JP2012122692A

JP2012122692A - 内面溝付伝熱管

Info

Publication number: JP2012122692A
Application number: JP2010274752A
Authority: JP
Inventors: Masaru Horiguchi; 賢堀口; Kenji Kodama; 健二児玉; Kazuhiko Honma; 和彦本間
Original assignee: Hitachi Cable Ltd
Current assignee: Hitachi Cable Ltd
Priority date: 2010-12-09
Filing date: 2010-12-09
Publication date: 2012-06-28
Also published as: CN102564194A

Abstract

【課題】ＣＯ_２冷媒を用いたヒートポンプ機器が低熱流束（ｑ）条件で使用され、ポリアルキレングリコール系冷凍機油が冷媒中に混入した場合においても優れた蒸発性能を有し、オイル戻りを改善することで圧縮機が故障するリスクを軽減することができる内面溝付伝熱管を提供する。
【解決手段】本発明に係る内面溝付伝熱管２０は、ポリアルキレングリコール系冷凍機油の含有量が０．１質量％以上である二酸化炭素を冷媒として用い、かつ、熱流束（ｑ）が１０ｋＷ／ｍ^２未満で用いられるヒートポンプ給湯機が備える蒸発器に用いられる内面溝付伝熱管２０であって、内周面に互いに平行に設けられる複数のらせん状の溝２２と、複数の溝２２の間に位置する複数のフィン２３とを有する主管２１を備え、主管２１の内径（ＩＤ）が、２．４ｍｍ以上６．８ｍｍ以下であり、フィン２３の高さ（ＨＦ）が、０．１ｍｍ以上０．２５ｍｍ以下であり、複数の溝２２の底の幅をＷ_３とした場合に、０．０４≦Ｗ_３／ＩＤ≦０．１を満たす。
【選択図】図２Ａ

Description

本発明は、内面溝付伝熱管に関する。特に、本発明は、二酸化炭素を冷媒として用いる内面溝付伝熱管に関する。

従来、空調機、カーエアコン、冷蔵庫、冷凍機、給湯器、及び自動販売機等が備える熱交換器にはフロン系の冷媒が使用されていた。しかし、フロン系の冷媒は地球温暖化への影響が懸念されており、毒性及び可燃性がなく安全で、安価で、更に環境への負荷が小さく、熱物性に優れた自然冷媒である二酸化炭素（ＣＯ_２）が注目されている。また、特許文献１では、二酸化炭素は表面張力が小さいため、フロン系冷媒よりも気泡が発生しやすく、核沸騰が促進されるため、冷媒として二酸化炭素を使用すると、フロン系冷媒を使用した場合に比べて伝熱性能が向上する、と記載されている。

一方、ＣＯ_２冷媒の冷房、及び暖房の単純サイクルにおける理論性能が低いという問題に対し、伝熱管の蒸発性能を向上させる方法として内面に溝を形成して伝熱面積を拡大する方法がある。しかしながら、伝熱管内を流通するＣＯ_２冷媒中には、圧縮機用の潤滑剤である冷凍機油が含まれており、単にフロン系冷媒で使用されている内面溝付管をＣＯ_２冷媒用として使用しても、十分な伝熱性能は得られない。

特許文献１は、このような問題点を鑑み、冷凍機油を含む二酸化炭素冷媒を使用する場合であっても圧力損失が増加せず、蒸発伝熱性能が優れた蒸発器用内面溝付伝熱管を提供している。

また、非特許文献１には、内面溝付管の蒸発性能に関して記載されており、単管としての評価は２５ｋＷ／ｍ^２以上で実施されているものの、実際にＣＯ_２冷媒を用いたヒートポンプ給湯機では、その熱流束（ｑ）は定格仕様で５ｋＷ／ｍ^２程度と非常に小さいことが記載されている。試験条件によっては核沸騰の影響を過大に評価してしまうので、ＣＯ_２冷媒ヒートポンプ給湯機のような低熱流束（ｑ）条件では最適なフィン形状とならない可能性があると考えられる。

特許第４３８６８１３号公報

李相武、佐伯主税他３名、「自然冷媒ＣＯ２の管内蒸発伝熱促進に関する実験的研究」銅及び銅合金技術研究会(平成１６年１１月１２日、１３日実施)、第４４回講演大会概要集（ｐ７９、８０）

上記のとおり特許文献１は、ＣＯ_２冷媒の特徴として核沸騰が促進されることを示している。一般に、核沸騰は熱流束（ｑ）が大きくなるほど効果が大きくなるものの、特許文献１には熱流束（ｑ）の影響に関しては記載がなく、数値限定の根拠で熱流束（ｑ）条件について考慮されていない。

また、非特許文献１に記載のＣＯ_２冷媒ヒートポンプ給湯機では、冷凍機油として、高温で安定性の高いポリアルキレングリコール（ＰＡＧ）が使用されている。しかし、ＰＡＧはＣＯ_２と相溶性が低く、オイル戻りが悪いので、伝熱管内に滞留する冷凍機油が多くなり、油膜の存在も核沸騰の抑制に大きく影響する。オイル戻りが悪いと、圧縮機の潤滑が悪くなり故障の原因となるので、この防止策として圧縮機の吐出側にオイルセパレータを設置することが考えられる。しかし、コストアップやスペースの問題などがあり、特に家庭用のＣＯ_２冷媒ヒートポンプ給湯機では現実的ではなく、実際にはオイルが圧縮機からなくならないように多めにＰＡＧを封入している。

したがって、本発明の目的は、ＣＯ_２冷媒を用いたヒートポンプ機器が低熱流束（ｑ）条件で使用され、ポリアルキレングリコール系冷凍機油が冷媒中に混入した場合においても優れた蒸発性能を有し、オイル戻りを改善することで圧縮機が故障するリスクを軽減することができる内面溝付伝熱管を提供することにある。

本発明は、上記目的を達成するため、ポリアルキレングリコール系冷凍機油の含有量が０．１質量％以上である二酸化炭素を冷媒として用い、かつ、熱流束（ｑ）が１０ｋＷ／ｍ^２未満で用いられるヒートポンプ給湯機が備える蒸発器に用いられる内面溝付伝熱管であって、内周面に互いに平行に設けられる複数のらせん状の溝と、前記複数の溝の間に位置する複数のフィンとを有する主管を備え、前記主管の内径（ＩＤ）が、２．４ｍｍ以上６．８ｍｍ以下であり、前記フィンの高さ（ＨＦ）が、０．１ｍｍ以上０．２５ｍｍ以下であり、前記複数の溝の底の幅をＷ_３とした場合に、０．０４≦Ｗ_３／ＩＤ≦０．１を満たす内面溝付伝熱管が提供される。

また、上記内面溝付伝熱管は、前記溝と前記フィンとのなす角度が、１５°以上２５°以下であってもよい。

また、上記内面溝付伝熱管において、前記複数のフィンが、３０個以上５０個以下であってもよい。

本発明に係る内面溝付伝熱管によれば、ＣＯ_２冷媒を用いたヒートポンプ機器が低熱流束（ｑ）条件で使用され、ポリアルキレングリコール系冷凍機油が冷媒中に混入した場合においても優れた蒸発性能を有し、オイル戻りを改善することで圧縮機が故障するリスクを軽減することができる内面溝付伝熱管を提供できる。

本発明の実施の形態に係る内面溝付伝熱管を用いて構成されるヒートポンプ給湯機の構成の概要図である。（ａ）及び（ｂ）は、本実施の形態に係る内面溝付伝熱管の管軸方向に垂直な断面図である。内面溝付伝熱管の一部を管軸に沿って切り開いた場合の概要図である。外径７ｍｍ、底肉厚０．４５ｍｍ（内径６．１ｍｍ）の燐脱酸銅からなる内面溝付管と同等の耐圧となる内径と肉厚の関係を示す図である。内面溝付伝熱管の加工方法を説明するための内面溝付き管加工装置の概略構成の断面図である。実際に使用されているＣＯ_２冷媒ヒートポンプ給湯機の蒸発器用分流器の外観図である。（ａ）は伝熱管の外径が７ｍｍの分流器の分流部の断面図であり、（ｂ）は伝熱管の外径が３ｍｍの分流器の想定断面図である。分留器に分留前後の銅管を挿入した場合の概要図である。２列３０段２パス熱交換器の模式図である。内径をパラメータにとり、パス数を１０とした場合の、外径７ｍｍ（内径６．１ｍｍ）×２パスに対する圧力損失比を計算した結果を示す図である。溝底幅と内径との比（Ｗ_３／ＩＤ）を０．０４で一定にしたときの、内径６．８ｍｍと内径２．４ｍｍの伝熱管について、フィン高さと内表面積平滑管比の計算結果を示す図である。圧縮機の回転数比と冷凍機油の冷媒への混入量を測定した結果を示す図である。内径とフィン高さが６．８ｍｍ、０．２５ｍｍの場合と２．４ｍｍ、０．１ｍｍの場合について、同じフィン形状で、Ｗ_３／ＩＤと内表面積平滑管比を計算した結果を示す図である。測定装置の概略図である。伝熱管測定部（テストセクション）の概要図である。試験結果をフィン数と熱伝達率平滑管比との関係として示す図である。Ｗ_３／ＩＤと熱伝達率平滑管比／単重平滑管比との関係を示す図である。

［実施の形態］
図１は、本発明の実施の形態に係る内面溝付伝熱管を用いて構成されるヒートポンプ給湯機の構成の概要を示す。

ヒートポンプ給湯機は、圧縮機１１と、圧縮機１１に配管を介して接続されるガスクーラ１２と、ガスクーラ１２に配管を介して接続される膨張弁１３と、膨張弁１３に配管を介して接続される蒸発器１４とを備える。蒸発器１４と圧縮機１１とについても、配管を介して互いに接続される。圧縮機１１、ガスクーラ１２、膨張弁１３、蒸発器１４、及び配管により冷凍サイクルが構成される。また、冷媒である二酸化炭素冷媒が冷凍サイクル内に封入される。そして、二酸化炭素冷媒は、放熱側（すなわち、圧縮機１１の吐出部からガスクーラ１２を介し、膨張弁１３の入口部まで）において超臨界状態になる。なお、図１では図示しない内面溝付伝熱管２０は、ガスクーラ１２及び／又は蒸発器１４に用いられる。

ヒートポンプ給湯機の動作の概略は以下のとおりである。

まず、圧縮機１１で圧縮された二酸化炭素冷媒（ＣＯ_２冷媒）は高温高圧状態となり、ガスクーラ１２へ導入される。このとき、圧縮機１１の潤滑油である冷凍機油もＣＯ_２冷媒と同時にガスクーラ１２へ導入される。ガスクーラ１２では、超臨界状態であるＣＯ_２冷媒は気液二相状態とはならず、ＣＯ_２冷媒の熱が水等に放熱される。次に、ＣＯ_２冷媒は膨張弁１３で減圧され、低圧の気液二相状態になり、この状態で蒸発器１４へ導入される。蒸発器１４でＣＯ_２冷媒は、空気から吸熱してガス状態になり、再び圧縮機１１に吸入される。

このようなサイクルを繰り返すことにより、ガスクーラ１２において放熱による加熱作用が起こり、蒸発器１４において吸熱による冷却作用が起こる。なお、ＣＯ_２冷媒で用いられるポリアルキレングリコール系冷凍機油は、高温になりやすいＣＯ_２冷媒と併用しても熱安定性に優れる等の特長があるものの、ＣＯ_２冷媒との相溶性が悪いことからＣＯ_２冷媒が蒸発する際に冷媒気相、冷媒液相、冷凍機油のように三相分離しやすい。三相分離しやすいことからポリアルキレングリコール系冷凍機油の油膜が形成され、この油膜が熱抵抗になるので、冷凍機油が少しでも混入すると蒸発性能は低下する。また、蒸発器１４は、例えば、内径が６．１ｍｍ、長さ８００ｍｍの内面溝付伝熱管が２列３０段で配置されて構成される。この場合、定格能力が６ｋＷのＣＯ_２冷媒ヒートポンプ給湯機の蒸発器での能力は４．６ｋＷ程度であるので、熱流束（ｑ）は５ｋＷ／ｍ^２程度になる。定格能力が４．５ｋＷの機種の場合は、蒸発器の能力は更に小さいので、熱流束（ｑ）もより小さくなる。

図２Ａの（ａ）及び（ｂ）は、本実施の形態に係る内面溝付伝熱管の管軸方向に垂直な断面の概要を示す。具体的に、図２Ａの（ａ）は、内面溝付伝熱管の断面の概要を示し、図２Ａの（ｂ）は、図２Ａの（ａ）の一点鎖線で囲んだ領域を拡大した部分断面を示す。また、図２Ｂは、内面溝付伝熱管の一部を管軸に沿って切り開いた場合の概要を示す。

図２Ａの（ａ）及び図２Ｂに示すように、本実施の形態に係る内面溝付伝熱管２０は、内周面に互いに平行に一定の間隔で設けられる複数のらせん状の溝２２と、複数の溝２２の間に位置する断面が山形状の複数のフィン２３とを有する主管２１を備える。一のフィン２３と一のフィン２３に隣接する他のフィン２３との間に溝２２が形成される。本実施の形態においては、主管２１の内径（ＩＤ）が、２．４ｍｍ以上６．８ｍｍ以下であり、フィンの高さ（ＨＦ）、すなわち、溝２２の深さが０．１ｍｍ以上０．２５ｍｍ以下であり、複数の溝の底の幅をＷ_３とした場合に、０．０４≦Ｗ_３／ＩＤ≦０．１を満たす。なお、主管２１は、例えば、銅又は銅合金等の金属材料を用いて形成される。

また、内面溝付管２０の外径を「ＯＤ」、主管２１の肉厚を「ＴＷ」とした場合に、内径「ＩＤ」は、「ＩＤ＝ＯＤ−２×ＴＷ」で表すことができる。なお、フィン２３の根元、すなわち、フィン２３と主管２１の内周面との接点部分におけるフィン２３の根元幅を「Ｗ_１」とする。更に、図２Ｂを参照する。直状の内面溝付伝熱管２０の長手方向に対する溝２２及びフィン２３のなす角度（以下、「ねじれ角」という）を本実施の形態においては「β」とする。

本実施の形態に係る内面溝付伝熱管２０は、例えば、ヒートポンプ給湯機が備える蒸発器に用いることができる。また、このヒートポンプ給湯機は、ポリアルキレングリコール系冷凍機油の含有量が０．１質量％以上である二酸化炭素を冷媒として用い、かつ、熱流束（ｑ）が１０ｋＷ／ｍ^２未満で用いることもできる。

（内面溝付伝熱管２０のＩＤの上限について）
本実施の形態において主管２１の内径（ＩＤ）は２．４ｍｍ以上６．８ｍｍ以下に制御される。この理由は以下のとおりである。

図３は、外径７ｍｍ、底肉厚０．４５ｍｍ（内径６．１ｍｍ）の燐脱酸銅からなる内面溝付管と同等の耐圧となる内径と肉厚の関係を示す。

図３を参照する。内径が大きくなれば耐圧上、肉厚を大きくしなければならず、重量が増加する要因になる。また、内径が６．８ｍｍを超えると底肉厚は０．５ｍｍを超える。底肉厚が大きくなると、内面溝の加工性が悪くなり、フィン形状の自由度がなくなり、コストアップにつながるだけでなく、伝熱管の外表面品質も低下する。したがって、内径（ＩＤ）の上限は６．８ｍｍが好ましい。

図４は、内面溝付伝熱管の加工方法を説明するための内面溝付き管加工装置の概略構成の断面を示す。

内面溝付き管加工装置においては、溝付きプラグ４とフローティングプラグ２とが回転自由な状態で連結棒３を介して接続され、銅管１の管内に挿入されている。銅管１を引き抜くことでフローティングプラグ２が引き抜きダイス１０の位置で引き留められ、それにより、溝付きプラグ４の引き抜き方向の位置が固定される。この固定部分の銅管１の外周面を押圧手段としてのボール６若しくはロールが公転することで、管内に溝付きプラグ４の溝５の形状に応じたフィン（溝８）を形成し、この溝８を有する内面溝付管９を更に引き抜きダイス７により、内面溝付き管９を縮径し、内面溝付伝熱管２０を作製する。

図４で、ボール６で銅管１をプラグ４の溝に押しつけても底肉厚が厚いため半径方向に力が伝わりにくく、軸方向に伸びてしまう。そのため、内面溝付管９の底肉厚は所望の値より小さくなってしまうため、銅管１の肉厚を余計に大きくしなければならない。このとき、ボール６による縮径量は増加するため、伝熱管の外表面品質が低下する。

（内面溝付伝熱管２０のＩＤの下限について）
内径が小さくなると、そのままのパス数では圧力損失が大きくなり、ＣＯＰが低下してしまうため、熱交換器のパスを増加させることを要する。しかしながら、パス数が多すぎると分流器コストがアップする。なお、パス数とは冷媒が流れる経路数のことで、複数本の伝熱管が全て連続して接続されている場合は１パス、連続して接続されている経路が２つある場合は２パスという。例えば、一般的なＣＯ_２冷媒ヒートポンプ給湯機用伝熱管の外径７ｍｍと比較し、細径化しても伝熱面積が同等で圧力損失が同等となる場合を考える。

図５Ａは、実際に使用されているＣＯ_２冷媒ヒートポンプ給湯機の蒸発器用分流器の外観図であり、図５Ｂの（ａ）は、伝熱管の外径が７ｍｍの分流器の分流部の断面を示し、図５Ｂの（ｂ）は、伝熱管の外径が３ｍｍの分流器の想定断面を示す。また、図５Ｃは、分留器に分留前後の銅管を挿入した場合の概要を示す。

図５Ａでは、内側の円内が伝熱管が挿入され、分流前の冷媒は下から分流器に流入し、分流部で複数のパスに分かれて上から出て行く。図５Ｂの（ｂ）に示す外径３ｍｍの分流部断面図は、ロウ付け信頼性を考慮して分流部の寸法間隔等を略同程度に保って描かれており、実装密度を考えると外径３ｍｍ付近では、現行の分流器と同じサイズでは１０パス程度が限界である。これ以上のパスになると分流器を大きくするか、分流器を増やすことになり、いずれもコストとスペースの増大とにつながる。そこで、現実的なパス数（１０パス以下）で細径管熱交換器を構成したときの圧力損失を、以下、平滑管について計算して評価する。

水平に設置された伝熱管内の圧力損失ΔＰは加速損失ΔＰａと摩擦損失ΔＰＦの和として表される。

加速損失ΔＰａは、次の式（２）で表される。

ここで、Ｇは１パスあたりの冷媒流束（ｋｇ／（ｍ^２ｓ））、ρＬは冷媒の液密度（ｋｇ／ｍ^３）、ρｖは冷媒の蒸気密度（ｋｇ／ｍ^３）、ｘｅは出口乾き度である。

摩擦損失ΔＰＦを求めるために、まず二相流摩擦損失勾配（ΔＰ／Δｚ）Ｆを求める。（ΔＰ／Δｚ）Ｆは、液相成分あるいは気相成分だけが単相流として流れたときの摩擦損失勾配（ΔＰ／Δｚ）Ｌ、（ΔＰ／Δｚ）Ｖに対する比として求められる（式（３））。なお、単相流の摩擦損失勾配は式（４）より求められる。

ここで、式（４）のＩＤは管内径（ｍｍ）、ｖは単相（液ｏｒ蒸気）の流速、ｆは管摩擦係数で、例えばＢｌａｓｉｕｓの式（５）を用いる。

式（３）のΦ_Ｌ ^２、Φ_Ｖは二相流倍増係数であり、次のＣｈｉｓｈｏｌｍ−Ｌａｉｒｄの式（６）及び式（７）で表される。

ここで、ＸはＬｏｃｋｈａｒｔ−Ｍａｒｔｉｎｅｌｌｉのパラメータで、次のＣｏｌｂｕｒｎの式（８）で表される。

ここで、ｘは二相冷媒の乾き度で入口/出口の平均乾き度を用いた。また、μＬは液冷媒の粘度（Ｐａｓ）であり、μＶは蒸気冷媒の粘度（Ｐａｓ）である。

総伝熱面積が等しく、かつ、パス数を２パスから１０パスに変えた場合、１パスあたりの伝熱管長さは、次の式（９）で求まる。

ここで、ＩＤは内径（ｍｍ）であり、Ｌは１パスあたりの伝熱管長さ（ｍｍ）であり、Ｎはパス数である。

比較対象とした内径６．１ｍｍの伝熱管で構成される熱交換器は、１本の伝熱管長さが８００ｍｍ、２列３０段２パスとし、外径３ｍｍ付近の伝熱管の１パスあたりの長さを式（９）より算出する。

図６は、２列３０段２パス熱交換器の模式的な図を示す。

フィン材が垂直に多数設けられており、伝熱管はこれらを貫く形となっている。更に、伝熱管は、Ｕ字型に繰り返し変形され、同一平面上にフィン材に納められており、この平面の数を列と呼ぶ。図６では、手前と奥の２列の構成となっている。段数は、伝熱管の縦方向に並んだ数を示すものであり、上記Ｕ字部分の個数＋１個等となる。図６においては、３０段となっている。２パスは図６の模式図では、表側の列と裏側の列とに分流され、冷媒の流れる経路が２つになっている。なお、この例は、伝熱管の長さを計算する一例として挙げたものであり、パスの構成や、列数、段数を適宜、変更することができる。また、式（３）のｚに代入して摩擦損失ΔＰＦを算出できる。

図７は、内径をパラメータにとり、パス数を１０とした場合の、外径７ｍｍ（内径６．１ｍｍ）×２パスに対する圧力損失比を計算した結果を示す。

内径２．４ｍｍより小さくなると内径６．１ｍｍにおける圧力損失より大きくなるので、内径は２．４ｍｍ以上にすることが好ましい。

（フィン高さ［ＨＦ］の上限について）
溝深さ、すなわち、フィン高さＨＦが０．２５ｍｍを超えるようなフィンを形成すると、フィンの根元幅Ｗ_１が広くなり、結果として溝底幅Ｗ_３が狭くなるので、冷凍機油の滞留が生じ、熱伝達率が低下する。したがって、ＨＦは０．２５ｍｍ以下が好ましい。

（フィン高さ［ＨＦ］の下限について）
図８は、溝底幅と内径との比（Ｗ_３／ＩＤ）を０．０４で一定にしたときの、内径６．８ｍｍと内径２．４ｍｍの伝熱管について、フィン高さと内表面積平滑管比の計算結果を示す。

フィン高さが０．２５ｍｍ以下では、フィン高さが小さくなるに従い、重量が軽くなるというコストメリットはあるが、表面積も減少するため、熱伝達率は徐々に低下する。図８を参照すると、横断面積で平滑管比１．５倍以上の内表面積を確保する場合、ＨＦは０．１ｍｍ以上であることを要する。

一般に、冷凍機油の影響を受けない冷媒を使用した熱交換器では、内表面積の増加と伝熱性能は比例する。ここで、冷凍機油の影響を受けない冷媒とは、冷媒と冷凍機油との相溶性が高いということであり、エアコン等で使用されている代替フロンＲ４１０Ａとエーテル系などの合成油の組合せで使用されている。

また、伝熱管とフィン材による熱交換器では一般に、熱抵抗の割合は伝熱管内側：伝熱管外側＝３：７と言われている。伝熱管の性能が平滑管に対して１．５倍、向上すれば、伝熱管内の熱抵抗は３から２に小さくなり、熱交換器全体の熱抵抗は１０％低減できる。平滑管に対する内面溝付管の重量増加は、フィン形状にもよるがおよそ１０％であり、平滑管から内面溝付管に変更して重量増加しても、熱抵抗が１０％以上低減できれば、熱交換長さを１０％短くして重量を同等に抑え、大きさとしては短くなった分、コンパクトにできる。

（Ｗ_３／ＩＤの下限について）
通常、冷凍機油のＣＯ_２冷媒への混入は、オイルセパレータを設けない限り完全に防ぐことはできず、その量は、少なくともルームエアコンで一般に言われている０．１質量％以上になる。また、タンク内の残湯量が少ないときなどは、圧縮機回転数を増大させて冷媒循環量を大きくするため、冷媒と一緒に流れ出る油の量は増加する。

図９は、圧縮機の回転数比と冷凍機油の冷媒への混入量を測定した結果の一例を示す。

図９の横軸の圧縮機回転数比とは、定常運転時を１とした割合で、実際の運転では、夜間電力の時間帯にお湯を沸かしきることを要するので、残湯量が少なくなれば定常時より回転数を上げて運転する。変動幅として＋３０％と考えると、０．５％質量％以上となる。

冷凍機油のＣＯ_２冷媒への混入量が０．１質量％以上のとき、溝底幅と内径の比Ｗ_３／ＩＤが０．０４未満では冷凍機油が滞留し、フィンによる表面積拡大効果が活かせず熱伝達率が低下する。また、Ｗ_３／ＩＤが小さい内面溝付管は、フィン数が多いか、フィン高さが高くなるため、伝熱管重量も大きくなる。

（Ｗ_３／ＩＤの上限について）
一方、Ｗ_３／ＩＤが大きくなれば伝熱管重量は軽くなり、熱伝達率に影響の大きい油膜に対する有効伝熱面積は増大するが、内表面積は減少してしまう。

図１０は、内径とフィン高さが６．８ｍｍ、０．２５ｍｍの場合と２．４ｍｍ、０．１ｍｍの場合について、同じフィン形状で、Ｗ_３／ＩＤと内表面積平滑管比を計算した結果を示す。

図１０を参照すると、横断面積で平滑管比１．５倍以上の内表面積を確保するためには、０．１ｍｍ以下とすることが好ましい。

（実施の形態の効果）
本実施の形態に係る内面溝付伝熱２０は、ＣＯ_２冷媒ヒートポンプ給湯機のように低熱流束（ｑ）のポリアルキレングリコール系冷凍機油の含有量が０．１質量％以上である二酸化炭素を冷媒とした場合に、溝深さを十分に確保し、冷凍機油の滞留を抑止できるように溝底幅を最適化している。したがって、高性能な内面溝付伝熱管２０を提供できる。

また、フィン高さが同じ内面溝付伝熱管における溝底幅の最適化はフィン数とフィンの太さとにより決まるので、伝熱管の重量が大きくなってしまうことを防止できる。

また、内径を２．４ｍｍ以上にすることで圧力損失の増加を抑制し、６．８ｍｍ以下にすることで、高圧なＣＯ_２冷媒に対応した厚肉で、重量が増えることを防止できる。

以下、実施例について説明する。まず、伝熱管の熱伝達率について説明する。

図１１は、測定装置の概略を示す。

ＧａｓＣｏｏｌｅｒ１及びＧａｓＣｏｏｌｅｒ２で膨張弁前の圧力及び温度を調節し、テストセクションとバイパス回路に冷媒を分配させて、冷媒流量を制御した。冷媒流量は、膨張弁と乾き度調整熱交換器ＨｅａｔＥｘ．の間に設置した、精度が±０．１％のコリオリ式質量流量計で測定した。また、膨張弁前に、サンプリングシリンダを通る回路とバイパス回路を並列に設置し、定常状態で流れている冷媒をサンプリングして冷凍機油含有量（オイル濃度）を測定した。テストセクション部出口の飽和温度はＥｖａｐｏｌａｔｏｒ１で調整し、テストセクション出口で、冷媒が気液二相流の場合はＥｖａｐｏｌａｔｏｒ２で過熱度をとるように調整した。

図１２は、伝熱管測定部（テストセクション）の概要を示す。

テストセクションは、水平設置した二重管となっており、熱交換長さ１ｍの供試管を用いている。二重管外管の内径は１３ｍｍであり、環状部に一定流速の冷温水を対向に流して熱交換する。熱交換量は、二重管環状部を流れる水の入口温度Ｔｗｉ、出口温度及びＴｗｏ、体積流量Ｖから求めた。体積流量は、非円形歯車１対で構成され、精度が±０．２％の容積流量計で計測した。また、流量計入口の水の温度を測定することで、流量計を通過する水の密度ρｗを求め、質量流量を算出した。また、水の温度はΦ６．４の測温抵抗体を用いて計測した。なお、熱交換量を求める式は式（１０）のようになる。

ここで、ｈは水の温度、圧力から求まるエンタルピー（ｋＪ／ｋｇ）である。

一方、冷媒の温度は、φ２の測温抵抗体を用いて計測し、圧力は精度がフルスケールの±０．０８％（ＢＳＬ表記）の圧力トランスデューサーを用いて計測した。伝熱管の管内熱伝達率は、熱通過率と管外水側熱伝達率により計算した。以下に計算式を示す。熱通過率は式（１１）を用いて算出し、管外熱伝達率は式（１２）を用いて算出し、管内熱伝達率は式（１３）を用いて算出する。

ここで、ΔＴＬは測定区間の対数平均温度差（Ｋ）であり、Ｌは測定長（ｍ）である。

ここで、λｗは測定区間の水の熱伝導率（Ｗ／（ｍＫ））であり、Ｄｅは水流路の相当直径であり、Ｄｉは二重管外管（水管）の内径（ｍ）であり、Ｒｅは測定区間の水のレイノルズ数であり、Ｐｒはプラントル数である。

なお、ＣＯ_２及び水の熱物性値はＰＲＯＰＡＴＨにより算出した。

まず、熱流束（ｑ）の影響を検討した結果を示す。表１は実施例Ａ、比較例Ａ〜Ｅの測定結果である。

実施例Ａと比較例Ａ、比較例Ｂとは同じ伝熱管であるが、測定条件として比較例Ａは熱流束（ｑ）が２０ｋＷ／ｍ^２で、比較例Ｂは１０ｋＷ／ｍ^２で、実施例Ａは５ｋＷ／ｍ^２で熱伝達率を測定した結果である（表１中でＷ_３は溝底幅である）。同様に比較例Ｃ〜Ｅも同一の伝熱管を、熱流束（ｑ）を変えて測定した結果である。その他の試験条件は、冷媒飽和温度８℃、冷媒質量流束４００ｋｇ／（ｍ^２ｓ）、乾き度０．３５、オイル濃度０．１％である。

なお、乾き度とは、液と蒸気とが混合した二相流で流れる冷媒の、蒸気成分の質量比である。蒸発器においては、蒸気の少ない乾き度０．２程度の冷媒が流入し、外部の空気から熱を吸収して徐々に蒸発し、完全に蒸気だけの乾き度１以上の冷媒となって蒸発器から出て、圧縮機に吸入される。

熱流束（ｑ）が１０ｋＷ／ｍ^２以上では、フィン数が多く、溝底幅が狭い比較例Ｄ、比較例Ｅの方が比較例Ａ、比較例Ｂより熱伝達率が高いが、熱流束（ｑ）が５ｋＷ／ｍ^２では、表面積は小さいが溝底幅が広い実施例Ａの方が比較例Ｃより熱伝達率が高くなっている。熱流束（ｑ）が２０ｋＷ／ｍ^２のとき、比較例Ｂより内表面積増が２３％大きい比較例Ｅの内面溝付管の熱伝達率が３１％大きくなっているのは、フィンが気泡発生の起点になり核沸騰が促進された結果と考えることができる。一方、熱流束（ｑ）が５ｋＷ／ｍ^２のとき、比較例Ｃより実施例Ａの熱伝達率が大きくなったのは、熱流束（ｑ）が小さくなったことで、核沸騰による熱伝達率向上効果が少なくなった上に、比較例Ｃでは形成された油膜の影響が大きく、有効表面積が却って小さくなったためと考えることができる。これにより、ＣＯ_２冷媒における熱伝達率は、オイル濃度が０．１質量％でもオイルの影響があり、また熱流束（ｑ）の影響も大きく、熱流束（ｑ）条件が変われば熱伝達率の高い内面溝付管の溝形状は全く異なることが分かる。

次に、熱流束（ｑ）が５ｋＷ／ｍ^２で表２に示す内面溝付管の性能を測定した（表２中でＷ_３は溝底幅である）。

ここで、比較例１は平滑管である。また、比較例２、実施例１〜３の内面溝付管はフィンの太さなどフィン形状は同じにしてある。試験条件は、冷媒飽和温度８℃、冷媒質量流束３６０ｋｇ／（ｍ^２ｓ）、乾き度０．３５、０．７５、オイル濃度３％である。

図１３は、試験結果をフィン数と熱伝達率平滑管比との関係として示す。

熱伝達率は、乾き度０．３５と０．７５の結果を平均している。表１のオイル濃度０．１％の結果と同様、フィン数が少なくなるにつれて表面積が減少しているにも関わらず、熱伝達率は増加した。

図１４は、Ｗ_３／ＩＤと熱伝達率平滑管比／単重平滑管比との関係を示しており、熱伝達率平滑管比を単位長さ当たりの重量（単重）の平滑管比で除した値を縦軸にしている。

これは、内面溝付管による熱伝達率向上効果が、コストと直結する重量比と比較して検討された指標であり、Ｗ_３／ＩＤの増加に伴い「熱伝達率平滑管比／単重平滑管比」が大きくなっているが、特に、Ｗ_３／ＩＤが０．０３５以上の場合に、効果が大きいことが分かる。

次に、フィン高さの影響について表３に示す内面溝付管を製作し、検討した結果を示す（表３中でＷ_３は溝底幅である）。試験条件は、熱流束（ｑ）が５ｋＷ／ｍ^２、冷媒飽和温度が８℃、冷媒質量流束が２００ｋｇ／（ｍ^２ｓ）、乾き度が０．３５、０．７５、オイル濃度が２％である。熱伝達率は、乾き度０．３５と０．７５との結果を平均している。

Ｗ_３／ＩＤは、いずれも０．０４以上であり、実施例４、実施例５を比較するとフィン高さが高い方が熱伝達率、熱伝達率と単重の比、いずれも高くなっている。しかし、比較例３は、実施例５と比較すると、フィン高さが高くなっているにもかかわらず熱伝達率は低下し、熱伝達率と単重の比は、実施例４と比較しても小さくなっている。したがって、フィン高さは０．２５以下が望ましい。

以上、実施例に示すように、二酸化炭素冷媒ヒートポンプ給湯機の蒸発器において、高性能かつ重量増加の少ない内面溝付伝熱管を提供し、この内面溝付伝熱管を用いて構成される熱交換器の熱交換効率を向上させることができる。

以上、本発明の実施の形態及び実施例を説明したが、上記に記載した実施の形態及び実施例は特許請求の範囲に係る発明を限定するものではない。また、実施の形態及び実施例の中で説明した特徴の組合せの全てが発明の課題を解決するための手段に必須であるとは限らない点に留意すべきである。

１銅管
２フローティングプラグ
３連結棒
４溝付プラグ
５溝
６ボール
７引抜ダイス
８フィン
９内面溝付管
１０引抜ダイス
１１圧縮機
１２ガスクーラ
１３膨張弁
１４蒸発器
２０内面溝付伝熱管
２１主管
２２溝
２３フィン

Claims

ポリアルキレングリコール系冷凍機油の含有量が０．１質量％以上である二酸化炭素を冷媒として用い、かつ、熱流束（ｑ）が１０ｋＷ／ｍ^２未満で用いられるヒートポンプ給湯機が備える蒸発器に用いられる内面溝付伝熱管であって、
内周面に互いに平行に設けられる複数のらせん状の溝と、前記複数の溝の間に位置する複数のフィンとを有する主管を備え、
前記主管の内径（ＩＤ）が、２．４ｍｍ以上６．８ｍｍ以下であり、
前記フィンの高さ（ＨＦ）が、０．１ｍｍ以上０．２５ｍｍ以下であり、
前記複数の溝の底の幅をＷ_３とした場合に、０．０４≦Ｗ_３／ＩＤ≦０．１を満たす内面溝付伝熱管。
前記溝と前記フィンとのなす角度が、１５°以上２５°以下である請求項１に記載の内面溝付伝熱管。
前記複数のフィンが、３０個以上５０個以下である請求項２に記載の内面溝付伝熱管。