JP4420117B2 - 熱交換器用伝熱管及びこれを用いた熱交換器 - Google Patents

Description

本発明は、熱交換器用伝熱管及びこれを用いた熱交換器に係り、特に、自然冷媒ヒートポンプ式給湯機の水−冷媒熱交換器用伝熱管及びこれを用いた熱交換器に関するものである。

従来からよく知られている自然冷媒ヒートポンプ式給湯機（以下、単に「ヒートポンプ給湯機」と称する場合もある）の熱交換器として、水が流通する外管と、冷媒が流通する内管との二重管からなる二重管式熱交換器がある。

このような二重管式熱交換器の場合、冷媒が流通する内管に腐食による孔が開くと、水と冷媒が混ざり合ってしまうことから、水または冷媒の漏洩を検知して装置を停止するための漏洩検知部（漏洩検知溝を有する漏洩検知管）を設けることがしばしば行われている（漏洩検知管を設けることによって、実質的に三重管構造になる）。

一方、自然冷媒ヒートポンプ式給湯機は、夜間に時間をかけてお湯を沸かすものであり、水の流速が小さく、層流となるため、熱交換器としての性能を向上させるには、ボトルネックになる水管の伝熱性能の向上が不可欠となる。

伝熱性能の向上を目的とした熱交換器としては、コルゲート溝深さをＨｃ、コルゲート外径をＯＤとすると０．０４≦Ｈｃ／ＯＤであり、コルゲート溝と管軸Ｔａとのなす角をねじれ角βｃとするとβｃ≧４０゜であるコルゲート管と、その外側に配置される外管とから構成される熱交換器がある（特許文献１を参照）。

特許文献１記載の熱交換器によれば、自然冷媒ヒートポンプ式給湯機のような水の流速が小さい使用形態においても熱交換器の伝熱性能を向上させ得る熱交換器用伝熱管及びこれを用いた熱交換器を得ることができる旨が記載されている。

また、管内面に管軸方向又は螺旋状の連続溝が形成され、かつ管軸を含む平面で切断した断面形状が波形である伝熱管がある（特許文献２を参照）。

特許文献２記載の伝熱管によれば、安定的かつ低コストに曲げ加工性の優れた内面溝付管が連続して製造できる旨が記載されている。

特開２００７−２１８４８６号公報 特開昭６１−１２５５９２号公報

特許文献１記載の伝熱管は、平滑管と同等重量で性能を平滑管比２倍以上に上げることができる。また、圧力損失を考慮したコルゲート形状を得ることができ、コルゲート管の外面形状として最適化されているが、できる限り重量をアップさせずに、これ以上の性能アップを達成するためには、コルゲート管の管内面形状の改良が必要である。

特許文献２記載の伝熱管は、管内面に螺旋状の連続溝を設けたコルゲート管であり、特許文献１記載のコルゲート形状で製作すれば、特許文献１のコルゲート管以上の性能を達成させられる可能性がある。

しかし、本発明者等が検討した結果、コルゲート管に内面溝を単に形成しても、内面溝形状によっては逆にコルゲート管の性能よりも低下する場合があることがわかった。また性能アップ以上に重量アップする問題もあることがわかった。

本発明の目的は、水−冷媒熱交換器の伝熱性能を向上させ得る熱交換器用伝熱管及びこれを用いた熱交換器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、熱交換器を構成する水管として使用されるコルゲート形状の伝熱管であって、前記コルゲート管内面には螺旋状の内面溝が形成されており、前記コルゲート形状のコルゲート溝深さをＨｃ、コルゲート外径をＯＤとすると、０．０４≦Ｈｃ／ＯＤ≦０．１を満たし、さらに、前記内面溝のフィン高さをＨｆ、管の最大内径をＩＤとすると、
０．０２２｛３０．７×（Ｈｃ／ＯＤ）＋１．１３｝^(-0.5)≦Ｈｆ／ＩＤ ≦０．０３７
を満たすことを特徴とする熱交換器用伝熱管を提供する。

また本発明は、上記の熱交換器用伝熱管を備えた熱交換器を提供する。

本発明によれば、水−冷媒熱交換器の伝熱性能を向上させ得る熱交換器用伝熱管及びこれを用いた熱交換器を得ることができる。

以下、本発明の好適な一実施の形態を添付図面に基づいて詳述する。

〔本発明の第１の実施の形態〕
（伝熱管の構成）
図１は、本発明の第１の実施の形態に係る熱交換器用伝熱管の構造を示す説明図であり、図１（ａ）は全体図を示し、図１（ｂ）は図１（ａ）の部分拡大断面図、図１（ｃ）は図１（ａ）の楕円Ａの領域における拡大断面図を示す。

本実施の形態に係る伝熱管は、平滑管内面に螺旋状の連続溝を加工して内面溝２を形成した後、１条でコルゲート加工した内面溝付コルゲート管１０であり、熱交換器（例えば、ヒートポンプ給湯機用の水−冷媒熱交換器）を構成する水管として使用されるものである。

すなわち、内面溝付コルゲート管１０内を流れる水と、内面溝付コルゲート管１０の外を流れる冷媒との間で熱交換が行われる。コルゲート管とは、一般にその内外面に波形のスパイラル構造を持った管をいう。

本実施の形態に係る内面溝付コルゲート管１０は、コルゲート形状のコルゲート溝１の深さをＨｃ、コルゲート外径をＯＤとすると、外径に対する凹凸の比を表すＨｃ／ＯＤが０．０４≦Ｈｃ／ＯＤを満たし、前記内面溝２のフィン高さをＨｆ、端末平滑部肉厚Ｔｗとし、管の最大内径をＩＤ（＝ＯＤ−２Ｔｗ）とすると、
０．０２２｛３０．７×（Ｈｃ／ＯＤ）＋１．１３｝ｃ≦Ｈｆ／ＩＤ≦０．０３７
を満たすことを特徴とする。（尚、詳細な検討や考察、それらに応じた数式の導出については、〔本発明の数式の上限について〕、〔本発明の数式の下限について〕を参照のこと。）

Ｈｃ／ＯＤ、Ｈｆ／ＩＤを上記範囲にすることで、良好な伝熱性能が得られる。望ましくは、０．０４≦Ｈｃ／ＯＤ≦０．１であり、より望ましくは０．０４≦Ｈｃ／ＯＤ≦０．０７を満たすのが好ましい。また、Ｈｃ／ＯＤを上記範囲にすることで、低圧力損失とすることができる。

また、内面溝付コルゲート管１０のコルゲート溝１と管軸Ｔａとのなす角をねじれ角βｃとすると、ねじれ角βｃがとり得る値の範囲は０°＜βｃ＜９０°となるが、ねじれ角βｃは、４０゜以上の高ねじれ形状とすることが望ましい。より望ましくは４０°≦βｃ≦８２°である。

これにより、凹凸を乗り越えた流体の乱流化を促進することができる。

内面溝付コルゲート管１０の端末平滑部肉厚ＴｗやコルゲートピッチＰｃは、特に限定されるものではないが、例えば、０．４ｍｍ≦Ｔｗ≦１．７ｍｍ、３ｍｍ≦Ｐｃ≦１５ｍｍのものを使用できる。

また、材質としては、特に限定されるものではないが、熱伝導率や機械的強度を勘案して銅や銅合金、またはアルミニウムやアルミニウム合金などが好ましく用いられる。

〔本発明の第２の実施の形態〕
（伝熱管の構成）
図２は、本発明の第２の実施の形態に係る熱交換器用伝熱管の構造を示す説明図である。

本実施の形態に係る内面溝付コルゲート管２０は、第１の実施の形態に係る内面溝付コルゲート管１０が１条で加工されたコルゲート管であるのに対し、３条で加工されたコルゲート管であり、熱交換器を構成する水管として使用されるものである。条数が多くなると、加工速度が上がるため、コスト的なメリットが大きい。

この図２の伝熱管においても、図１と同様に、コルゲート形状のコルゲート溝深さをＨｃ、コルゲート外径をＯＤとすると、外径に対する凹凸の比を表すＨｃ／ＯＤが０．０４≦Ｈｃ／ＯＤを満たし、前記内面溝のフィン高さをＨｆ、端末平滑部肉厚Ｔｗとし、管の最大内径をＩＤ（＝ＯＤ−２Ｔｗ）とすると、
０．０２２｛３０．７×（Ｈｃ／ＯＤ）＋１．１３｝^(-0.5)≦Ｈｆ／ＩＤ≦０．０３７
を満たすようにする。（尚、詳細な検討や考察、それらに応じた数式の導出については、〔本発明の数式の上限について〕、〔本発明の数式の下限について〕を参照のこと。）

ねじれ角βｃは、３条加工の場合、１条加工よりねじれ角βｃが小さくなる傾向にあるが、隣り合うコルゲート溝１の間隔、すなわちコルゲートピッチＰｃを小さくすることで、内面溝付管では製造困難な４０°以上の高いねじれ角を実現できる。内面溝付管の内面溝のねじれ角は大きくすることが難しかった。

次に、上記コルゲート管を備えた熱交換器について説明する。

〔本発明の第３の実施の形態〕
（熱交換器の構成）
図３は、本発明の第３の実施の形態に係る熱交換器の構造を示す説明図である。

本実施の形態に係る熱交換器（二重管式熱交換器）１００は、上述した本発明の実施の形態に係る伝熱管（例えば、内面溝付コルゲート管１０）を内管として、その外側に外管１１を備え、内面溝付コルゲート管１０と外管１１の間の環状路に冷媒が流れるように形成されている。

〔本発明の第４の実施の形態〕
（熱交換器の構成）
図４は、本発明の第４の実施の形態に係る熱交換器の構造を示す説明図である。

本実施の形態に係る熱交換器（三重管式熱交換器）２００は、上述した本発明の実施の形態に係る伝熱管（例えば、内面溝付コルゲート管１０）を内管として、その外周に漏洩検知部（漏洩検知溝１３）が形成されるように平滑管からなる漏洩検知管１２が接して配置され、更に漏洩検知管１２の外側に外管１１が配置され、漏洩検知管１２と外管１１の間の環状路に冷媒が流れるように形成されている。

〔本発明の第５，６の実施の形態〕
（熱交換器の構成）
図５は、本発明の第５の実施の形態に係る熱交換器の構造を示す説明図である。また、図６は、本発明の第６の実施の形態に係る熱交換器の構造を示す説明図である。

図５，６に示した熱交換器３００，４００は、図３，４の熱交換器における外管をコルゲート形状に形成し、コルゲート外管２１としたものであり、これにより可撓性を向上させることができる。

〔本発明の第７の実施の形態〕
（熱交換器の構成）
図７は、本発明の第７の実施の形態に係る熱交換器の構造を示す説明図である。

本実施の形態に係る熱交換器５００は、上述した本発明の実施の形態に係る伝熱管（例えば、内面溝付コルゲート管１０）のコルゲート溝に沿って、冷媒流通用の螺旋状伝熱管３１が巻き付けられて構成される。なお、必要に応じて、コルゲート溝と螺旋状伝熱管３１をろう付け等で固着する場合もある。

熱交換器５００では、内面溝付コルゲート管１０内を流れる水と、内面溝付コルゲート管１０の外周で接触する螺旋状伝熱管３１内を流れる冷媒との間で熱交換が行われる。また、コルゲート溝１に沿って螺旋状伝熱管３１を巻き付けることで、内面溝付コルゲート管１０と螺旋状伝熱管３１の有効接触面積（有効伝熱面積）を増大させることができる。

〔本発明のそのほかの実施の形態〕
本発明の実施の形態としては、上記の第１〜７の実施の形態のほか、種々の形態があり、例えば、以下の形態が挙げられる。

（１）１条と３条のコルゲート管について説明したが、２条、或いは４条以上であってもよい。１条〜３条のコルゲート管が、内面溝付管では困難な高いねじれ角を実現しやすいという点で望ましい。

〔数値限定の意義〕
図８は、レイノルズ数Ｒｅが１０００のときの、内面溝が施されていないコルゲート管のＨｃ／ＯＤと伝熱性能の関係（平滑管に対する伝熱性能比）を示したものである。

この図８におけるコルゲート管の外径は９．５２ｍｍ、ピッチは８ｍｍ、条数は１条とした。

図８から明らかなように、Ｈｃ／ＯＤが０．０４未満になると、急激に伝熱性能が低下する。よって、０．０４≦Ｈｃ／ＯＤを満たすことが望ましい。

図９は、レイノルズ数Ｒｅが１０００のときの、内面溝が施されていないコルゲート管のねじれ角βｃと伝熱性能の関係（平滑管に対する伝熱性能比）を示したものである。この図９では、コルゲート管のＨｃ／ＯＤと条数は、０．１（＝Ｈｃ／ＯＤ）、１条とした。

図９から明らかなように、Ｈｃ／ＯＤ＝０．１であれば、ねじれ角βｃが小さくても（例えば、βｃ＝３５°）、伝熱性能は平滑管比１．５倍程度高くなるが、βｃ≧４０°の高いねじれ角にすることで、伝熱性能を平滑管比２倍以上に向上させることができる。

図１０は、レイノルズ数Ｒｅが１０００のときの、コルゲート管のＨｃ／ＯＤと管摩擦係数の関係（平滑管に対する管摩擦係数比）を示したものである。

ここで、管摩擦係数とは、ΔＰ＝ｆ×Ｌ/ｄｅ×（ρｖ²）/２の関係式で規定される無次元数ｆであり、流路面積や流体の流速等の影響を相殺した圧力損失の指標と見なすことができる。

なお、ΔＰは伝熱管の圧力損失、Ｌは伝熱管長さ、ｄｅは伝熱管の相当直径（４×流路面積／濡れ縁長さ）、ρは流体の密度、ｖは流体の流速である。

図１０から明らかなように、Ｈｃ／ＯＤが０．０４未満になると、伝熱性能比と同様に管摩擦係数比も急激に減少し、乱流促進ができなくなることが判る。

一方、Ｈｃ／ＯＤが０．０４以上になると、管摩擦係数比（すなわち、圧力損失）は増加し続ける。さらに、Ｈｃ／ＯＤが０．１を超えると（０．１＜（Ｈｃ／ＯＤ））、管摩擦係数比が伝熱性能比（図８参照）を超えてしまうことが判る（例えば、Ｈｃ／ＯＤ＝０．１１において、図８では伝熱性能比４．３に対し、図１０では管摩擦係数比４．５となる）。

従って、０．０４≦Ｈｃ／ＯＤ≦０．１を満たすことが望ましく、低圧力損失で高性能なコルゲート管を提供できる。

図１１〜１４は、螺旋状の内面溝付管（参考例１〜３）、平滑管（比較例１）、内面平滑コルゲート管（比較例２）、内面溝付コルゲート管（比較例３，実施例１）の伝熱性能測定結果である。

仕様を表１に示した。

なお、比較例３は参考例３にコルゲート加工を施し、実施例１は参考例１にコルゲート加工を施したものである。

何れの伝熱管も、材質をリン脱酸銅とし、外径（ＯＤ）を９．５２ｍｍとした。

ここで、伝熱性能とは、流体の物性の影響を相殺するために、ヌセルト数Ｎｕをプラントル数Ｐｒの０．４乗で除したものと定義する（Ｎｕ／Ｐｒ^0.4、以下の実施例において同様）。同様に圧力損失も無次元数であるＤａｒｃｙの管摩擦係数ｆで表す。

図１１は、参考例１〜３の螺旋状内面溝付管と比較例１の平滑管の伝熱性能測定結果である。図１１（ｂ）は図１１（ａ）のレイノルズ数Ｒｅ５０００以下の領域拡大図である。

図１１において、参考例３は、参考例１、２と異なり、遷移域（レイノルズ数Ｒｅ：２３００〜４０００）で性能は上がっているが、層流域（レイノルズ数Ｒｅ：２３００以下）で平滑管（比較例１）と同等となる。

図１２は、参考例１〜３，比較例１の圧力損失測定結果である。

参考例３は層流域で急激に低下し、参考例１と逆転している。

図１１、図１２より、遷移域で性能が向上するフィンの高い内面溝付管は、層流域では整流化作用があると言える。一方、参考例１や参考例２のようなフィンの低い内面溝付管は、平滑管と同様に層流域では、整流作用は働かないと言える。

図１３は、平滑管（比較例１）、内面平滑コルゲート管（比較例２）、内面溝付コルゲート管（比較例３，実施例１）の伝熱性能測定結果である。

図１３（ｂ）は図１３（ａ）のレイノルズ数Ｒｅ４０００以下（遷移域〜層流域）の拡大図である。

図１４には圧力損失測定結果を示した。

〔本発明の数式の上限について〕
図１３（ｂ）に示すように、比較例３の内面溝付コルゲート管（図１１の参考例３にコルゲート加工したもの）は、比較例２の内面平滑コルゲート管より、層流域では却って性能が低下している。同様に、図１４に示すように、圧力損失も、比較例３の内面溝付コルゲート管は、比較例２の内面平滑コルゲート管より層流域で低下している。

これは、コルゲート形状による乱流効果で向上するはずの伝熱性能が、比較例３のフィンの高い内面溝による整流化作用により相殺され、コルゲート管の性能を低下させていると言える。

一方、実施例１の内面溝付コルゲート管は、層流域では、コルゲート管の性能を低下させることなく比較例２の内面平滑コルゲート管と同等性能であり、遷移域〜乱流域では、比較例２の内面平滑コルゲート管以上の性能となる。この領域で比較例３と比べても、実施例１は性能優位性を示している。

また実施例１は、比較例２の内面平滑コルゲート管に比べ、重量アップは１３％（表１）と最も小さく、レイノルズ数７０００では、性能は３０％以上アップしている。

表２に、フィン高さＨｆを管の最大内径ＩＤで除した値（Ｈｆ／ＩＤ）を示す。

上述した説明及び表２より、内面溝付コルゲート管が層流域で整流化されるのを抑え、コルゲート形状による性能向上を低下させないためには、参考例２のＨｆ／ＩＤ＝０．０３７以下である必要がある。

〔本発明の数式の下限について〕
ところで、実施例１のコルゲート加工前である参考例１は、遷移域で平滑管より性能向上しないため、層流域で流れを整流化するほどにフィンは高くない。しかし、乱流域（レイノルズ数Ｒｅ：４０００以上）でも、高めのレイノルズ数でないと性能は上がらない。これは、フィンが低いため、乱流境界層に隠れてしまうためである。

乱流境界層は、管壁ごく近傍を層流で流れる粘性底層（または層流底層）と、層流と乱流の中間の層（遷移域）で構成される。フィン高さと粘性底層などの厚みを比較するため、管壁から管中心方向への距離ｙの無次元数ｙ⁺を以下の数１のように定義する。

ここで、ρは、管内を流れる流体の密度（ｋｇ／ｍ³）、μは、粘度（Ｐａｓ）、ｕ^*は摩擦速度で、次式の数２で定まる。

一般に、粘性底層は０≦ｙ⁺≦５の範囲である。

乱流域と遷移域の境界であるレイノルズ数４０００において、参考例１〜３のフィン高さに相当するｙ⁺を計算した結果を表３に示す。なお、表３には表２で示したＨｆ／ＩＤも併記した。

図１１より参考例２がレイノルズ数４０００以上で性能アップしており、このときｙ⁺は粘性底層の２倍以上であることが、表３から分かる。

図１５に、乱流域でのレイノルズ数と、平滑管における粘性底層の厚み（ｙ⁺＝５のときのｙ）を、最大内径ＩＤで除した値δ^*の関係を示す。

図１１より、参考例１がレイノルズ数６０００〜７０００で性能がアップし始めており、図１５からレイノルズ数６０００〜７０００における粘性底層の厚みは０．０１２となる。

表２より、参考例１のＨｆ／ＩＤは０．０２７で、参考例２と同じく粘性底層の厚み０．０１１の２倍以上のとき、性能がアップする。

式（１）より、粘性底層の厚み（ｙ⁺＝５のときのｙ）は、摩擦速度ｕ^*に反比例することが分かる。摩擦速度ｕ^*は管壁における摩擦応力τｗに比例する。また、摩擦応力τｗと、区間Ｌの圧力損失ΔＰ（＝Ｐ１−Ｐ２）の関係は次式の数３の通りである。

Ｄａｒｃｙ− Ｗｅｉｓｂａｃｈの式（数４）

を式（３）に代入すると、

数５となり、流体温度、流速が同じであれば、摩擦応力τｗは管摩擦係数ｆに比例する。

平滑管の管摩擦係数ｆの値を１として、これの倍数ｋと粘性底層の厚み（ｙ⁺＝５のときのｙ）を最大内径ＩＤで除した値δ^*の関係を図１６に示す。

ヒートポンプ給湯機のレイノルズ数範囲は、１０００〜７０００程度であり、乱流域においては４０００〜７０００となるので、レイノルズ数４０００と７０００の場合を示している。

レイノルズ数４０００及び７０００の場合について、定式化すると
（レイノルズ数Ｒｅ＝４０００の場合）
δ^*＝０．０１８ｋ^-0.5
∴２δ^*＝０．０３６ｋ^-0.5
（レイノルズ数Ｒｅ＝７０００の場合）
δ^*＝０．０１１ｋ^-0.5
∴２δ^*＝０．０２２ｋ^-0.5
ここで、コルゲート管の圧力損失と平滑管比（図１０）は、０．０４＜Ｈｃ／ＯＤで直線的に増加するので、圧力損失比ｋとＨｃ／ＯＤの関係式は次の数６のようになる。

Ｈｆ／ＩＤが粘性底層δ^*の２倍以上のとき性能がアップするので、内面溝付コルゲート管において、性能アップできるＨｆ／ＩＤの下限値は、数７となる。

望ましくは数８となる。

以上まとめると、数９

の場合、参考例１の内面溝付管のように、ヒートポンプ式給湯機のレイノルズ数範囲では性能アップできなくても、これを内面溝付コルゲート管とすることで、コルゲートの攪拌効果により粘性底層を薄くすることができ、ヒートポンプ式給湯機のレイノルズ数範囲で性能をアップすることが可能となる。

表４に、実施例２〜５の仕様及び内面平滑コルゲート管（比較例２）の伝熱性能を１としたときの比を示した。

実施例２，３は、Ｈｃ／ＯＤの下限値（Ｈｃ／ＯＤ＝０．０４）となるように、実施例４，５は、Ｈｃ／ＯＤの上限値（Ｈｃ／ＯＤ＝０．１）となるように、さらに実施例２，４は、数９のＨｆ／ＩＤの下限値（０．０１４，０．０１１）となるように、実施例３，５は、Ｈｆ／ＩＤの上限値（０．０３７）となるように内面溝付コルゲート管を製作した。

この実施例２〜５においての伝熱性能の評価は、比較例２の伝熱性能を１としたときの比で表しており、レイノルズ数１０００では、比較例２と同等の伝熱性能が得られ、レイノルズ数が大きくなると伝熱性能は、比較例２より数割向上することがわかる。

本発明の第１の実施の形態に係る伝熱管の構造を示す説明図であり、（ａ）は全体図を示し、（ｂ）は（ａ）の部分拡大断面図、（ｃ）は（ａ）の楕円Ａの拡大断面図を示す。 本発明の第２の実施の形態に係る伝熱管の構造を示す説明図である。 本発明の第３の実施の形態に係る熱交換器の構造を示す説明図である。 本発明の第４の実施の形態に係る熱交換器の構造を示す説明図である。 本発明の第５の実施の形態に係る熱交換器の構造を示す説明図である。 本発明の第６の実施の形態に係る熱交換器の構造を示す説明図である。 本発明の第７の実施の形態に係る熱交換器の構造を示す説明図である。 レイノルズ数Ｒｅが１０００のときの、コルゲート管のＨｃ／ＯＤと伝熱性能の関係（平滑管に対する伝熱性能比）を示したものである。 レイノルズ数Ｒｅが１０００のときの、コルゲート管のねじれ角と伝熱性能の関係（平滑管に対する伝熱性能比）を示したものである。 レイノルズ数Ｒｅが１０００のときの、コルゲート管のＨｃ／ＯＤと管摩擦係数の関係（平滑管に対する管摩擦係数比）を示したものである。 参考例１〜３の螺旋状内面溝付管と比較例１の平滑管の伝熱性能測定結果である。 参考例１〜３，比較例３の圧力損失測定結果である。 平滑管（比較例１）、内面平滑コルゲート管（比較例２）、内面溝付コルゲート管（比較例３，実施例１）の伝熱性能測定結果である。 平滑管（比較例１）、内面平滑コルゲート管（比較例２）、内面溝付コルゲート管（比較例３，実施例１）の圧力損失測定結果である。 乱流域でのレイノルズ数と、平滑管における粘性底層の厚み（ｙ⁺＝５のときのｙ）を最大内径ＩＤで除した値δ^*の関係を示したものである。 平滑管の管摩擦係数の倍数と粘性底層の厚み（ｙ⁺＝５のときのｙ）を最大内径ＩＤで除した値δ^*の関係を示したものである。

符号の説明

１ コルゲート溝
２ 内面溝
１０ 内面溝付コルゲート管

Claims (3)

1. 熱交換器を構成する水管として使用されるコルゲート形状の伝熱管であって、
   前記コルゲート管内面には螺旋状の内面溝が形成されており、
   前記コルゲート形状のコルゲート溝深さをＨｃ、コルゲート外径をＯＤとすると、
   ０．０４≦Ｈｃ／ＯＤ≦０．１を満たし、さらに、
   前記内面溝のフィン高さをＨｆ、管の最大内径をＩＤとすると、
   ０．０２２｛３０．７×（Ｈｃ／ＯＤ）＋１．１３｝^(-0.5)≦Ｈｆ／ＩＤ ≦０．０３７
   を満たすことを特徴とする熱交換器用伝熱管。
2. 熱交換器を構成する水管として使用されるコルゲート形状の伝熱管であって、
   前記コルゲート管内面には螺旋状の内面溝が形成されており、
   前記コルゲート形状のコルゲート溝深さをＨｃ、コルゲート外径をＯＤとすると、
   ０．０４≦Ｈｃ／ＯＤ≦０．１を満たし、さらに、
   前記内面溝のフィン高さをＨｆ、管の最大内径をＩＤとすると、
   ０．０３６｛３０．７×（Ｈｃ／ＯＤ）＋１．１３｝ ^(-0.5) ≦Ｈｆ／ＩＤ ≦０．０３７
   を満たすことを特徴とする熱交換器用伝熱管。
3. 請求項１又は２のいずれか記載の熱交換器用伝熱管を備えたことを特徴とする熱交換器。

Images