that the tip width W2 of the high protrusion 22A after expansion of the heat transfer tube 20 is in the range of 0.28 mm to 0.46 mm.
  • the apex angle ⁇ which is the crossing angle between the two side surfaces of the low protrusion 22B after the expansion of the heat transfer tube 20, is set so that the ratio W2 / W1 is in the range of, for example, 1.15 to 1.92. However, this differs depending on the outer diameter of the heat transfer tube 20, and is not limited.
  • FIG. 5 is a diagram showing the relationship between the number of high protrusions of the heat transfer tube and the heat exchange rate in the heat exchanger of the third embodiment.
  • the heat exchange rate exceeds 100% as shown in FIG. Note that when the number of high protrusions 22A is 13 to 17, the heat exchange rate is further improved. In this case, the low protrusions 22B between the high protrusions 22A are two to four.
  • the high protrusion 22A of the heat transfer tube 20 is set in the range of 12 to 18 because when the heat transfer tube 20 is expanded, the expanded ball 30 comes into contact with the high protrusion 22A and the tip portion is 0. This is because it is flattened by being crushed by 06 mm, and its height H is lowered. In other words, only the tip of the high protrusion 22A is crushed by 0.06 mm without the low protrusion 22B provided between the high protrusions 22A being crushed. In that case, the ratio W2 / W1 between the tip width W2 and the root width W1 after the expansion of the heat transfer tube 20 is in the range of 1.15 to 1.92, and the high protrusion 22A after the expansion of the heat transfer tube 20 is performed.
  • the tip end width W2 is in the range of 0.28 mm to 0.46 mm.
  • the tip of the low protrusion 22B is crushed and flattened, the heat transfer performance in the tube is lowered, and the high protrusion 22A.
  • the number of strips is increased from 18, the number of strips of the low protrusions 22B is decreased, and the heat transfer performance in the tube is lowered.
  • the heat transfer performance of the heat transfer tube 20 is improved by setting the high protrusion 22A of the heat transfer tube 20 in the range of 12 to 18.
  • the high protrusion 22A provided in the heat transfer tube 20 is in the range of 12 to 18, but this differs depending on the outer diameter of the heat transfer tube 20 and is limited. Is not to be done.
  • the height h of the low protrusion 22B provided on the inner surface of the heat transfer tube 20 is in the range of 0.1 mm to 0.3 mm, for example.
  • FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the height of the low protrusion after expansion of the heat transfer tube and the heat exchange rate in the heat exchanger of the fourth embodiment.
  • the heat exchange rate exceeds 100%.
  • the apex angle ⁇ which is the crossing angle between both side surfaces of the low protrusion 22B, is 5 degrees to 15 degrees.
  • the heat exchange rate is further improved.
  • the heat transfer rate decreases. Further, when the height h of the low protrusion 22B is lower than 0.1 mm, the heat transfer rate is not improved.
  • the low protrusion 22B is formed so that the height h of the low protrusion 22B after expansion of the heat transfer tube 20 is 0.1 mm to 0.3 mm, the pressure loss is increased.
  • the heat transfer performance in the heat transfer tube 20 can be improved.
  • the height h of the low protrusion 22B provided in the heat transfer tube 20 is in the range of 0.1 mm to 0.3 mm, but this is the size of the outer diameter of the heat transfer tube 20. It depends on the situation and is not limited.
  • FIG. FIG. 7 is a refrigerant circuit diagram of the air-conditioning apparatus according to Embodiment 5.
  • the air conditioning apparatus according to the present embodiment includes the refrigeration cycle apparatus including the heat exchanger according to any of the first to fourth embodiments described above, and includes the outdoor unit 100 of the heat source side unit, and the refrigerant pipe 300 to the outdoor unit 100. , 400 and the indoor unit 200 of the load side unit connected through 400.
  • a pipe through which a gaseous refrigerant (gas refrigerant) flows is referred to as a gas pipe 300
  • a pipe through which a liquid refrigerant (in some cases, a liquid refrigerant or a gas-liquid two-phase refrigerant) flows is referred to as a liquid pipe 400.
  • R32 is used as the refrigerant. Since the strength of the aluminum material is low, the thickness of the groove bottom of the heat transfer tube is increased, so that the pressure loss in the tube of the heat transfer tube increases. When the refrigerant R32 having a small in-pipe pressure loss is used, the heat transfer performance in the evaporating pipe can be improved without increasing the pressure loss, and therefore a highly efficient heat exchanger can be provided.
  • the outdoor unit 100 includes a compressor 101, an oil separator 102, a four-way valve 103, an outdoor heat exchanger 104, an outdoor blower fan 105, an accumulator (liquid separator) 106, a throttling device (expansion valve) 107, and an inter-refrigerant heat exchanger. 108, a bypass throttle device 109, an outdoor control device 110, and the like.
  • the compressor 101 sucks the refrigerant in the accumulator 106, compresses the refrigerant, and flows it into the refrigerant pipe as a high-temperature / high-pressure gas refrigerant.
  • operation control of the compressor 101 for example, an inverter circuit or the like is provided in the compressor 101, and the capacity (discharge refrigerant amount per unit time) of the compressor 101 is finely changed by arbitrarily changing the operation frequency. Shall be able to.
  • the oil separator 102 is for separating the lubricating oil discharged from the compressor 101 mixed with the refrigerant.
  • the separated lubricating oil is returned to the compressor 101.
  • the four-way valve 103 switches the refrigerant flow based on an instruction from the outdoor control device 110, and switches between the cooling operation and the heating operation.
  • the outdoor heat exchanger 104 the heat exchanger 1 described in Embodiments 1 to 4 is used, and heat exchange is performed between the refrigerant and air (outdoor air).
  • the outdoor heat exchanger 104 functions as an evaporator during heating operation, performs heat exchange between the low-pressure refrigerant flowing in through the expansion device 107 and the air, and evaporates and vaporizes the refrigerant.
  • the outdoor heat exchanger 104 functions as a condenser during the cooling operation, and performs heat exchange between the high-temperature and high-pressure gas refrigerant from the compressor 101 flowing in via the four-way valve 103 and the air to condense the refrigerant. Liquefy.
  • the outdoor blower fan 105 is provided so that heat exchange with the refrigerant in the outdoor heat exchanger 104 can be performed efficiently.
  • an inverter circuit (not shown) that can arbitrarily control the rotational speed of the fan by arbitrarily changing the operating frequency of the fan motor may be used.
  • the inter-refrigerant heat exchanger 108 exchanges heat between the refrigerant flowing in the main flow path of the refrigerant circuit and the refrigerant branched from the flow path and adjusted in flow rate by the bypass expansion device 109 (expansion valve). .
  • the refrigerant is supercooled and supplied to the indoor unit 200.
  • the inter-refrigerant heat exchanger 108 the heat exchanger 1 described in the first to fourth embodiments is used.
  • the liquid flowing through the bypass throttle device 109 is returned to the accumulator 106 via the bypass pipe 107.
  • the accumulator 106 is means for storing, for example, a liquid surplus refrigerant.
  • the outdoor control device 110 is composed of, for example, a microcomputer and can communicate with the indoor control device 204 by wire or wirelessly. For example, based on data relating to detection by various detection means (sensors) in the air conditioner, an inverter The operation control of the entire air conditioner is performed by controlling each means related to the air conditioner such as the operation frequency control of the compressor 101 by the control of the circuit.
  • the indoor unit 200 includes an indoor heat exchanger 201, a throttle device (expansion valve) 202, an indoor fan 203, an indoor control device 204, and the like. Also for the indoor heat exchanger 201, the heat exchanger 1 described in the first to fourth embodiments is used, and heat exchange is performed between the refrigerant and the air in the space to be air-conditioned.
  • the indoor heat exchanger 201 functions as a condenser during the heating operation, performs heat exchange between the refrigerant flowing in from the gas pipe 300 and air, condenses the refrigerant and liquefies (or gas-liquid two-phase), and the liquid pipe It flows out to the 400 side. Further, the indoor heat exchanger 201 functions as an evaporator during cooling operation, performs heat exchange between the refrigerant and the air whose pressure is reduced by the expansion device 202, and evaporates by evaporating the refrigerant by taking heat of the air. And flow out to the gas pipe 300 side.
  • the indoor blower fan 203 is a fan for adjusting the flow of air for heat exchange, and the operation speed is determined by, for example, user settings.
  • the expansion device 202 adjusts the pressure of the refrigerant in the indoor heat exchanger 201 by changing the opening degree.
  • the indoor control device 204 is composed of a microcomputer or the like, and communicates with the outdoor control device 110 in a wired or wireless manner as described above. Based on an instruction from the outdoor control device 110, that is, a remote control operation from a resident or the like, for example, each device (means) of the indoor unit 200 is controlled so that the room has a predetermined temperature.
  • the indoor control device 204 also transmits to the outdoor control device 110 a signal including data related to detection by a detection unit provided in the indoor unit 200.
  • the operation of the air conditioner will be described.
  • the high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 101 is condensed by passing through the outdoor heat exchanger 104 from the four-way valve 103 and flows out of the outdoor unit 100 as a liquid refrigerant.
  • the liquid refrigerant that has flowed out of the outdoor unit 100 flows into the indoor unit 200 through the liquid pipe 400, becomes a low-temperature / low-pressure liquid refrigerant whose pressure is adjusted by adjusting the opening degree of the expansion device 202, and passes through the indoor heat exchanger 201. Pass through and evaporate.
  • the gas refrigerant flows into the outdoor unit 100 through the gas pipe 300, is sucked into the compressor 101 through the four-way valve 103 and the accumulator 106, is pressurized again, and circulates as a high-temperature / high-pressure gas refrigerant. .
  • the compressor 101 Due to the operation of the compressor 101, the high-temperature and high-pressure gas refrigerant discharged from the compressor 101 flows into the indoor unit 200 from the four-way valve 103 through the gas pipe 300.
  • the pressure is adjusted by adjusting the opening degree of the expansion device 202, the condensation is performed by passing through the indoor heat exchanger 201, and the refrigerant becomes an intermediate-pressure liquid or a gas-liquid two-phase refrigerant. Spill.
  • the refrigerant that has flowed out of the indoor unit 200 flows into the outdoor unit 100 through the liquid pipe 400, is pressure-adjusted by adjusting the opening degree of the expansion device 107, evaporates by passing through the outdoor heat exchanger 104, and gas refrigerant Then, it is sucked into the compressor 101 through the four-way valve 103 and the accumulator 106, and is pressurized again as described above to circulate as a high-temperature / high-pressure gas refrigerant.
  • the outdoor heat exchanger 104, the inter-refrigerant heat exchanger 108, and the indoor heat exchanger 201 of the indoor unit 200 have a high heat exchange rate in the first to fourth embodiments.
  • the heat exchanger 1 is used. Therefore, COP (CoefficientCoof Performance: energy consumption efficiency, coefficient of performance) and the like can be improved, and energy saving can be achieved.
  • W1 and W2 shown in each table are the tip width and the root width of the high protrusion 22A, and ⁇ is an apex angle that is an intersection angle of both side surfaces of the low protrusion 22B. ⁇ is an apex angle that is an intersection angle between opposite side surfaces of the high protrusion 22A and the low protrusion 22B, and W2 / W1 is a ratio of the tip width W2 and the root width W1.
  • surface is a value after the heat exchanger tube 20 is expanded.
  • the root width W1 of the high protrusion 22A formed on the inner surface of the heat transfer tube 20 is 0.26 mm
  • the apex angle ⁇ of the low protrusion 22B is 15 degrees
  • the apex angle ⁇ is 2
  • the heat exchanger 1 which is 7 and 12 was produced (Examples 1, 2 and Example 3).
  • a heat exchanger in which the root width W1 of the high protrusion 22A is 0.26 mm, the apex angle ⁇ of the low protrusion 22B is 15 degrees, and the apex angle ⁇ is 1 and 15 is manufactured ( Comparative Example 1 and Comparative Example 2).
  • the apex angle ⁇ of the low protrusion 22B is 10 degrees, and the ratio W2 / W1 between the tip width W2 and the root width W1 of the high protrusion 22A is 1.15 and 1.
  • a heat exchanger 1 of .92 was produced (Example 4 and Example 5).
  • the apex angle ⁇ of the low protrusion 22B is 10 degrees, and the ratio W2 / W1 between the tip width W2 and the root width W1 of the high protrusion 22A is 1.0 and 2.0.
  • a heat exchanger was produced (Comparative Example 3 and Comparative Example 4).
  • Example 4 both have a heat exchange rate higher than 100% compared with the heat exchangers of Comparative Example 3 and Comparative Example 4, Heat transfer performance was improved.
  • the tip width W2 of the high protrusion 22A is 0.28 mm
  • the root width W1 is 0.26 mm
  • the apex angle ⁇ of the low protrusion 22B is 5 degrees, 10 degrees
  • the heat exchanger 1 which is 15 degrees was produced (Examples 6 and 7 and Example 8).
  • a heat exchanger in which the tip end width W2 of the high protrusion 22A is 0.28 mm, the root width W1 is 0.26 mm, and the apex angle ⁇ of the low protrusion 22B is 0 degrees and 20 degrees. (Comparative Example 5 and Comparative Example 6).
  • the heat exchangers 1 of Examples 6, 7 and 8 all have a heat exchange rate higher than 100% compared to the heat exchangers of Comparative Example 5 and Comparative Example 6. The heat transfer performance in the pipe was improved.
  • the tip width W2 of the high protrusion 22A is 0.28 mm
  • the root width W1 is 0.26 mm
  • the apex angle ⁇ of the low protrusion 22B is 15 degrees, which is high.
  • Heat exchanger 1 in which the number of protrusions 22A was 12, 16, and 18 was produced (Examples 9, 10 and Example 11).
  • the tip width W2 of the high protrusion 22A is 0.28 mm
  • the root width W1 is 0.26 mm
  • the apex angle ⁇ of the low protrusion 22B is 15 degrees
  • the high protrusion 22A Heat exchangers with 8 and 22 strips were produced (Comparative Example 7 and Comparative Example 8).
  • the heat exchangers 1 of Examples 9, 10 and 11 all have a heat exchange rate higher than 100% compared to the heat exchangers of Comparative Example 7 and Comparative Example 8. The heat transfer performance in the pipe was improved.
  • the tip width W2 of the high protrusion 22A is 0.28 mm
  • the root width W1 is 0.26 mm
  • the apex angle ⁇ of the low protrusion 22B is 15 degrees, which is low.
  • the heat exchanger 1 in which the height h of the protrusion 22B was 0.1 mm, 0.2 mm, and 0.3 mm was produced (Examples 12, 13, and Example 14).
  • the tip width W2 of the high protrusion 22A is 0.28 mm
  • the root width W1 is 0.26 mm
  • the apex angle ⁇ of the low protrusion 22B is 15 degrees
  • the low protrusion 22B Heat exchangers having a height h of 0.05 mm and 0.4 mm were produced (Comparative Example 9 and Comparative Example 10).
  • the heat exchangers 1 of Examples 12, 13 and 14 all have a heat exchange rate higher than 100% compared to the heat exchangers of Comparative Example 9 and Comparative Example 10. The heat transfer performance in the pipe was improved.
  • the present invention is not limited to these devices, and may be applied to other refrigeration cycle devices having a heat exchanger that constitutes a refrigerant circuit, such as a refrigeration device, a heat pump device, and the like, and has an evaporator and a condenser. be able to.

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Abstract

空気の流れ方向と直交する方向に積層されたフィンと、各フィンを貫通し、拡管方式により径が拡管されたときにフィンに接合して固定された伝熱管２０とを有する熱交換器において、伝熱管２０の内面には、伝熱管２０の軸心方向に沿って延びる高い突起部２２Ａが周方向に設けられ、さらに、高い突起部２２Ａの間に軸心方向に沿って延びる低い突起部２２Ｂが設けられている。高い突起部２２Ａは、伝熱管２０の拡管後、低い突起部２２Ｂの高さ以上高く、伝熱管２０の拡管後の高い突起部２２Ａと低い突起部２２Ｂの対向する両側面は、その両側面の延長線が伝熱管２０の内側で交差するように傾斜して形成されている。

Description

熱交換器及びその熱交換器を用いた冷凍サイクル装置
　本発明は、内面に溝を有する伝熱管を備えた熱交換器及びその熱交換器を用いた冷凍サイクル装置に関するものである。
　従来、冷凍装置、空気調和装置、ヒートポンプ等に用いる熱交換器は、一般的に、所定の間隔で積層されたフィンと、各フィンを貫通して固定された伝熱管とを備えている。伝熱管は、冷凍サイクル装置における冷媒回路の一部となり、管内に冷媒（流体）が流れるようにしている。
　伝熱管の内面には、溝成形により、周方向にかつ伝熱管２０の軸心方向に延びる複数の溝部と突起部とが設けられている。このような伝熱管を流れる冷媒は、伝熱管外側の空気等との熱交換により相変化（凝縮又は蒸発）する。そして、この相変化を効率よく行うために、管内の表面積増加、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、伝熱管の伝熱性能の改善をはかっている（例えば、特許文献１参照）。
特開２００１－２８９５８５号公報（要約書、図１）
　前述した従来の伝熱管は、アルミ又はアルミ合金の金属を材料としている。そして、熱交換器の製造においては、管内に拡管玉を押し込んで伝熱管を内部から拡管し、フィンと伝熱管を密着させて接合する機械拡管方式で行っている。しかしながら、伝熱管を拡管する際、高い突起部が拡管玉に潰れてしまい、伝熱管とフィンとの密着性が低下する。また、高い突起部の高さ低下により、管内における凝縮・蒸発の伝熱性能が低下するという課題があった。
　また、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課題があった。
　本発明は、前記のような課題を解決するためになされたもので、第１の目的は、管内の圧力損失を増加させずに、伝熱性能を向上させることができる熱交換器及びその熱交換器を用いた冷凍サイクル装置を得るものである。
　第２の目的は、伝熱管とフィンとの密着性が高めることができる熱交換器及びその熱交換器を用いた冷凍サイクル装置を得るものである。
　本発明に係る熱交換器は、空気の流れ方向と直交する方向に積層されたフィンと、各フィンを貫通し、拡管方式により径が拡管されたときにフィンに接合して固定された伝熱管とを有する熱交換器において、伝熱管の内面には、その伝熱管の軸心方向に沿って延びる第１突起部が周方向に設けられ、さらに、第１突起部の間に軸心方向に沿って延びる第１突起部よりも高さの低い第２突起部が設けられ、第１突起部は、伝熱管の拡管後、第２突起部の高さ以上高く、先端部の幅が根元部の幅よりも広くなり、伝熱管の拡管後の第１突起部と第２突起部の対向する両側面は、その両側面の延長線が伝熱管の内側で交差するように傾斜して形成されている。
　本発明によれば、伝熱管が拡管方式により径が拡管されると、第１突起部は、第２突起部の高さ以上高く、先端部の幅が根元部の幅よりも広くなる。また、伝熱管の拡管後の第１突起部と第２突起部の対向する両側面は、その両側面の延長線が前記伝熱管の内側で交差するように傾斜して形成されている。これにより、従来の伝熱管に比べ、圧力損失を増加させずに、凝縮・蒸発の管内伝熱性能を高めることができ、そのため、高効率の熱交換器を提供できる。
実施の形態１に係る熱交換器の斜視図及びその熱交換器を拡大して示す伝熱管の断面図である。 図１の伝熱管のＡ部をさらに拡大して示す部分断面図である。 機械拡管方式による伝熱管の拡管状態を示す断面図である。 拡管後の高い突起部と低い突起部の互いに対向する両側面の交差角である頂角γと熱交換率との関係を示す図である。 実施の形態３の熱交換器における伝熱管の高い突起部の条数と熱交換率との関係を示す図である。 実施の形態４の熱交換器における伝熱管の拡管後の低い突起部の高さと熱交換率との関係を示す図である。 実施の形態５に係る空気調和装置の冷媒回路図である。
実施の形態１．
　図１は実施の形態１に係る熱交換器の斜視図及びその熱交換器を拡大して示す伝熱管の断面図である。なお、図中の（ａ）は熱交換器の外観を示す斜視図、（ｂ）はその熱交換器を拡大して示す伝熱管の断面図である。
　図１（ａ）において、熱交換器１は、例えば冷凍装置や空気調和装置等の蒸発器、凝縮器として広く利用されているフィンチューブ式の熱交換器で、空気の流れ方向と直交する方向に積層されたフィン１０と、各フィン１０を貫通して固定された例えば真円の伝熱管２０とで構成されている。フィン１０は、例えば、変形抵抗が低いアルミニウム系材料からなり、伝熱管２０は、例えば、フィン１０を形成するアルミニウム系材料よりも変形抵抗が高いアルミニウム系材料からなっている。
　伝熱管２０は、冷凍サイクル装置における冷媒回路の一部品で、後述するが、内面に軸心に向かって突出する複数の突起部２２が設けられ（図１（ｂ）参照）、その管内に冷媒が流れる。伝熱管２０内に流れる冷媒と外部を流れる空気との熱をフィン１０を介して熱交換することで、空気との接触面となる伝熱面積が拡がり、冷媒と空気との間の熱交換が効率よく行える。
　図２は図１の伝熱管のＡ部をさらに拡大して示す部分断面図である。なお、図中の（ａ）は伝熱管２０の拡管前の状態を示し、（ｂ）は伝熱管２０の拡管後の状態を示す。
　本実施の形態における伝熱管２０の内面には、溝成形により、図２（ａ）に示すように伝熱管２０の軸心方向に沿って延びる複数の溝部２１と突起部２２とが周方向に設けられている。複数の突起部２２は、前述したように伝熱管２０の軸心に向かって突出しており、例えば、先端部が平らな第１突起部２２Ａ（以降、「高い突起部２２Ａ」と称する）と先端部が鋭角な第２突起部２２Ｂ（以降、「低い突起部２２Ｂ」と称する）の２種類より構成されている。
　低い突起部２２Ｂの高さｈは、伝熱管２０の拡管前では高い突起部２２Ａの高さＨよりも例えば０．０６ｍｍ以上低くなっている。ただし、高い突起部２２Ａと低い突起部２２Ｂとの差（Ｈ－ｈ）がありすぎても、また、低い突起部２２Ｂが低すぎても伝熱管２０の管内の表面積の低下等、伝熱性能を低下させる可能性がある。そのため、本実施の形態では、その差が０．０６ｍｍに近くなるようにしている。なお、この寸法は、一例であって限定されるものではなく、伝熱管２０の外径の大きさによって異なる。
　また、高い突起部２２Ａは、先端部幅Ｗ２が根元部幅Ｗ１よりも広い逆台形状に形成されている。低い突起部２２Ｂは、両側面が根元部から先端部に向かうに従い細くなる三角形状に形成されている。
　図３は機械拡管方式による伝熱管の拡管状態を示す断面図である。
　本実施の形態における伝熱管２０は、まず、長手方向（軸心方向）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、伝熱管２０となる複数のヘアピン管を製作する。各フィン１０に設けられた貫通穴に、ヘアピン管を通過させた後、機械拡管方式によりヘアピン管を拡管して伝熱管２０とし、伝熱管２０を各フィン１０と密着させて接合する。前述の機械拡管方式とは、伝熱管２０の内径よりやや直径の大きな拡管玉３０を先端に有するロッド３１を、伝熱管２０の管内に通し、伝熱管２０の外径を拡げることで、各フィン１０と密着させる方法である。なお、機械拡管方式の他に、液圧によって管内に拡管玉３０を押し込んで伝熱管２０を拡管させる液圧拡管方式もある。
　高い突起部２２Ａの先端部幅Ｗ２は根元部幅Ｗ１より広い逆台形状であるので、機械拡管方式による拡管を行う際、拡管玉３０が高い突起部２２Ａに接触する面積が大きいことで、高い突起部２２Ａの先端部は、ほぼ０．０６ｍｍ潰されて平坦となり、高い突起部２２Ａの高さＨが低くなる。この時、高い突起部２２Ａの両側面の交差角である頂角βは、伝熱管２０の拡管前と比べ小さくなる。
　一方、低い突起部２２Ｂの高さｈは、潰される高さ０．０６ｍよりも低いため、変形が無い。本実施の形態においては、従来のように管内のすべての突起部２２に拡管玉３０の挿入圧力が加わるのではなく、高い突起部２２Ａの先端部に圧力が加わって拡管を行うため、真円に形成された伝熱管２０の外面は多角形に加工されることになる。これにより、伝熱管２０のスプリンバックを抑えることができ、伝熱管２０と各フィン１０との密着性が改善し、熱交換効率を高めることができる。
　伝熱管２０の拡管後の高い突起部２２Ａと低い突起部２２Ｂの互いに対向する両側面は、その両側面の延長線が伝熱管２０の内側で交差するように傾斜して形成されている。その両側面の延長線が交差してできる交差角（頂角γ）は、例えば２度～１２度の範囲となっている。伝熱管２０の拡管後の頂角γは、拡管前の頂角γよりも広くなっている。なお、前述の頂角γが例えば２度～１２度の範囲となるようにしたが、これは、伝熱管２０の外径の大きさによって異なり、限定されるものではない。
　図４は拡管後の高い突起部と低い突起部の互いに対向する両側面の交差角である頂角γと熱交換率との関係を示す図である。
　伝熱管２０の内面においては、前述したように、拡管後の高い突起部２２Ａと低い突起部２２Ｂの互いに対向する両側面の交差角である頂角γが例えば２度～１２度の範囲（所定の角度範囲）となっている。
　このように、熱交換器１において、伝熱管２０の拡管後の高い突起部２２Ａと低い突起部２２Ｂの互いに対向する両側面の交差角である頂角γが２度～１２度の範囲になるようにしたのは、伝熱管２０を拡管する際、拡管玉３０が高い突起部２２Ａに接触し、その先端部が０．０６ｍｍ潰されて突起部の高さＨが低くなるが、前述の頂角γを２度より小さくすると、沸騰促進効果が得られなくなり、管内蒸発伝熱性能が低下するからである。
　また、拡管後の高い突起部２２Ａと低い突起部２２Ｂの互いに対向する両側面の交差角である頂角γを１２度より大きくすると、高い突起部２２Ａと低い突起部２２Ｂの間の空間に冷媒が流れ難くなり、管内の凝縮・蒸発伝熱性能が低下するからである。
　以上のように実施の形態１によれば、伝熱管２０内に設けられた高い突起部２２Ａの高さＨと低い突起部２２Ｂの高さｈの差を０．０６ｍｍ以上とし、さらに、高い突起部２２Ａの先端部幅Ｗ２を根元部幅Ｗ１よりも広い逆台形状とし、低い突起部２２Ｂを三角形状とし、機械拡管方式により伝熱管２０を拡管したときには、高い突起部２２Ａと低い突起部２２Ｂの互いに対向する両側面の交差角である頂角γが２度～１２度の範囲に形成されるようにしている。これにより、伝熱管２０における伝熱性能を向上させることができる。また、拡管玉３０が高い突起部２２Ａの先端部のみに接触して拡管するため、伝熱管２０の外面が多角形に加工され、伝熱管２０のスプリングバックを抑えることができる。そのため、伝熱管２０とフィン１０との密着性を改善することができ、熱交換率（伝熱管通過前後の熱量の比率）を高くすることができ、省エネ化を図ることができる。また、冷媒回路内の冷媒の減量、高効率を維持しつつ、小型化等も図ることができる。
　なお、実施の形態１では、拡管後の伝熱管２０内において、高い突起部２２Ａと低い突起部２２Ｂの互いに対向する両側面の交差角である頂角γが２度～１２度の範囲になるようにしたが、その頂角γの範囲は限定されるものではない。例えば、前述の頂角γが３度～１０度の範囲であっても良い。その頂角γを３度～１０度の範囲となるようにした場合、頂角γを２度～１２度の範囲とする伝熱管２０と比べ、より蒸発伝熱性能を向上させることができる。
実施の形態２．
　実施の形態２は、図２（ｂ）において、伝熱管２０の拡管後の高い突起部２２Ａの先端部幅Ｗ２が０．２８ｍｍ～０．４６ｍｍの範囲となるように、先端部幅Ｗ２と根元部幅Ｗ１との比率Ｗ２／Ｗ１が例えば１．１５～１．９２の範囲となるように、また、伝熱管２０の拡管後の低い突起部２２Ｂの両側面の交差角である頂角αが例えば５度～１５度となるようにしたものである。
　高い突起部２２Ａは、伝熱管２０の拡管後の先端部幅Ｗ２と根元部幅Ｗ１との比率Ｗ２／Ｗ１が１．１５～１．９２の範囲になるようにすることで、高い突起部２２Ａの先端部と低い突起部２２Ｂの先端部との間に冷媒が流れやすくなる。そのため、沸騰促進効果が得られ、管内蒸発伝熱性能が増加する。
　しかし、先端部幅Ｗ２と根元部幅Ｗ１との比率Ｗ２／Ｗ１が１．１５よりも小さくなった場合には、沸騰促進効果が得られなくなり、管内蒸発伝熱性能が低下する。また、その比率Ｗ２／Ｗ１が１．９２よりも大きくなった場合には、高い突起部２２Ａと低い突起部２２Ｂの間の溝２１（空間）に冷媒が流れ難くなり、管内蒸発伝熱性能が低下する。
　実施の形態２においては、前述の如く、伝熱管２０の拡管後の先端部幅Ｗ２と根元部幅Ｗ１との比率Ｗ２／Ｗ１が１．１５～１．９２の範囲に、また、伝熱管２０の拡管後の高い突起部２２Ａの先端部幅Ｗ２が０．２８ｍｍ～０．４６ｍｍの範囲になるように、伝熱管２０の拡管前の高い突起部２２Ａを形成する。これにより、伝熱管２０の拡管後における蒸発伝熱性能がより向上する。
　低い突起部２２Ｂは、伝熱管２０の拡管後、両側面の交差角である頂角αが５度～１５度になるようにすることで、低い突起部２２Ｂの両側の溝部２１に発生する冷媒凝縮液膜が薄くなり、管内凝縮伝熱性能が増加する。
　しかし、低い突起部２２Ｂの両側面の交差角である頂角αが５度よりも小さくなった場合には、冷媒凝縮液膜が厚くなり、管内凝縮伝熱性能が低下する。また、その頂角αが１５度より大きくなった場合には、高い突起部２２Ａと低い突起部２２Ｂの間の溝部２１の伝熱面積が低下し、管内凝縮・蒸発伝熱性能が低下する。
　実施の形態２においては、伝熱管２０の拡管後、低い突起部２２Ｂの両側面の交差角である頂角αが５度～１５度の範囲になるように、伝熱管２０の拡管前の低い突起部２２Ｂを形成する。低い突起部２２Ｂの頂角αが５度～１５度の範囲になるのは、伝熱管２０の拡管により、その径が拡がるからである（図２（ａ）、（ｂ）参照）。
　以上のように実施の形態２によれば、伝熱管２０の拡管後の高い突起部２２Ａの先端部幅Ｗ２が０．２８ｍｍ～０．４６ｍｍの範囲に、先端部幅Ｗ２と根元部幅Ｗ１との比率Ｗ２／Ｗ１が１．１５～１．９２の範囲になるように、また、伝熱管２０の拡管後、低い突起部２２Ｂの両側面の交差角である頂角αが５度～１５度となるように、高い突起部２２Ａと低い突起部２２Ｂを形成するようにしている。これにより、伝熱管２０における伝熱性能を向上させることができる。
　なお、実施の形態２では、伝熱管２０の拡管後の高い突起部２２Ａの先端部幅Ｗ２が０．２８ｍｍ～０．４６ｍｍの範囲となるように、先端部幅Ｗ２と根元部幅Ｗ１との比率Ｗ２／Ｗ１が例えば１．１５～１．９２の範囲となるように、また、伝熱管２０の拡管後の低い突起部２２Ｂの両側面の交差角である頂角αが５度～１５度となるようにしたが、これは、伝熱管２０の外径の大きさに応じて異なり、限定されるものではない。
実施の形態３．
　実施の形態３は、伝熱管２０の内面に設けられた高い突起部２２Ａを例えば１２条～１８条の範囲としたものである。
　図５は実施の形態３の熱交換器における伝熱管の高い突起部の条数と熱交換率との関係を示す図である。
　高い突起部２２Ａを１２条～１８条の範囲とした場合、図５に示すように、熱交換率が１００％を超える。なお、高い突起部２２Ａの条数を１３条～１７条とした場合には、熱交換率がより向上する。この場合、高い突起部２２Ａの間の低い突起部２２Ｂを２条～４条としている。
　このように、伝熱管２０の高い突起部２２Ａを１２条～１８条の範囲に設定したのは、伝熱管２０を拡管する際、拡管玉３０が高い突起部２２Ａに接触して先端部が０．０６ｍｍ潰されて平坦となり、その高さＨが低くなるからである。つまり、高い突起部２２Ａの間に設けられた低い突起部２２Ｂが潰されることなく、高い突起部２２Ａの先端部のみが０．０６ｍｍ潰される。その場合、伝熱管２０の拡管後の先端部幅Ｗ２と根元部幅Ｗ１との比率Ｗ２／Ｗ１が１．１５～１．９２の範囲に、また、伝熱管２０の拡管後の高い突起部２２Ａの先端部幅Ｗ２が０．２８ｍｍ～０．４６ｍｍの範囲になる。
　一方、伝熱管２０の高い突起部２２Ａの条数を１２より少なくした場合には、低い突起部２２Ｂの先端部も潰されて平坦となり、管内伝熱性能が低下し、また、高い突起部２２Ａの条数を１８より増やした場合には、低い突起部２２Ｂの条数が減り、管内伝熱性能が低下する。
　以上のように、伝熱管２０の高い突起部２２Ａを１２条～１８条の範囲に設定することにより、伝熱管２０における伝熱性能が向上する。
　なお、実施の形態３では、伝熱管２０内に設けられた高い突起部２２Ａを１２条～１８条の範囲としたが、これは、伝熱管２０の外径の大きさに応じて異なり、限定されるものではない。
実施の形態４．
　実施の形態４は、伝熱管２０の内面に設けられた低い突起部２２Ｂの高さｈを例えば０．１ｍｍ～０．３ｍｍの範囲としたものである。
　図６は実施の形態４の熱交換器における伝熱管の拡管後の低い突起部の高さと熱交換率との関係を示す図である。
　伝熱管２０の拡管後の低い突起部２２Ｂの高さｈを０．１ｍｍ～０．３ｍｍの範囲とした場合、図６に示すように、管内における表面積が増える等して熱伝達率も高くなり、熱交換率が１００％を超える。また、低い突起部２２Ｂの高さｈが０．１ｍｍ～０．３ｍｍの範囲となるようにした場合、低い突起部２２Ｂの両側面の交差角である頂角αが５度～１５度となる。なお、低い突起部２２Ｂの高さｈを前述の範囲より０．１５ｍｍ～０．２５ｍｍとなるようにした場合には、熱交換率がより向上する。
　一方、低い突起部２２Ｂの高さｈが０．３ｍｍよりも大きくなると、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るため、熱交換率が低下する。また、低い突起部２２Ｂの高さｈが０．１ｍｍより低くなると、熱伝達率は向上しない。
　以上のように、伝熱管２０の拡管後の低い突起部２２Ｂの高さｈが０．１ｍｍ～０．３ｍｍとなるように低い突起部２２Ｂを形成するようにしたので、圧力損失を増加させることなく、伝熱管２０における伝熱性能を向上させることができる。
　なお、実施の形態４では、伝熱管２０内に設けられた低い突起部２２Ｂの高さｈを０．１ｍｍ～０．３ｍｍの範囲としたが、これは、伝熱管２０の外径の大きさに応じて異なり、限定されるものではない。
実施の形態５．
　図７は実施の形態５に係る空気調和装置の冷媒回路図である。
　本実施の形態の空気調和装置は、前述した実施の形態１～４の何れかの熱交換器を備えた冷凍サイクル装置を備え、熱源側ユニットの室外機１００と、室外機１００に冷媒配管３００、４００を介して接続された負荷側ユニットの室内機２００とで構成されている。冷媒配管３００、４００のうち、気体の冷媒（ガス冷媒）が流れる配管をガス配管３００とし、液体の冷媒（液冷媒、気液二相冷媒の場合もある）が流れる配管を液配管４００とする。ここで、冷媒として、Ｒ３２を用いるものとする。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するため、伝熱管の管内圧力損失が増加してしまう。管内圧力損失が小さい冷媒Ｒ３２を用いると圧力損失を増加させずに、蒸発の管内伝熱性能を高めることができ、そのため、高効率の熱交換器を提供できる。
　室外機１００は、圧縮機１０１、油分離器１０２、四方弁１０３、室外熱交換機１０４、室外用送風ファン１０５、アキュムレータ（液分離器）１０６、絞り装置（膨張弁）１０７、冷媒間熱交換器１０８、バイパス絞り装置１０９、室外制御装置１１０等で構成されている。
　圧縮機１０１は、アキュムレータ１０６内の冷媒を吸入し、その冷媒を圧縮して高温・高圧のガス冷媒にして冷媒配管に流す。圧縮機１０１の運転制御については、例えば、インバータ回路等を圧縮機１０１に備え、運転周波数を任意に変化させることにより、圧縮機１０１の容量（単位時間あたりの吐出冷媒量）を細かく変化させることができるものとする。
　また、油分離器１０２は、冷媒に混じって圧縮機１０１から吐出された潤滑油を分離させるものである。分離された潤滑油は圧縮機１０１に戻される。四方弁１０３は、室外制御装置１１０からの指示に基づいて冷媒の流れを切り替え、冷房と暖房の何れかの運転に切り替える。室外熱交換器１０４は、実施の形態１～４において説明した熱交換器１が使用されており、冷媒と空気（室外の空気）との熱交換を行う。
　室外熱交換器１０４は、暖房運転時に蒸発器として機能し、絞り装置１０７を介して流入する低圧の冷媒と空気との熱交換を行い、冷媒を蒸発させて気化させる。また、室外熱交換器１０４は、冷房運転時に凝縮器として機能し、四方弁１０３を介して流入する圧縮機１０１からの高温・高圧のガス冷媒と空気との熱交換を行い、冷媒を凝縮させて液化する。
　室外用送風ファン１０５は、室外熱交換器１０４における冷媒との熱交換が効率よく行われるように設けられている。室外用送風ファン１０５の運転として、ファンモータの運転周波数を任意に変化させ、ファンの回転速度を細かく制御できるインバータ回路（図示せず）を用いても良い。
　冷媒間熱交換器１０８は、冷媒回路の主となる流路を流れる冷媒と、その流路から分岐してバイパス絞り装置１０９（膨張弁）により流量調整された冷媒との間で熱交換を行う。特に冷房運転時において冷媒を過冷却する必要がある場合に、冷媒を過冷却して室内機２００に供給するものである。冷媒間熱交換器１０８についても、実施の形態１～４において説明した熱交換器１が用いられている。
　バイパス絞り装置１０９を介して流れる液体は、バイパス配管１０７を介してアキュムレータ１０６に戻される。アキュムレータ１０６は、例えば液体の余剰冷媒を溜めておく手段である。室外制御装置１１０は、例えばマイクロコンピュータ等からなり、室内制御装置２０４と有線または無線通信することができ、例えば、空気調和装置内の各種検知手段（センサ）の検知に係るデータに基づいて、インバータ回路の制御による圧縮機１０１の運転周波数制御等、空気調和装置に係る各手段を制御して空気調和装置全体の動作制御を行う。
　一方、室内機２００は、室内熱交換器２０１、絞り装置（膨張弁）２０２、室内用送風ファン２０３、室内制御装置２０４等で構成されている。室内熱交換器２０１についても、実施の形態１～４において説明した熱交換器１が用いられており、冷媒と空気調和の対象となる空間の空気との熱交換を行う。
　室内熱交換器２０１は、暖房運転時に凝縮器として機能し、ガス配管３００から流入する冷媒と空気との熱交換を行い、冷媒を凝縮させて液化（または気液二相化）させ、液配管４００側に流出させる。また、室内熱交換器２０１は、冷房運転時に蒸発器として機能し、絞り装置２０２により低圧状態にされた冷媒と空気との熱交換を行い、冷媒に空気の熱を奪わせて蒸発させて気化させ、ガス配管３００側に流出させる。
　室内用送風ファン２０３は、熱交換を行う空気の流れを調整するためのファンで、運転速度は、例えば利用者の設定により決定される。絞り装置２０２は、開度を変化させることで、室内熱交換器２０１内における冷媒の圧力を調整する。
　また、室内制御装置２０４は、マイクロコンピュータ等からなり、前述したように室外制御装置１１０と有線または無線通信する。室外制御装置１１０からの指示、即ち居住者等からのリモコン操作に基づいて、例えば、室内が所定の温度となるように、室内機２００の各装置（手段）を制御する。また、室内制御装置２０４は、室内機２００に設けられた検知手段の検知に係るデータを含む信号も室外制御装置１１０に送信する。
　次に、空気調和装置の動作について説明する。まず、冷房運転時の冷媒回路における基本的な冷媒循環について説明する。
　圧縮機１０１の運転により、圧縮機１０１から吐出した高温・高圧のガス冷媒は、四方弁１０３から室外熱交換器１０４内を通過することで凝縮し、液冷媒となって室外機１００を流出する。室外機１００を流出した液冷媒は、液配管４００を通って室内機２００に流入し、絞り装置２０２の開度調整により圧力調整された低温・低圧の液冷媒となり、室内熱交換器２０１内を通過して蒸発して流出する。そして、そのガス冷媒は、ガス配管３００を通って室外機１００に流入し、四方弁１０３、アキュムレータ１０６を介して圧縮機１０１に吸引され、再度加圧されて高温・高圧のガス冷媒となり循環する。
　また、暖房運転時の冷媒回路における基本的な冷媒循環について説明する。
　圧縮機１０１の運転により、圧縮機１０１から吐出した高温、高圧のガス冷媒は、四方弁１０３からガス配管３００を通って室内機２００に流入する。室内機２００においては、絞り装置２０２の開度調整により圧力調整され、室内熱交換器２０１内を通過することにより凝縮し、中間圧力の液体または気液二相状態の冷媒となって室内機２００を流出する。室内機２００を流出した冷媒は、液配管４００を通って室外機１００に流入し、絞り装置１０７の開度調整により圧力調整され、室外熱交換器１０４内を通過することで蒸発し、ガス冷媒となって四方弁１０３、アキュムレータ１０６を介して圧縮機１０１に吸引され、前述したように再度加圧されて高温・高圧のガス冷媒となり循環する。
　以上のように実施の形態５においては、室外機１００の室外熱交換器１０４、冷媒間熱交換器１０８、室内機２００の室内熱交換器２０１について、熱交換率の高い実施の形態１～４の熱交換器１を用いるようにしている。そのため、ＣＯＰ（Coefficient of Performance ： エネルギ消費効率、成績係数）等を向上させることができ、省エネを図ることができる。
　以下、本発明の熱交換器の実施例について、本発明の熱交換器と異なる比較例と比較して説明する。
　なお、各表に示すＷ１、Ｗ２は高い突起部２２Ａの先端部幅と根元部幅であり、αは低い突起部２２Ｂの両側面の交差角である頂角である。γは高い突起部２２Ａと低い突起部２２Ｂの互いに対向する両側面の交差角である頂角であり、Ｗ２／Ｗ１は先端部幅Ｗ２と根元部幅Ｗ１との比率である。そして、各表の中に示す数字は、伝熱管２０が拡管された後の値である。
　表１に示すように、伝熱管２０の内面に形成された高い突起部２２Ａの根元部幅Ｗ１が０．２６ｍｍ、低い突起部２２Ｂの頂角αが１５度であり、頂角γが２、７及び１２である熱交換器１を作製した（実施例１、２及び実施例３）。また、比較例として、高い突起部２２Ａの根元部幅Ｗ１が０．２６ｍｍ、低い突起部２２Ｂの頂角αが１５度であり、頂角γが１及び１５である熱交換器を作製した（比較例１及び比較例２）。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
　表１から明らかなように、実施例１、２及び実施例３の熱交換器１は、いずれも比較例１、２の熱交換器と比べて熱交換率が１００％を超えて高く、管内伝熱性能が向上していた。
　次に、表２に示すように、低い突起部２２Ｂの頂角αが１０度であり、高い突起部２２Ａの先端部幅Ｗ２と根元部幅Ｗ１との比率Ｗ２/Ｗ１が１．１５及び１．９２である熱交換器１を作製した（実施例４及び実施例５）。また、比較例として、低い突起部２２Ｂの頂角αが１０度であり、高い突起部２２Ａの先端部幅Ｗ２と根元部幅Ｗ１との比率Ｗ２/Ｗ１が１．０及び２．０である熱交換器を作製した（比較例３及び比較例４）。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000002
　表２から明らかなように、実施例４及び実施例５の熱交換器１は、いずれも比較例３及び比較例４の熱交換器と比べて熱交換率が１００％を超えて高く、管内伝熱性能が向上していた。
　次に、表３に示すように、高い突起部２２Ａの先端部幅Ｗ２が０．２８ｍｍ、根元部幅Ｗ１が０．２６ｍｍであり、低い突起部２２Ｂの頂角αが５度、１０度及び１５度である熱交換器１を作製した（実施例６、７及び実施例８）。また、比較例として、高い突起部２２Ａの先端部幅Ｗ２が０．２８ｍｍ、根元部幅Ｗ１が０．２６ｍｍであり、低い突起部２２Ｂの頂角αが０度及び２０度である熱交換器を作製した（比較例５及び比較例６）。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000003
　表３から明らかなように、実施例６、７及び実施例８の熱交換器１は、いずれも比較例５及び比較例６の熱交換器と比べて熱交換率が１００％を超えて高く、管内伝熱性能が向上していた。
　次に、表４に示すように、高い突起部２２Ａの先端部幅Ｗ２が０．２８ｍｍ、根元部幅Ｗ１が０．２６ｍｍであり、低い突起部２２Ｂの頂角αが１５度であり、高い突起部２２Ａの条数が１２条、１６条及び１８条である熱交換器１を作製した（実施例９、１０及び実施例１１）。また、比較例として、高い突起部２２Ａの先端部幅Ｗ２が０．２８ｍｍ、根元部幅Ｗ１が０．２６ｍｍであり、低い突起部２２Ｂの頂角αが１５度であり、高い突起部２２Ａの条数が８条、２２条である熱交換器を作製した（比較例７及び比較例８）。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000004
　表４から明らかなように、実施例９、１０及び実施例１１の熱交換器１は、いずれも比較例７及び比較例８の熱交換器と比べて熱交換率が１００％を超えて高く、管内伝熱性能が向上していた。
　次に、表５に示すように、高い突起部２２Ａの先端部幅Ｗ２が０．２８ｍｍ、根元部幅Ｗ１が０．２６ｍｍであり、低い突起部２２Ｂの頂角αが１５度であり、低い突起部２２Ｂの高さｈが０．１ｍｍ、０．２ｍｍ及び０．３ｍｍである熱交換器１を作製した（実施例１２、１３及び実施例１４）。また、比較例として、高い突起部２２Ａの先端部幅Ｗ２が０．２８ｍｍ、根元部幅Ｗ１が０．２６ｍｍであり、低い突起部２２Ｂの頂角αが１５度であり、低い突起部２２Ｂの高さｈが０．０５ｍｍ及び０．４ｍｍである熱交換器を作製した（比較例９及び比較例１０）。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000005
　表５から明らかなように、実施例１２、１３及び実施例１４の熱交換器１は、いずれも比較例９及び比較例１０の熱交換器と比べて熱交換率が１００％を超えて高く、管内伝熱性能が向上していた。
　前述した実施の形態５では、本発明に係る熱交換器に関し、空気調和装置への適用について説明した。本発明は、これらの装置に限定することはなく、例えば、冷凍装置、ヒートポンプ装置等、冷媒回路を構成し、蒸発器、凝縮器となる熱交換器を有する他の冷凍サイクル装置にも適用することができる。
　１　熱交換器、１０　フィン、２０　伝熱管、２１　溝部、２２　突起部、２２Ａ　高い突起部、２２Ｂ　低い突起部、３０　拡管玉、３１　ロッド、１００　室外機、１０１　圧縮機、１０２　油分離器、１０３　四方弁、１０４　室外熱交換機、１０５　室外用送風ファン、１０６　アキュムレータ、１０７　絞り装置、１０８　冷媒間熱交換器、１０９　バイパス絞り装置、１１０　室外制御装置、２００　室内機、２０１　室内熱交換器、２０２　絞り装置、２０３　室内用送風ファン、２０４　室内制御装置、３００　ガス配管、４００　液配管、α　頂角、β　頂角、γ　頂角、Ｈ　高い突起部の高さ、ｈ　低い突起部の高さ、Ｗ１　高い突起部の根元部幅、Ｗ２　高い突起部の先端部幅。

Claims (14)

  1. 　空気の流れ方向と直交する方向に積層されたフィンと、各フィンを貫通し、拡管方式により径が拡管されたときに前記フィンに接合して固定された伝熱管とを有する熱交換器において、
    　前記伝熱管の内面には、該伝熱管の軸心方向に沿って延びる第１突起部が周方向に設けられ、さらに、前記第１突起部の間に前記軸心方向に沿って延びる前記第１突起部よりも高さの低い第２突起部が設けられ、
    　前記第１突起部は、前記伝熱管の拡管後、前記第２突起部の高さ以上高く、先端部の幅が根元部の幅よりも広くなり、
    　前記伝熱管の拡管後の前記第１突起部と前記第２突起部の対向する両側面は、その両側面の延長線が前記伝熱管の内側で交差するように傾斜して形成されていることを特徴とする熱交換器。
  2. 　前記伝熱管は、該伝熱管の拡管後、外面が前記第１突起部により多角形になっていることを特徴とする請求項１記載の熱交換器。
  3. 　前記第２突起部は、両側面が根元部から先端部に向かうに従い細くなる形状であり、
    　前記伝熱管の拡管後の前記第１突起部と前記第２突起部の対向する両側面の延長線が交差してできる交差角は、２度～１２度の角度範囲であることを特徴とする請求項１又は２記載の熱交換器。
  4. 　前記伝熱管の拡管後の前記第２突起部の両側面の交差角は、前記第１突起部と前記第２突起部の対向する両側面の交差角が前記角度範囲に入る角度であることを特徴とする請求項３記載の熱交換器。
  5. 　前記第１突起部の先端部の幅と根元部の幅の比率は、前記伝熱管の拡管後、前記第１突起部と前記第２突起部の対向する両側面の交差角が前記角度範囲に入る値になっていることを特徴とする請求項３乃至４の何れかに記載の熱交換器。
  6. 　前記第１突起部の条数は、前記伝熱管の拡管後、少なくとも前記第２突起部が潰されないように設定されていることを特徴とする請求項１乃至５の何れかに記載の熱交換器。
  7. 　前記第２突起部の高さは、前記伝熱管の拡管後、前記第１突起部と前記第２突起部の対向する両側面の交差角が前記角度範囲に入る高さになっていることを特徴とする請求項３乃至６の何れかに記載の熱交換器。
  8. 　前記第１突起部と前記第２突起部との高さの差は、前記伝熱管の拡管される前、０．０６ｍｍ以上であることを特徴とする請求項１乃至７の何れかに記載の熱交換器。
  9. 　前記第２突起部の両側面の交差角は、前記伝熱管の拡管後、５度～１５度の範囲となることを特徴とする請求項３乃至８の何れかに記載の熱交換器。
  10. 　前記第１突起部の先端部の幅は、前記伝熱管の拡管後、０．２８ｍｍ～０．４６ｍｍの範囲であることを特徴とする請求項１乃至９の何れかに記載の熱交換器。
  11. 　前記第１突起部の先端部の幅と根元部の幅の比率は、前記伝熱管の拡管後、１．１５～１．９２の範囲となることを特徴とする請求項１乃至１０の何れかに記載の熱交換器。
  12. 　前記第１突起部の条数は１２条～１８条の範囲で、前記第２突起部は２条～４条の範囲であることを特徴とする請求項１乃至１１の何れかに記載の熱交換器。
  13. 　前記第２突起部の高さは、前記伝熱管の拡管後、０．１ｍｍ～０．３ｍｍの範囲となることを特徴とする請求項１乃至１２の何れかに記載の熱交換器。
  14. 　冷媒としてＲ３２を用い、少なくとも、圧縮機、室外熱交換器及び室内熱交換器を備え、前記室外熱交換器及び前記室内熱交換器あるいは何れか一方の熱交換器に、請求項１乃至１３の何れかの熱交換器を用いたことを特徴とする冷凍サイクル装置。
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