WO2013084508A1 - フィンチューブ型熱交換器 - Google Patents

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WO2013084508A1
WO2013084508A1 PCT/JP2012/007857 JP2012007857W WO2013084508A1 WO 2013084508 A1 WO2013084508 A1 WO 2013084508A1 JP 2012007857 W JP2012007857 W JP 2012007857W WO 2013084508 A1 WO2013084508 A1 WO 2013084508A1
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bend pipe
grooved
tube
heat exchanger
peripheral surface
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PCT/JP2012/007857
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拓也 奥村
雅也 本間
岡市　敦雄
修 小須田
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パナソニック株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a finned tube heat exchanger.
  • Patent Document 1 discloses a finned tube heat exchanger 100 as shown in FIG.
  • the heat exchanger 100 includes a plurality of fins 110 arranged in parallel and a refrigerant flow path 140 that passes through the plurality of fins 110 and through which the refrigerant flows.
  • Each fin 110 has an elongated shape, and the refrigerant flow path 140 is configured by a hairpin tube 120 arranged in two rows in the longitudinal direction of the fin 110 and a return bend tube 130 that connects the ends of the hairpin tube 120. Yes.
  • the hairpin tube 120 a grooved tube in which a plurality of spiral grooves are formed on the inner peripheral surface is used.
  • the refrigerant flowing in the hairpin tube 120 is guided by the groove to form a swirling flow, thereby improving the heat transfer coefficient between the refrigerant and the tube.
  • a grooved tube is also used for the return bend tube 130, and the swirl flow formed by the hairpin tube 120 is maintained so as not to collapse as much as possible by the return bend tube 130.
  • the distance required to form the swirl flow again in the hairpin tube 120 is shortened, and the heat exchange capability between the air flowing between the fins 110 and the refrigerant is increased.
  • the configuration of the heat exchanger 100 shown in FIG. 5 is not assumed to be actually used in a refrigeration cycle apparatus.
  • a finned tube heat exchanger used in an air conditioner in either heating operation or cooling operation, one of the refrigerant channels has a high gas phase ratio in the refrigerant, and the other has a liquid phase in the refrigerant. The ratio becomes higher on the liquid phase side.
  • the refrigerant flow path is branched from the main flow path into a plurality of branch paths from the liquid phase side to the gas phase side in order to reduce the flow rate of the refrigerant during heat exchange, and a header is disposed at the end of the refrigerant flow path Is done.
  • the finned tube heat exchanger disclosed in Patent Document 1 uses a grooved tube also on the gas phase side where the gas phase ratio is high, and considers the liquid phase ratio of the refrigerant flowing in the return bend pipe. Not designed.
  • an object of the present invention is to provide a fin tube type heat exchanger suitable for a refrigeration cycle apparatus.
  • Each of the plurality of branch paths includes a plurality of hairpin tubes in which a plurality of spiral grooves are formed on an inner peripheral surface, and a plurality of return bend tubes that connect ends of the hairpin tubes.
  • the plurality of return bend pipes in each of the plurality of branch paths include a smooth bend pipe having a smooth inner peripheral surface and a grooved bend pipe having an inner peripheral surface in which a plurality of spiral grooves are formed.
  • the smooth bend pipe provides a finned tube heat exchanger that is located closest to the header when the branch path is followed from the header.
  • the schematic block diagram of the finned-tube type heat exchanger which concerns on 1st Embodiment of this invention The schematic block diagram of the finned-tube type heat exchanger which concerns on the modification of 1st Embodiment.
  • the schematic block diagram which expanded a part of fin tube type heat exchanger which concerns on another modification of 1st Embodiment The schematic block diagram which expanded a part of fin tube type heat exchanger which concerns on another modification of 1st Embodiment.
  • the schematic block diagram of the finned-tube type heat exchanger which concerns on another modification of 1st Embodiment The schematic block diagram of the finned-tube type heat exchanger which concerns on another modification of 1st Embodiment.
  • the first aspect of the present disclosure is: A plurality of parallel fins; A plurality of branch paths penetrating the plurality of fins; A header to which one end of each of the plurality of branch paths is connected,
  • Each of the plurality of branch paths includes a plurality of hairpin tubes in which a plurality of spiral grooves are formed on an inner peripheral surface, and a plurality of return bend tubes that connect ends of the hairpin tubes.
  • the plurality of return bend pipes in each of the plurality of branch paths include a smooth bend pipe having a smooth inner peripheral surface and a grooved bend pipe having an inner peripheral surface in which a plurality of spiral grooves are formed.
  • the smooth bend pipe provides a finned tube heat exchanger that is located closest to the header when the branch path is followed from the header.
  • the swirl flow formed with a hairpin pipe is maintained to some extent, and the heat exchange between the air flowing between the fins and the refrigerant Capability can be increased.
  • the pressure loss of the refrigerant can be suppressed by using the smooth bend pipe in the region where the amount of the liquid phase flow is reduced. As a result, the performance of the refrigeration cycle apparatus using the heat exchanger can be improved.
  • the second aspect of the present disclosure further includes a main flow path in which the other ends of the plurality of branch paths are connected directly or via a plurality of relay paths, and the main flow path Includes a plurality of hairpin tubes penetrating the plurality of fins and having a plurality of spiral grooves formed on an inner peripheral surface thereof, and a plurality of return bend tubes connecting the ends of the hairpin tubes,
  • the plurality of return bend pipes in the main flow path include a smooth bend pipe having a smooth inner peripheral surface and a grooved bend pipe having an inner peripheral surface in which a plurality of spiral grooves are formed, and the smooth bend pipe Is located farthest from the header when the main flow path is traced from the header via the branch path.
  • the performance of the refrigeration cycle apparatus can be improved by reducing the pressure loss by using a smooth bend pipe as the return bend pipe of the main flow path.
  • the groove depth of the grooved bend pipe in the main flow path is shallower than the groove depth of the grooved bend pipe in the branch path.
  • a tube heat exchanger is provided in the main flow path.
  • the main flow path not only the flow rate of the refrigerant is large, but also the dryness of the refrigerant is extremely small. That is, since the amount of the liquid phase refrigerant is large, a swirl flow is easily formed. Therefore, by using a grooved bend pipe having a relatively shallow groove, an increase in pressure loss can be suppressed while maintaining a swirling flow.
  • the relay path passes through the plurality of fins, and a plurality of spiral grooves are formed on an inner peripheral surface.
  • a hairpin tube and a return bend tube that connects ends of the hairpin tube, and the return bend tube in the relay path is a grooved bend tube having an inner peripheral surface in which a plurality of spiral grooves are formed.
  • a fin tube heat exchanger is provided in which the groove depth of the grooved bend pipe in the relay path is shallower than the groove depth of the grooved bend pipe in the branch path.
  • the use of a grooved bend pipe with a relatively shallow groove increases pressure loss while maintaining the swirl flow to some extent. Can be prevented. Since a swirl flow is more difficult to form in the branch path than in the relay path, the swirl flow is maintained and the heat exchange capacity is increased by using a grooved bend pipe having a relatively deep groove.
  • the performance of the refrigeration cycle apparatus can be improved by arranging the smooth bend pipe and the two types of grooved bend pipes having different groove shapes according to the flow state.
  • the fifth aspect of the present disclosure further includes a main flow path in which the other ends of the plurality of branch paths are connected directly or via a plurality of relay paths, and the main flow path Includes a plurality of hairpin tubes penetrating the plurality of fins and having a plurality of helical grooves formed on an inner peripheral surface thereof, and a return bend tube connecting ends of the hairpin tubes,
  • the return bend pipe in (1) provides a finned tube heat exchanger, which is a smooth bend pipe having a smooth inner peripheral surface. According to this configuration, the performance of the refrigeration cycle apparatus can be improved by reducing the pressure loss by using the smooth bend pipe, rather than using the grooved bend pipe to facilitate reshaping of the swirling flow.
  • the finned tube heat exchanger includes at least three hairpin tubes in the plurality of branch paths. provide. According to this configuration, two or more return bend tubes can be provided by three or more hairpin tubes.
  • a groove lead angle of the grooved bend pipe is determined by a groove lead formed on an inner peripheral surface of the hairpin pipe.
  • a finned tube heat exchanger that is less than or equal to a corner.
  • the groove depth of the grooved bend pipe is a depth of a groove formed on an inner peripheral surface of the hairpin pipe.
  • a finned tube heat exchanger shallower than the above is provided.
  • the number of grooves in the tube axis orthogonal section of the grooved bend tube is the number of grooves in the tube axis orthogonal section of the hairpin tube.
  • the fin tube type heat exchanger as described above is provided. According to this configuration, the greater the number of grooves in the grooved bend pipe, the easier it is for the refrigerant passing through the grooved bend pipe to form a swirling flow.
  • FIG. 1A shows a fin-tube heat exchanger 1A according to the first embodiment of the present invention.
  • This heat exchanger 1A is used as an outdoor heat exchanger of the air conditioner, and performs heat exchange between the refrigerant and the air.
  • this invention is applicable also to the heat exchanger used for other refrigeration cycle apparatuses, such as a water heater, for example.
  • the heat exchanger 1 ⁇ / b> A includes a plurality of fins 2 that are arranged in parallel at regular intervals, and a refrigerant channel 10 that includes a main channel 6, a plurality of branch channels 7, and a header 3. Air flows between the fins 2.
  • the refrigerant flow path 10 the refrigerant flows from the main flow path 6 toward the header 3 during the heating operation in which the heat exchanger 1A functions as an evaporator, and from the header 3 in the cooling operation in which the heat exchanger 1A functions as a condenser.
  • the refrigerant flows toward the main flow path 6.
  • coolant at the time of heating operation is shown by the arrow.
  • the upstream end of each flow path during heating operation is referred to as a first end, and the downstream end is referred to as a second end.
  • the inlet (or outlet) of the main channel 6 is arranged on the upper side, but as shown in FIG. 1B, the outlet (or inlet) of the main channel 6 may be arranged on the lower side.
  • the flow direction of the refrigerant during the cooling operation is indicated by an arrow.
  • the first end of the main flow path 6 forms the first end of the refrigerant flow path 10 that serves as a refrigerant inlet during the heating operation.
  • the header 3 is provided with a port 31 that forms the second end of the refrigerant flow path 10 that serves as an outlet of the refrigerant during heating operation.
  • the first end of each branch path 7 is directly connected to the second end of the main flow path 6, and the second end of each branch path 7 is connected to the header 3. That is, in this embodiment, it has the path
  • the end plate 25 is disposed on one side of the fin 2.
  • Each fin 2 is elongated, and each fin 2 is provided with a number of through holes arranged in the longitudinal direction of the fin 2.
  • the hairpin tube 4 is inserted into the through hole of the fin 2 from the side opposite to the end plate 25, and both ends of the hairpin tube 4 protrude from the end plate 25.
  • the hairpin tubes 4 are arranged in two rows in the longitudinal direction of the fins 2, but in FIG. Note that the heat exchange unit including the fins 2 and the hairpin tubes 4 may be L-shaped as viewed from the longitudinal direction of the fins 2 or may be U-shaped.
  • a plurality of spiral grooves are formed on the inner peripheral surface of the hairpin tube 4.
  • the main flow path 6 includes at least two hairpin tubes 4 and a return bend tube 5 (see FIG. 2A) that connects the ends of the hairpin tubes 4, and the fin 2 is four times or more (twice the number of hairpin tubes 4). Number of times).
  • the return bend pipe 5 in the main flow path 6 is a grooved bend pipe 51.
  • the grooved bend pipe 51 has an inner peripheral surface in which a plurality of spiral grooves are formed, and the refrigerant passing through the grooved bend pipe 51 forms a swirling flow. It is designed to be easy to do.
  • the number and shape of the grooves of the grooved bend pipe 51 are not particularly limited, but preferably satisfy at least one of the following conditions (i) to (iii).
  • (I) The lead angle ⁇ of the groove of the grooved bend tube 51 is equal to or less than the lead angle of the groove formed on the inner peripheral surface of the hairpin tube 4. If the lead angle ⁇ of the groove of the grooved bend pipe 51 is small, the flow resistance of the refrigerant passing through the grooved bend pipe 51 becomes small. Therefore, collapse of the swirling flow due to liquid phase deceleration can be reduced, and the grooved bend pipe 51 It becomes easy to reform the swirl flow in the hairpin tube 4 after passing through.
  • the depth of the groove of the grooved bend tube 51 is shallower than the depth of the groove formed on the inner peripheral surface of the hairpin tube 4. If the groove depth of the grooved bend pipe 51 is shallow, the flow resistance of the refrigerant passing through the grooved bend pipe 51 is reduced, so that the collapse of the swirling flow due to the liquid phase deceleration can be reduced. It becomes easy to recreate the swirl flow in the hairpin tube 4 after passing.
  • the number of grooves in the tube axis orthogonal cross section of the grooved bend pipe 51 is equal to or greater than the number of grooves in the tube axis orthogonal cross section of the hairpin tube 4. The greater the number of grooves in the grooved bend pipe 51, the easier the refrigerant passing through the grooved bend pipe 51 forms a swirling flow.
  • the number of branch paths 7 is 4 to 8, for example.
  • the flow rate of the refrigerant flowing through each branch path 7 is Q / N, where Q is the flow rate of the refrigerant flowing through the main flow path 6 and N is the number of branch paths 7.
  • Each branch path 7 includes at least three hairpin tubes 4 and a plurality of return bend tubes 5 that connect the ends of the hairpin tubes 4, and penetrates the fin 2 six times or more.
  • the plurality of return bend pipes 5 in each of the plurality of branch paths 7 includes at least one smooth bend pipe 52 having a smooth inner peripheral surface and at least one inner peripheral surface having a plurality of spiral grooves formed therein.
  • the at least one smooth bend pipe 52 is located closest to the header 3 when the branch path 7 is traced from the header 3.
  • each of the branch paths 7 includes three hairpin tubes 4 and two return bend tubes 5 that connect the ends of the hairpin tubes 4.
  • the one return bend pipe 5 positioned closest to the header 3 when the branch path 7 is traced from the header 3 is a smooth bend pipe 52.
  • One return bend pipe 5 other than the smooth bend pipe 52 is a grooved bend pipe 51.
  • each branch path 7 includes five hairpin tubes 4 and four return bend tubes 5 that connect the ends of the hairpin tubes 4.
  • the return bend pipe 5 located closest to the header 3 when the branch path 7 is traced from the header 3 is a smooth bend pipe 52.
  • all three return bend pipes 5 other than the smooth bend pipe 52 are grooved bend pipes 51.
  • the two return bend pipes 5 are grooved bend pipes 51.
  • the return bend pipe 5 is a smooth bend pipe 52.
  • the smooth bend pipes 52 in the three return bend pipes 5 other than the smooth bend pipe 52 located closest to the header 3 are located farthest from the header 3 when the branch path 7 is traced from the header 3. is doing.
  • the grooved bend pipe 51 may be a grooved bend pipe 51 or a smooth bend pipe 52.
  • the number and position of the grooved bend pipe 51 and the smooth bend pipe 52 in the return bend pipe 5 other than the grooved bend pipe 51 can be arbitrarily set.
  • one or a plurality of return bend pipes 5 located on the header 3 side among the return bend pipes 5 (that is, the first to n (n is a natural number) when the return bend pipes are counted from the header 3 side).
  • the return bend pipe 5) is a smooth bend pipe 52 having a smooth inner peripheral surface, and the remaining return bend pipe 5 is the grooved bend pipe 51 described above.
  • the ratio of the smooth bend pipe 52 and the grooved bend pipe 51 in each branch path 7 is determined by the dryness of the refrigerant in the branch path 7.
  • the grooved bend pipe 51 is used in an area where the dryness of the refrigerant is 0.8 or less
  • the smooth bend pipe 52 is used in an area where the dryness of the refrigerant is larger than 0.8.
  • FIG. 3 shows an example of the actual use range of the heat exchanger 1A in the air conditioner.
  • the heat exchanger 1A is used as an evaporator during the heating operation, as described above, the flow rate of the refrigerant is large in the main channel 6 on the inlet side of the refrigerant channel 10, and each branch channel 7 on the outlet side of the refrigerant channel 10 is used. Then, the flow rate of the refrigerant is small.
  • the refrigerant flows into each branch path 7 in a gas-liquid two-phase state, and receives the heat from the air in the atmosphere, whereby the liquid phase in the refrigerant is gradually vaporized. For this reason, the dryness of the refrigerant increases from the upstream toward the downstream.
  • the swirling flow is more easily formed as the amount of the liquid phase is larger. Since the degree of dryness is small on the upstream side of each branch path 7, the amount of the liquid phase is increased, and a swirl flow is easily formed.
  • the grooved bend pipe 51 is used for the return bend pipe 5 in the upstream region where a swirling flow that tends to be downstream for a while from the first end of each branch path 7 is easily formed.
  • a certain length of pipe length (swirl flow re-forming section) is required until the swirl flow is broken in the return bend pipe 5 and re-formed in the hairpin pipe 4.
  • the swirl flow reforming section immediately after the return bend pipe 5 can be made relatively short, so that the heat transfer surface that is the inner wall surface of the hairpin pipe 4 can be made more effective. It can be used and the heat exchange capacity can be increased.
  • the groove depth of the grooved bend pipe 51 in the main flow path 6 is preferably shallower than the groove depth of the grooved bend pipe 51 in the branch path 7.
  • the main channel 6 not only the flow rate of the refrigerant is large, but also the dryness of the refrigerant is extremely small. That is, since the amount of the liquid phase is large, a swirl flow is easily formed. Therefore, by using the grooved bend pipe 51 having a relatively shallow groove, an increase in pressure loss can be suppressed while maintaining a swirling flow.
  • the depth of the grooved bend pipe 51 in the main flow path 6 is the grooved width in the branch path 7. It may be equal to the depth of the groove of the bend pipe 51.
  • a smooth bend pipe 52 may be used instead of the grooved bend pipe 51.
  • the return bend pipe 5 in the main flow path 6 may be a smooth bend pipe 52 having a smooth inner peripheral surface.
  • the return bend pipe 5 positioned farthest from the header 3 is The smooth bend pipe
  • all return bend pipes 5 in the main flow path 6 may be smooth bend pipes 52 having a smooth inner peripheral surface. In this case, the overall performance of the refrigeration cycle apparatus is improved by reducing the pressure loss by using the smooth bend pipe 52, rather than by using the grooved bend pipe 51 to make it easier to reform the swirl flow. .
  • the main flow path 6 does not necessarily include at least two hairpin tubes 4 and may include only one hairpin tube 4. Moreover, the main flow path 6 does not necessarily need to include the hairpin tube 4 and may be configured by a straight tube so as to penetrate the fin 2 only once.
  • the fin tube type heat exchanger 1C which concerns on 2nd Embodiment of this invention is demonstrated.
  • the same components as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and the description thereof may be omitted.
  • the inlet (or outlet) of the main channel 6 is arranged on the upper side, but as shown in FIG. 4B, the outlet (or inlet) of the main channel 6 may be arranged on the lower side.
  • the flow direction of the refrigerant during the cooling operation is indicated by an arrow.
  • a plurality of relay paths 8 are provided between the main flow path 6 and the branch path 7, and the first end of each branch path 7 is connected to the second end of the main flow path 6 via the relay path 8.
  • the refrigerant flow path has a path configuration that branches in two stages. Note that some or all of the relay paths 8 may be further branched so that the refrigerant flow path branches in three or more stages.
  • the number of relay paths 8 is 3, and the number of branch paths 7 is 6.
  • the first ends of all the relay paths 8 are connected to the second ends of the main flow paths 6, and the first ends of the two branch paths 7 are connected to the second ends of the relay paths 8.
  • Each relay path 8 includes only one hairpin tube 4 and may pass through the fin 2 twice. Furthermore, each relay path 8 includes at least two hairpin tubes 4 and a return bend tube 5 that connects the ends of the hairpin tubes 4, and may penetrate the fin 2 four times or more. In this case, it is preferable to use a grooved bend pipe 51 as the return bend pipe 5 in each relay path 8.
  • the groove depth of the grooved bend pipe 51 in the relay path 8 may be equal to the groove depth of the grooved bend pipe 51 in the branch path 7 or from the depth of the groove of the grooved bend pipe 51 in the branch path 7. Is preferably shallow.
  • the main flow path 6 may include at least two hairpin tubes 4 and a return bend tube 5 that connects the ends of the hairpin tubes 4, and may penetrate the fin 2 four times or more.
  • the groove depth of the grooved bend pipe 51 in the relay path 8 is the groove depth of the grooved bend pipe 51 in the branch path 7 in the branch path 7.
  • the grooved bend pipe 51 having a groove depth equal to or shallower than that of the grooved bend pipe 51 in the branch path 7 is used as the return bend pipe 5 in the main flow path 6. preferable.
  • a grooved bend pipe 51 having a groove depth shallower than that of the grooved bend pipe 51 in the branch path 7 and equal to the groove depth of the grooved bend pipe 51 in the relay path 8 may be used.
  • a smooth bend tube 52 may be used.
  • the smooth bend pipe 52 when used as the return bend pipe in the main flow path 6, some or all of the smooth bend pipes 52 from the upstream side of the return bend pipe 5 in each relay path 8 may be used.
  • the swirl flow is formed more easily in the relay path 8 than in the branch path 7, the pressure loss is maintained while the swirl flow is maintained to some extent by using the grooved bend pipe 51 having a relatively shallow groove. To prevent the increase. In the branch path 7, the swirl flow is more difficult to form than the relay path 8. Therefore, the swirl flow is maintained and the heat exchange capacity is increased by using the grooved bend pipe 51 having a relatively deep groove. As in the special configuration, the performance of the refrigeration cycle apparatus can be remarkably improved by optimally arranging the smooth bend pipe 52 and the two types of grooved bend pipes 51 having different groove shapes according to the flow state.

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Abstract

　フィンチューブ型熱交換器（１Ａ）は、並列された複数のフィン（２）と、冷媒流路（１０）とを備えている。冷媒流路（１０）は、主流路（６）、複数の分岐路７およびヘッダ（３）で構成されている。各分岐路（７）は、少なくとも３本のヘアピン管（４）および複数のリターンベンド管（５）を含み、フィン（２）を貫通する。複数の分岐路（７）のそれぞれにおける複数のリターンベンド管（５）は、平滑な内周面を有する少なくとも１つの平滑ベンド管（５２）と、複数の螺旋状の溝が形成された内周面を有する少なくとも１つの溝付ベンド管（５１）とを含む。少なくとも１つの平滑ベンド管（５２）は、ヘッダ（３）から分岐路（７）をたどったときにヘッダ（３）に最も近いところに位置している。

Description

フィンチューブ型熱交換器
　本発明は、フィンチューブ型熱交換器に関する。
　従来から、例えば冷凍サイクル装置などでは、フィンチューブ型熱交換器が用いられている。例えば、特許文献１には、図５に示すようなフィンチューブ型熱交換器１００が開示されている。
　具体的に、熱交換器１００は、並列された複数のフィン１１０と、複数のフィン１１０を複数回貫通する、内部に冷媒が流れる冷媒流路１４０とを備えている。各フィン１１０は長尺状であり、冷媒流路１４０は、フィン１１０の長手方向に二列で配列されたヘアピン管１２０と、ヘアピン管１２０の端部同士をつなぐリターンベンド管１３０で構成されている。
　一般的に、ヘアピン管１２０としては、内周面に複数の螺旋状の溝が形成された溝付管が用いられる。ヘアピン管１２０内を流れる冷媒は溝にガイドされて旋回流となり、これにより冷媒と管との間の熱伝達率が向上する。図５に示す熱交換器１００では、リターンベンド管１３０にも溝付管を使用し、ヘアピン管１２０で形成された旋回流をリターンベンド管１３０でできる限り崩れないように維持している。これにより、ヘアピン管１２０で再度旋回流が形成されるのに必要な距離が短くなり、フィン１１０間を流れる空気と冷媒との熱交換能力が増大する。
特開２００８－２０１５０号公報
　しかしながら、図５に示す熱交換器１００の構成は、実際に冷凍サイクル装置に用いられることを想定したものではない。例えば、空気調和装置に用いられるフィンチューブ型熱交換器では、暖房運転および冷房運転のどちらでも冷媒流路の一方が冷媒中の気相の割合が高い気相側、他方が冷媒中の液相の割合が高い液相側になる。そして、冷媒流路は、熱交換時の冷媒の流速を低減するために液相側から気相側に向かって主流路から複数の分岐路に分岐され、冷媒流路の末端にはヘッダが配置される。しかし、特許文献１に開示されているフィンチューブ型熱交換器は、気相の割合が高い気相側にも溝付管を用いており、リターンベンド管内を流れる冷媒の液相の割合を考慮した設計となっていない。
　本発明は、このような従来の課題に鑑み、冷凍サイクル装置に好適なフィンチューブ型熱交換器を提供することを目的とする。
　すなわち、本開示は、
　並列された複数のフィンと、
　前記複数のフィンを貫通する複数の分岐路と、
　前記複数の分岐路のそれぞれの一端が接続されたヘッダと、を備え、
　前記複数の分岐路のそれぞれは、内周面に複数の螺旋状の溝が形成された複数のヘアピン管、および前記ヘアピン管の端部同士をつなぐ複数のリターンベンド管を含み、
　前記複数の分岐路のそれぞれにおける前記複数のリターンベンド管は、平滑な内周面を有する平滑ベンド管と、複数の螺旋状の溝が形成された内周面を有する溝付ベンド管とを含み、
　前記平滑ベンド管は、前記ヘッダから前記分岐路をたどったときに前記ヘッダに最も近いところに位置している、フィンチューブ型熱交換器を提供する。
　本開示によれば、冷凍サイクル装置に好適なフィンチューブ型熱交換器を提供できる。
本発明の第１実施形態に係るフィンチューブ型熱交換器の概略構成図 第１実施形態の変形例に係るフィンチューブ型熱交換器の概略構成図 第１実施形態の別の変形例に係るフィンチューブ型熱交換器の一部を拡大した概略構成図 第１実施形態のさらに別の変形例に係るフィンチューブ型熱交換器の一部を拡大した概略構成図 第１実施形態のさらに別の変形例に係るフィンチューブ型熱交換器の概略構成図 第１実施形態のさらに別の変形例に係るフィンチューブ型熱交換器の概略構成図 リターンベンド管の斜視図 溝付ベンド管の断面図 溝付ベンド管の一部を断面にした平面図 空気調和装置の室外熱交換器における暖房定格条件および暖房中間条件での冷媒の乾き度と流量の関係を示すグラフ 本発明の第２実施形態に係るフィンチューブ型熱交換器の概略構成図 第２実施形態の変形例に係るフィンチューブ型熱交換器の概略構成図 従来のフィンチューブ型熱交換器の正面図
　主流路から複数の分岐路に分岐する冷媒経路を備えるフィンチューブ型熱交換器において、特許文献１に開示されているように各分岐路を構成する全てのリターンベンド管に溝付管を用いると、圧力損失が大幅に増大し、冷凍サイクル装置の性能が低下する。本発明の発明者らは、鋭意研究の結果、熱交換器内では冷媒が壁面に沿う液相流とその内側を流れる気相流の二層流となり、旋回流の形成には液相流の量が大きく影響することを見出した。本発明は、このような観点からなされたものである。
　本開示の第１の態様は、
　並列された複数のフィンと、
　前記複数のフィンを貫通する複数の分岐路と、
　前記複数の分岐路のそれぞれの一端が接続されたヘッダと、を備え、
　前記複数の分岐路のそれぞれは、内周面に複数の螺旋状の溝が形成された複数のヘアピン管、および前記ヘアピン管の端部同士をつなぐ複数のリターンベンド管を含み、
　前記複数の分岐路のそれぞれにおける前記複数のリターンベンド管は、平滑な内周面を有する平滑ベンド管と、複数の螺旋状の溝が形成された内周面を有する溝付ベンド管とを含み、
　前記平滑ベンド管は、前記ヘッダから前記分岐路をたどったときに前記ヘッダに最も近いところに位置している、フィンチューブ型熱交換器を提供する。
　上記の構成によれば、液相流の量が多くなる領域に溝付ベンド管を用いることにより、ヘアピン管で形成される旋回流をある程度維持し、フィン間を流れる空気と冷媒との熱交換能力を増大させることができる。一方、液相流の量が少なくなる領域に平滑ベンド管を用いることにより、冷媒の圧力損失を抑えることができる。その結果、熱交換器を用いた冷凍サイクル装置の性能を向上させることができる。
　本開示の第２の態様は、第１の態様に加え、前記複数の分岐路のそれぞれの他端が直接的にまたは複数の中継路を介して接続された主流路をさらに備え、前記主流路は、前記複数のフィンを貫通しており、内周面に複数の螺旋状の溝が形成された複数のヘアピン管、および前記ヘアピン管の端部同士をつなぐ複数のリターンベンド管を含み、前記主流路における前記複数のリターンベンド管は、平滑な内周面を有する平滑ベンド管と、複数の螺旋状の溝が形成された内周面を有する溝付ベンド管とを含み、前記平滑ベンド管は、前記ヘッダから前記分岐路を介して前記主流路をたどったときに前記ヘッダから最も遠いところに位置している。主流路のリターンベンド管に平滑ベンド管を使用して圧力損失を低減させることによって、冷凍サイクル装置の性能を向上させることができる。
　本開示の第３の態様は、第２の態様に加え、前記主流路における前記溝付ベンド管の溝の深さは、前記分岐路における前記溝付ベンド管の溝の深さよりも浅い、フィンチューブ型熱交換器を提供する。主流路では、冷媒の流量が大きいだけでなく、冷媒の乾き度が極めて小さい。すなわち、液相の冷媒の量が多いため、旋回流が形成されやすい。そのため、比較的に溝の浅い溝付ベンド管を使用することで、旋回流を保ちつつ圧力損失の増大を抑えることができる。
　本開示の第４の態様は、第２又は第３の態様に加え、前記中継路は、前記複数のフィンを貫通しており、内周面に複数の螺旋状の溝が形成された複数のヘアピン管、および前記ヘアピン管の端部同士をつなぐリターンベンド管を含み、前記中継路における前記リターンベンド管は、複数の螺旋状の溝が形成された内周面を有する溝付ベンド管であり、前記中継路における前記溝付ベンド管の溝の深さは、前記分岐路における前記溝付ベンド管の溝の深さよりも浅い、フィンチューブ型熱交換器を提供する。この構成によれば、中継路においては旋回流が分岐路よりも容易に形成されるため、比較的溝の浅い溝付ベンド管を使用することで旋回流をある程度維持しつつも圧力損失の増加を防ぐことができる。分岐路においては旋回流の形成が中継路よりも難しくなるため、比較的溝の深い溝付ベンド管を使用することで、旋回流を維持し、熱交換能力を増大させる。平滑ベンド管および溝形状の異なる二種類の溝付ベンド管を流動様相に応じて配置することによって、冷凍サイクル装置の性能を向上できる。
　本開示の第５の態様は、第１の態様に加え、前記複数の分岐路のそれぞれの他端が直接的にまたは複数の中継路を介して接続された主流路をさらに備え、前記主流路は、前記複数のフィンを貫通しており、内周面に複数の螺旋状の溝が形成された複数のヘアピン管、および前記ヘアピン管の端部同士をつなぐリターンベンド管を含み、前記主流路における前記リターンベンド管は、平滑な内周面を有する平滑ベンド管である、フィンチューブ型熱交換器を提供する。この構成によれば、溝付ベンド管を使用して旋回流を再形成しやすくするのではなく、平滑ベンド管を使用して圧力損失を低減させることによって、冷凍サイクル装置の性能を向上できる。
　本開示の第６の態様は、第１～第５の態様のいずれか１つに加え、前記複数の分岐路の前記ヘアピン管は、少なくとも３本で構成される、フィンチューブ型熱交換器を提供する。この構成によれば、３本以上のヘアピン管によって、２本以上のリターンベンド管を設けることができる。
　本開示の第７の態様は、第１～第６の態様のいずれか１つに加え、前記溝付ベンド管の溝のリード角は、前記ヘアピン管の内周面に形成された溝のリード角と等しいかそれ未満である、フィンチューブ型熱交換器を提供する。この構成によれば、溝付ベンド管の溝のリード角が小さいと、溝付ベンド管を通過する冷媒の流動抵抗が小さくなるので、液相の減速による旋回流の崩れを低減でき、溝付ベンド管を通過後にヘアピン管内で旋回流を再形成しやすくなる。
　本開示の第８の態様は、第１～第７の態様のいずれか１つに加え、前記溝付ベンド管の溝の深さは、前記ヘアピン管の内周面に形成された溝の深さよりも浅い、フィンチューブ型熱交換器を提供する。この構成によれば、溝付ベンド管を通過する冷媒の流動抵抗が小さくなるので、液相の減速による旋回流の崩れを低減でき、溝付ベンド管を通過後にヘアピン管内で旋回流を再形成しやすくなる。
　本開示の第９の態様は、第１～第８の態様のいずれか１つに加え、前記溝付ベンド管の管軸直交断面の溝数は、前記ヘアピン管の管軸直交断面の溝数以上である、フィンチューブ型熱交換器を提供する。この構成によれば、溝付ベンド管の溝の数が多いほど、溝付ベンド管を通過する冷媒が旋回流を形成しやすくなる。
　以下、本発明の実施形態について、図面を参照しながら説明する。ただし、本発明は、以下の実施形態によって限定されるものではない。
　（第１実施形態）
　図１Ａに、本発明の第１実施形態に係るフィンチューブ型熱交換器１Ａを示す。この熱交換器１Ａは、空気調和装置の室外熱交換器として用いられ、冷媒と空気との間の熱交換を行う。なお、本発明は、例えば給湯機などの他の冷凍サイクル装置に用いられる熱交換器にも適用可能である。
　具体的に、熱交換器１Ａは、一定の間隔で並列された複数のフィン２と、主流路６、複数の分岐路７およびヘッダ３で構成される冷媒流路１０とを備えている。フィン２間には空気が流れる。冷媒流路１０内には、熱交換器１Ａが蒸発器として機能する暖房運転時には主流路６からヘッダ３に向かって冷媒が流れ、熱交換器１Ａが凝縮器として機能する冷房運転時にはヘッダ３から主流路６に向かって冷媒が流れる。なお、図１Ａには、暖房運転時の冷媒の流れ方向を矢印で示している。以下、説明の便宜のために、暖房運転時における各流路の上流側の端を第１端、下流側の端を第２端という。なお、図１Ａでは、主流路６の入口（又は出口）が上側に配置されていたが、図１Ｂに示すように、主流路６の出口（又は入口）を下側に配置してもよい。図１Ｂのフィンチューブ型熱交換器１Ｂでは、冷房運転時の冷媒の流れ方向を矢印で示している。
　主流路６の第１端は、暖房運転時に冷媒の入口となる冷媒流路１０の第１端を形成する。ヘッダ３には、暖房運転時に冷媒の出口となる冷媒流路１０の第２端を形成するポート３１が設けられている。本実施形態では、各分岐路７の第１端が主流路６の第２端に直接的に接続されており、各分岐路７の第２端がヘッダ３に接続されている。すなわち、本実施形態では、冷媒流路１０が一段で分岐するパス構成を有している。
　フィン２の片側には、エンドプレート２５が配置されている。各フィン２は長尺状であり、各フィン２には当該フィン２の長手方向に並ぶ多数の貫通穴が設けられている。フィン２の貫通穴にはヘアピン管４がエンドプレート２５と反対側から挿入されており、ヘアピン管４の両端部はエンドプレート２５から突出している。実際は、ヘアピン管４がフィン２の長手方向に二列で配列されているが、図１Ａではそれを平面的に描いている。なお、フィン２およびヘアピン管４で構成される熱交換ユニットは、フィン２の長手方向から見てＬ字状となっていてもよいし、Ｕ字状となっていてもよい。ヘアピン管４の内周面には、複数の螺旋状の溝（図示せず）が形成されている。
　主流路６は、少なくとも２本のヘアピン管４と、ヘアピン管４の端部同士をつなぐリターンベンド管５（図２Ａ参照）を含み、フィン２を４回以上（ヘアピン管４の本数の２倍の回数）貫通している。本実施形態では、主流路６におけるリターンベンド管５は溝付ベンド管５１である。
　溝付ベンド管５１は、図２Ｂおよび図２Ｃに示すように、複数の螺旋状の溝が形成された内周面を有しており、溝付ベンド管５１を通過する冷媒が旋回流を形成しやすくなるように設計されている。
　溝付ベンド管５１の溝の数や形状は特に限定されるものではないが、以下の（i）～（iii）の条件の少なくとも１つを満たすことが好ましい。（i）溝付ベンド管５１の溝のリード角θは、ヘアピン管４の内周面に形成された溝のリード角と等しいかそれ未満である。溝付ベンド管５１の溝のリード角θが小さいと、溝付ベンド管５１を通過する冷媒の流動抵抗が小さくなるので、液相の減速による旋回流の崩れを低減でき、溝付ベンド管５１を通過後にヘアピン管４内で旋回流を再形成しやすくなる。なお、上記のリード角が等しいとは、上記のリード角との間に微小な差があったとしても、これらのリード角が一致しているとみなすことを意味している。（ii）溝付ベンド管５１の溝の深さは、ヘアピン管４の内周面に形成された溝の深さよりも浅い。溝付ベンド管５１の溝の深さが浅いと、溝付ベンド管５１を通過する冷媒の流動抵抗が小さくなるので、液相の減速による旋回流の崩れを低減でき、溝付ベンド管５１を通過後にヘアピン管４内で旋回流を再形成しやすくなる。（iii）溝付ベンド管５１の管軸直交断面の溝数は、ヘアピン管４の管軸直交断面の溝数以上である。溝付ベンド管５１の溝の数が多いほど、溝付ベンド管５１を通過する冷媒が旋回流を形成しやすくなる。
　分岐路７の数は、例えば４～８である。各分岐路７に流れる冷媒の流量は、主流路６を流れる冷媒の流量をＱ、分岐路７の数をＮとしたときに、Ｑ／Ｎである。各分岐路７は、少なくとも３本のヘアピン管４と、ヘアピン管４の端部同士をつなぐ複数のリターンベンド管５を含み、フィン２を６回以上貫通している。
　複数の分岐路７のそれぞれにおける複数のリターンベンド管５は、平滑な内周面を有する少なくとも１つの平滑ベンド管５２と、複数の螺旋状の溝が形成された内周面を有する少なくとも１つの溝付ベンド管５１とを含む。少なくとも１つの平滑ベンド管５２は、ヘッダ３から分岐路７をたどったときにヘッダ３に最も近いところに位置している。詳細には、図１Ａに示すように、各分岐路７のそれぞれは、３本のヘアピン管４と、ヘアピン管４の端部同士をつなぐ２本のリターンベンド管５を含む。２本のリターンベンド管５のうちヘッダ３から分岐路７をたどったときにヘッダ３に最も近いところに位置している１本のリターンベンド管５は平滑ベンド管５２である。平滑ベンド管５２以外の１本のリターンベンド管５は溝付ベンド管５１である。
　変形例として、図１Ｃおよび図１Ｄに示すように、各分岐路７は、５本のヘアピン管４と、ヘアピン管４の端部同士をつなぐ４本のリターンベンド管５を含む。４本のリターンベンド管５のうちヘッダ３から分岐路７をたどったときにヘッダ３に最も近いところに位置しているリターンベンド管５は平滑ベンド管５２である。図１Ｃでは、平滑ベンド管５２以外の３本のリターンベンド管５の全てが溝付ベンド管５１である。図１Ｄでは、ヘッダ３に最も近いところに位置している平滑ベンド管５２以外の３本のリターンベンド管５のうち、２本のリターンベンド管５は溝付ベンド管５１であり、１本のリターンベンド管５は平滑ベンド管５２である。ヘッダ３に最も近いところに位置している平滑ベンド管５２以外の３本のリターンベンド管５における平滑ベンド管５２は、ヘッダ３から分岐路７をたどったときにヘッダ３から最も遠いところに位置している。ヘッダ３に最も近いところに位置している平滑ベンド管５２以外の３本のリターンベンド管５のうち、少なくとも１本のリターンベンド管５が溝付ベンド管５１であれば、その溝付ベンド管５１以外のリターンベンド管５は、溝付ベンド管５１であってもよいし、平滑ベンド管５２であってもよい。溝付ベンド管５１以外のリターンベンド管５における溝付ベンド管５１および平滑ベンド管５２の本数および位置は任意に設定できる。
　また、リターンベンド管５のうちヘッダ３側に位置する１つまたは複数のリターンベンド管５（すなわち、リターンベンド管をヘッダ３側から数えたときの１番目からｎ（ｎは自然数）番目までのリターンベンド管５）は平滑な内周面を有する平滑ベンド管５２であり、残りのリターンベンド管５は上述した溝付ベンド管５１である。各分岐路７における平滑ベンド管５２と溝付ベンド管５１の割合は、分岐路７内の冷媒の乾き度により決定される。例えば、冷媒の乾き度が０．８以下の領域には溝付ベンド管５１を用い、冷媒の乾き度が０．８より大きい領域には平滑ベンド管５２を用いる。
　次に、リターンベンド管５の効果について説明する。図３は、空気調和装置における熱交換器１Ａの実使用範囲の一例を示している。暖房運転時に熱交換器１Ａを蒸発器として使用した場合、上述したように、冷媒流路１０の入口側の主流路６では冷媒の流量が大きく、冷媒流路１０の出口側の各分岐路７では冷媒の流量が小さい。
　まず、冷媒の流量が小さい各分岐路７におけるリターンベンド管５の効果について説明する。
　冷媒は気液二相状態で各分岐路７に流入し、大気中の空気から熱を受熱することで冷媒中の液相が徐々に気化する。このため、冷媒の乾き度は上流から下流に向けて大きくなっていく。一般に、気液二相冷媒がヘアピン管を通る際、液相の量が多いほど旋回流が形成されやすい。各分岐路７の上流側では乾き度が小さいため、液相の量が多くなり、旋回流が形成されやすい。このため、各分岐路７の第１端からしばらく下流に向かった旋回流が形成されやすい上流側領域ではリターンベンド管５に溝付ベンド管５１を使用する。平滑ベンド管５２を使用した場合、旋回流がリターンベンド管５で崩れた後にヘアピン管４内で再形成されるまでに、ある程度の管長さ(旋回流再形成区間)が必要となる。これに対し、溝付ベンド管５１を使用した場合、リターンベンド管５直後における旋回流再形成区間を比較的短くすることができるため、ヘアピン管４の内壁面である伝熱面をより有効に使うことができ、熱交換能力を増大させることができる。一方、各分岐路７の下流側では乾き度が大きいため、液相の量は少なくなり、旋回流は形成され難い。このため、各分岐路７の第２端からしばらく上流に向かった旋回流が形成され難い下流側領域では平滑ベンド管５２を使用する。これにより、下流側領域に溝付ベンド管５１を使用した場合に比べて冷媒の圧力損失を低減させることができる。これにより、圧縮機の吸入圧力を上昇させることができ、冷凍サイクル装置の性能を向上させることができる。
　次に、冷媒の流量が大きい主流路６におけるリターンベンド管５の効果について説明する。
　主流路６における溝付ベンド管５１の溝の深さは、分岐路７における溝付ベンド管５１の溝の深さよりも浅いことが好ましい。主流路６では、冷媒の流量が大きいだけでなく、冷媒の乾き度が極めて小さい。すなわち、液相の量が多いため、旋回流が形成されやすい。そこで、比較的に溝の浅い溝付ベンド管５１を使用することで、旋回流を保ちつつ圧力損失の増大を抑えることができる。
　ただし、製造時の作業性を考慮して熱交換器１Ａの構成部品の種類を少なくするという観点からは、主流路６における溝付ベンド管５１の溝の深さは、分岐路７における溝付ベンド管５１の溝の深さと等しくてもよい。
　あるいは、主流路６においては溝付ベンド管５１の代わりに平滑ベンド管５２を使用してもよい。図１Ｅに示すように、主流路６におけるリターンベンド管５は、平滑な内周面を有する平滑ベンド管５２であってもよい。また、図１Ｆに示すように、主流路６のリターンベンド管５のうちヘッダ３から分岐路７を介して主流路６をたどったときにヘッダ３から最も遠いところに位置するリターンベンド管５は平滑な内周面を有する平滑ベンド管５２であってもよい。あるいは、主流路６の全てのリターンベンド管５は平滑な内周面を有する平滑ベンド管５２であってもよい。この場合、溝付ベンド管５１を使用してより旋回流を再形成しやすくするよりも、平滑ベンド管５２を使用して圧力損失を低減させた方が冷凍サイクル装置全体としては性能が向上する。
　＜変形例＞
　主流路６は、必ずしも少なくとも２本のヘアピン管４を含む必要はなく、ヘアピン管４を１本だけ含んでいてもよい。また、主流路６は、必ずしもヘアピン管４を含んでいる必要はなく、フィン２を一回だけ貫通するようにストレート管で構成されていてもよい。
　（第２実施形態）
　次に、図４Ａを参照して、本発明の第２実施形態に係るフィンチューブ型熱交換器１Ｃを説明する。なお、本実施形態では、第１実施形態と同一構成部分には同一符号を付し、その説明を省略することがある。なお、図４Ａでは、主流路６の入口（又は出口）が上側に配置されていたが、図４Ｂに示すように、主流路６の出口（又は入口）を下側に配置してもよい。図４Ｂのフィンチューブ型熱交換器１Ｄでは、冷房運転時の冷媒の流れ方向を矢印で示している。
　本実施形態では、主流路６と分岐路７の間に複数の中継路８が設けられており、各分岐路７の第１端が主流路６の第２端に中継路８を介して接続されている。すなわち、本実施形態では、冷媒流路が二段で分岐するパス構成を有している。なお、冷媒流路が３段以上で分岐するように、中継路８のいくつかあるいは全てがさらに分岐していてもよい。
　例えば、中継路８の数は３つ、分岐路７の数は６つである。この場合、全ての中継路８の第１端が主流路６の第２端に接続され、各中継路８の第２端に２つの分岐路７の第１端が接続される。
　各中継路８は、１本のヘアピン管４のみを含んでおり、フィン２を２回貫通していてもよい。さらに、各中継路８は、少なくとも２本のヘアピン管４と、ヘアピン管４の端部同士をつなぐリターンベンド管５を含み、フィン２を４回以上貫通していてもよい。この場合、各中継路８におけるリターンベンド管５として、溝付ベンド管５１を用いることが好ましい。中継路８における溝付ベンド管５１の溝の深さは、分岐路７における溝付ベンド管５１の溝の深さと等しくてもよいし、分岐路７における溝付ベンド管５１の溝の深さよりも浅いことが好ましい。
　さらに、主流路６は、少なくとも２本のヘアピン管４と、ヘアピン管４の端部同士をつなぐリターンベンド管５を含み、フィン２を４回以上貫通していてもよい。各中継路８におけるリターンベンド管５に溝付ベンド管５１を用いるとき、中継路８における溝付ベンド管５１の溝の深さが分岐路７における分岐路７における溝付ベンド管５１の溝の深さと等しい場合は、主流路６におけるリターンベンド管５として、溝の深さが分岐路７における溝付ベンド管５１の溝の深さと等しいまたはそれよりも浅い溝付ベンド管５１を用いることが好ましい。あるいは、中継路８における溝付ベンド管５１の溝の深さが分岐路７における分岐路７における溝付ベンド管５１の溝の深さよりも浅い場合は、主流路６におけるリターンベンド管５として、溝の深さが分岐路７における溝付ベンド管５１の溝の深さよりも浅く、かつ、中継路８における溝付ベンド管５１の溝の深さと等しい溝付ベンド管５１を用いてもよいし、平滑ベンド管５２を用いてもよい。
　あるいは、主流路６におけるリターンベンド管として平滑ベンド管５２を用いる場合には、各中継路８におけるリターンベンド管５の上流側からいくつかまたは全てが平滑ベンド管５２であってもよい。
　次に、主流路６に平滑ベンド管５２を用い、各中継路８に溝の深さが分岐路７における溝付ベンド管５１の溝の深さよりも浅い溝付ベンド管５１を用いた特殊構成を採用したときの効果を説明する。
　特殊構成においては、溝付ベンド管５１使用部において異なる二種類の溝形状を使い分けている。これは、各中継路８を流れる冷媒の流量が各分岐路７を流れる冷媒の流量の２倍以上であるため、旋回流の形成されやすさに違いがあり、流動様相に合わせて溝付ベンド管５１の溝形状を変えることが好ましいからである。溝付ベンド管５１を二種類使い分けることで熱交換能力を最大限増大させることができるとともに、できる限り圧力損失の増加を防ぐことができる。具体的には、中継路８においては旋回流が分岐路７よりも容易に形成されるため、比較的溝の浅い溝付ベンド管５１を使用することで旋回流をある程度維持しつつも圧力損失の増加を防ぐ。分岐路７においては旋回流の形成が中継路８よりも難しくなるため、比較的溝の深い溝付ベンド管５１を使用することで、旋回流を維持し、熱交換能力を増大させる。特殊構成のように、平滑ベンド管５２および溝形状の異なる二種類の溝付ベンド管５１を流動様相に応じて最適配置することで、冷凍サイクル装置の性能を顕著に向上させることができる。

Claims (9)

  1. 　並列された複数のフィンと、
    　前記複数のフィンを貫通する複数の分岐路と、
    　前記複数の分岐路のそれぞれの一端が接続されたヘッダと、を備え、
    　前記複数の分岐路のそれぞれは、内周面に複数の螺旋状の溝が形成された複数のヘアピン管、および前記ヘアピン管の端部同士をつなぐ複数のリターンベンド管を含み、
    　前記複数の分岐路のそれぞれにおける前記複数のリターンベンド管は、平滑な内周面を有する平滑ベンド管と、複数の螺旋状の溝が形成された内周面を有する溝付ベンド管とを含み、
    　前記平滑ベンド管は、前記ヘッダから前記分岐路をたどったときに前記ヘッダに最も近いところに位置している、フィンチューブ型熱交換器。
  2. 　前記複数の分岐路のそれぞれの他端が直接的にまたは複数の中継路を介して接続された主流路をさらに備え、
    　前記主流路は、前記複数のフィンを貫通しており、内周面に複数の螺旋状の溝が形成された複数のヘアピン管、および前記ヘアピン管の端部同士をつなぐ複数のリターンベンド管を含み、
    　前記主流路における前記複数のリターンベンド管は、平滑な内周面を有する平滑ベンド管と、複数の螺旋状の溝が形成された内周面を有する溝付ベンド管とを含み、
    　前記平滑ベンド管は、前記ヘッダから前記分岐路を介して前記主流路をたどったときに前記ヘッダから最も遠いところに位置している、請求項１に記載のフィンチューブ型熱交換器。
  3. 　前記主流路における前記溝付ベンド管の溝の深さは、前記分岐路における前記溝付ベンド管の溝の深さよりも浅い、請求項２に記載のフィンチューブ型熱交換器。
  4. 　前記中継路は、前記複数のフィンを貫通しており、内周面に複数の螺旋状の溝が形成された複数のヘアピン管、および前記ヘアピン管の端部同士をつなぐリターンベンド管を含み、
    　前記中継路における前記リターンベンド管は、複数の螺旋状の溝が形成された内周面を有する溝付ベンド管であり、
    　前記中継路における前記溝付ベンド管の溝の深さは、前記分岐路における前記溝付ベンド管の溝の深さよりも浅い、請求項２に記載のフィンチューブ型熱交換器。
  5. 　前記複数の分岐路のそれぞれの他端が直接的にまたは複数の中継路を介して接続された主流路をさらに備え、
    　前記主流路は、前記複数のフィンを貫通しており、内周面に複数の螺旋状の溝が形成された複数のヘアピン管、および前記ヘアピン管の端部同士をつなぐリターンベンド管を含み、
    　前記主流路における前記リターンベンド管は、平滑な内周面を有する平滑ベンド管である、請求項１に記載のフィンチューブ型熱交換器。
  6. 　前記複数の分岐路の前記ヘアピン管は、少なくとも３本で構成される、請求項１に記載のフィンチューブ型熱交換器。
  7. 　前記溝付ベンド管の溝のリード角は、前記ヘアピン管の内周面に形成された溝のリード角と等しいかそれ未満である、請求項１に記載のフィンチューブ型熱交換器。
  8. 　前記溝付ベンド管の溝の深さは、前記ヘアピン管の内周面に形成された溝の深さよりも浅い、請求項１に記載のフィンチューブ型熱交換器。
  9. 　前記溝付ベンド管の管軸直交断面の溝数は、前記ヘアピン管の管軸直交断面の溝数以上である、請求項１に記載のフィンチューブ型熱交換器。
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