专利名称：降膜式热交换器管的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种降膜式热交换器管，如用于降膜式蒸发器中的热交换器管，可以在形成于管的外表面上的致冷剂(水)降膜与此管中的水流之间进行热交换，以使致冷剂蒸发；又如用于降膜式吸热器中的热交换器管，可以在滴落或弥散于管的外表面上的吸热液膜与此管中的流体流之间进行热交换，以使吸热液体冷却。
吸热式热交换器，如吸热式冷凝器，通常会以下述方式被使用即热交换器的内部保持真空状态，管外表面上的致冷剂在较低温度下蒸发，通过从管中的水中吸收蒸发潜热，以在管中获得冷水。由此获得的冷水用于空气调节器或类似设备。
与此热交换器相对应，吸热器和蒸发器在同一机体内协同工作。为了连续地获得蒸发过程，由蒸发器产生的致冷蒸气，被吸热形成弥散于热交换器管表面的吸热液体。机体的内部保持恒定的真空度。相应地，为了提高吸热式冷凝器的致冷能力，有必要增加蒸发器中产生的致冷蒸气量，和增加吸热量或吸热能力。改善热交换器管的性能，是提高吸热能力的最有效的方法。为此，本发明的申请人曾提出了一种热交换器管，它具有成形独立叶片，是由通过在管的外表面上设置沿管的轴线方向延伸的凹槽和凸台形成的(日本专利申请特开平9-113066号公报)。
而且，依据降膜式蒸发器，如吸热式水冷却器，在沿热交换器管的外部圆周表面流动的致冷剂与在管内流过的液体(如水)之间，已经进行了热交换，从而冷却了管内的水。在热交换器管上流动的致冷剂，扩散到热交换器管的表面上，在较低的压力下蒸发，同时从热交换器管的表面带走热量，从而冷却热交换器管中的水。
如上所述，与用于蒸发器的降膜式热交换器管相对应，致冷剂如纯净水，弥散在管的外表面上，冷水则流经管的内部。接着，在管的外表面上形成致冷剂液膜。当此致冷剂蒸发时，流经管内的冷水被冷却。既然是这样，当湿润并扩散到热交换器管外表面的致冷剂蒸发时，蒸发潜热从热传导表面上丧失。因此，为了有效地冷却管中的水，有必要尽可能地增大热交换器管和致冷剂之间的接触面积，即热传导表面(管的外表面)的面积。
为了提供满足此要求的降膜式热交换器管，本发明的申请人曾提出了在管外表面上装有大量叶片的热交换器管(日本专利申请特开平7-71889号公报)。依据这一传统的热交换器管，在管的外表面上装有沿相对于管的轴线方向垂直的方向延伸或以螺旋方式延伸的叶片，并且，沿着这些叶片，在叶片的顶部制有凹槽。而且，穿过每个叶片的上半部分，按预定节距制有凹槽。每个凹槽两侧壁之间形成的夹角在70°-150°范围之内。
此热交换器管具有下述优点，致冷剂的扩散性能极好，若有较大的热传导表面面积，会产生比现有技术水平更优异的传热性能。
上述在日本专利申请特开平9-113066号公报中所介绍的吸热器的传统热交换器管在管的外表面上以3/25的比率(凹槽/管圆周长度)具有凹槽。因此，此管对于吸热液体在圆周方向上具有足够的扩散性能。但是，另一方面，在管的轴线方向上，扩散性能很差，以致于吸热液在吸收蒸发器产生的蒸气之前就离开了管的表面，从而使性能降低。
上述在日本专利申请特开平7-71889号公报中所描述的用于蒸发器的传统热交换器管，已经达到了最初预期的目标。然而，如下所述，随着近年来对更高性能的日益增长的需求，作为用于蒸发器的热交换器管，此管的传热性能已经不能满足要求。依据这一传统的热交换器管，在叶片的纵向上制有凹槽，每个叶片的上半部分被分成两部分，从与叶片的纵向方向垂直的截面看为Y形，每个叶片的切分角度在70°-150°的范围之间。因此，这些分开的部分关闭了末端的叶片之间的凹槽，致冷剂向叶片之间的凹槽扩散的能力很差，形成较厚的液膜，从而降低了蒸发性能。
而且，叶片在沿垂直于叶片纵向方向的方向延伸凹槽处断开。由于凹槽的深度小于叶片的高度，因此，在管的轴线方向不能提供足够的致冷剂扩散性能。结果，形成很厚的液膜，降低了蒸发性能。
本发明的目的是提供一种降膜式热交换器管，包括用于降膜式吸热器的热交换器管，具有已改善的吸热液体在管轴线方向上的扩散性能，还包括用于降膜式蒸发器的热交换器管，具有更薄的致冷剂更高的蒸发性能和良好的热交换性能。
依据本发明的降膜式热交换器管包括形成于管内表面的突起中的肋并且相邻肋之间保持有适当的距离呈螺旋形延伸；形成于管外表面的凹槽并且相邻凹槽之间保持有适当的距离呈螺旋形延伸；以及形成于管的外表面上并呈螺旋式布置的多个独立的凸台。所述凸台在其上表面上有一个凹口，由此，凸台上与管内表面上的肋正对的区域低于与肋之间的区域正对的区域。形成于管内表面的突起中的肋并且相邻肋之间具有适当的距离呈螺旋形延伸；多个独立的凸台，形成于管的外表面上，呈螺旋式布置。上述凸台在其上表面上有一个凹口，由此，凸台上与管内表面上的肋正对的区域低于与肋之间的区域正对的区域。
在这个降膜式热交换器管中，管外表面上的凹槽和管内表面上的肋最好形成于彼此互相正对的位置上。每个凸台被制成四边形锥体，高度为0.20至0.40mm。而且，每个凸台的面积比率(A)最好在0.25≤A≤0.40范围内，面积比率为上表面面积和下表面面积的比率。而且，从与管的轴线垂直的横截面的视点来看，独立凸台上表面上的凹槽的节距(P)最好在5.75≤P≤6.75mm的范围内。而且，肋和管的轴线方向之间形成的夹角θ最好在40°≤θ≤44°范围内，而且凸台在管的轴线方向上的节距PF最好在0.89≤PF≤1.12mm范围之内。
依据本发明，如具有四边形锥体形状的独立凸台在管的外表面上呈螺旋状布置。凸台的上表面上在对应于管内表面上的肋的区域有凹口。凸台的上表面有一个较高的部分和一个较低的部分。由于这种布置，当致冷剂弥散时，较高部位处的致冷剂因表面张力被拉入较低部位处，使凸台较高部位处的致冷剂薄膜厚度最终减小，从而改善了蒸发传热性能。而且当弥散的致冷剂沿螺旋状布置的凸台之间的区域流动时，致冷剂被导入成形于管外表面上的凹槽，从而降低了存在于其它部分的致冷剂的厚度，改善了蒸发传热性能。
依据本发明，在管的外表面上彼此互相独立的凸台的边缘沿管的轴线方向伸展。相应地，凸台之间沿管的轴线方向上的距离在圆周方向上改变，因此，夹在凸台之间的空间的大小也发生改变。结果，在热交换器管的外表面上，滴落或弥散的液体不能沿管的圆周方向顺利地流动，而能沿管的轴线方向顺利地流动。因此提高了液体在轴线方向上的扩散能力。
热交换器管通常由铜或铜合金制成，也可以由铝、铝合金、钢、钛等材料制成。
图1是显示本发明一实施例的降膜式热交换器管的一部分的透视图。
图2是说明凹口节距(P)的剖视图。
图3是说明肋的前置角的剖视图。
图4是显示了本发明另一实施例的吸热式热交换器管的一部分的透视图。
图5是图4所示的吸热式热交换器管的剖视图，包括管的轴线。
图6是说明面积比率A的示意图。
图7是凸台的俯视图。
图8是垂直于管的轴线的表面的剖视图。
图9是显示用于检测热交换器管的性能的检测仪器的示意图。
图10是说明整体传热系数与凸台节距之间的对应关系的图表。
图11是说明整体传热系数与面积比率A之间的对应关系的图表。
图12是说明整体传热系数与凹槽节距P之间的对应关系的图表。
图13是说明整体传热系数与肋的前置角θ之间的对应关系的图表。
图14是说明整体传热系数与凸台高度FH之间的对应关系的图表。
图15是说明整体传热系数与管外表面上的凹槽与管轴线形成的夹角θ之间的对应关系的图表。
图16是说明整体传热系数与凸台边缘部位延伸部分的面积AF1和夹在凸台之间的空间的面积AF2的面积比率AF之间的对应关系的图表。
图17是说明整体传热系数与凸台4沿管的圆周方向上的节距PR之间的对应关系的图表。
图18是说明整体传热系数与凸台上表面面积和下表面面积的面积比率A之间的对应关系的图表。
图19是说明整体传热系数与管的外表面上凹槽圆周长度节距P之间的对应关系的图表。
图20是说明整体传热系数与凸台在垂直于管的轴线方向截面上的节距PF之间的对应关系的图表。
下面将参考附图详细地说明本发明的实施例。图1所示是依据本发明第一实施例的降膜式热交换器管的局部剖分透视图。图1展示了管在管的轴线方向和管的圆周方向上的表面的一部分。如图所示，本实施例的热交换器管1在管内表面上有突起或肋5，沿向管的轴线方向倾斜的方向伸展，即沿螺旋方向伸展。相邻的肋之间保持适当的距离。在管的外表面上，有以同样方式螺旋式伸展的凹槽2。管外表面上的凹槽2与管内表面上的肋5在互相正对的位置布置。凹槽4位于管内表面上夹在肋5之间的区域，凸面3位于管外表面上夹在凹槽2之间的区域。
在管的外表面上，布置有螺旋式点状排列的独立凸台6。螺旋状分布的凸台6相对于管的轴线方向的倾斜角不同于螺旋状分布的凹槽2相对于管的轴线方向的倾斜角，凸台6的布置方向和凹槽2的伸展方向彼此互相交叉。这些凸台6中，被布置于部分延伸至凹槽2上的凸台6，在其上表面上与凹槽2正对的位置有凹口。相应地，这些凸台6中的每一个都有位于凸面3上方的部位7和位于凹槽2上方的部位8，并且，部位7比部位8高。因此，在部位7和部位8之间产生了一个台阶。
图2是图1中所示的热交换器管沿垂直于管的轴线方向的线剖开的剖视图。在管的圆周方向上，凹口表现为凹槽2本身或凸台6上表面上的凹口(部位8)。相应地，凹槽2在管圆周方向上的节距P在图2中由箭头指示。节距P位于凸台6上表面的外层。
图3是图1所示的热交换器管沿管的轴线方向剖开的剖视图。如图3所示，由螺旋状伸展的肋5的延伸方向相对于管的轴线方向形成的夹角是θ。θ是由和管的轴线平行延伸的线与管内表面上肋5相交形成的。凸台在管的轴线方向上的节距(PF)是在凸台顶部的中央位置标明的节距。
接着，下面将介绍依据本实施例的具有上述结构的用于蒸发器的降膜式热交换器管的操作方法。首先，水流经热交换器管1的内部，并且，致冷剂(水)滴落或弥散于管的外表面上。然后，致冷剂附着在管外表面上形成液膜。呈液膜状态的致冷剂在较低压力下蒸发，流经热交换器管内部的水被致冷剂蒸发时的蒸发潜热所冷却。
在这种情况下，在管的外表面上，螺旋状分布的某些独立的凸台6，由于在凸台上表面有较高部位7和较低部位8，分别形成台阶。相应地，致冷剂刚一弥散之后，位于较高部位7的致冷剂就被拉进较低部位8的致冷剂中，因此，处于较高部位7上的致冷剂形成一层更薄的液膜。而且，在凸台6的底部，致冷剂流经凸台之间的空间。然而，由于管外表面上与管内表面上的肋5相对应的部位是有凹口的凹槽2，致冷剂被导向凹槽2并沿这些凹槽2流动。结果，其它部位的致冷剂是更薄的薄膜。由于管外表面上的致冷剂是很薄的薄膜，便于致冷剂的蒸发，从而提高了传热性能。
凸台6最好制成高度在0.20-0.40mm范围内的四边形锥体。如果凸台6的高度低于0.20mm，凸台较高部位和凸台间底部两者之间的致冷剂的间隙会变小。这减少了被表面张力拉进凹槽中的致冷剂的量，使得在凸台6较高部位7处的致冷剂形成较厚的液膜，结果导致了冷却性能的降低。另一方面，如果凸台6高于0.4mm，凸台较高部位处的致冷剂被表面张力拉入凸台之间的空间，凸台较高部位处的致冷剂是更薄的液膜。然而，由于致冷剂被如此容易地拉入凸台之间的空间，此空间中的致冷剂是很厚的液膜，也降低了冷却性能。因此，凸台的高度最好在0.20-0.40mm范围之内。
比率(A)，即凸台6的上表面的面积(S1)与由凸台底端的轮廓线确定的凸台下表面的面积(S2)之比，即(A)＝S1/S2，最好在0.25-0.4的范围之内。面积S1和S2是表面的投影面积。因此，不管是否存在凸的或凹的表面，S1和S2都不会改变。如果面积比率(A)小于0.25，叶片的前端的面积将减小，凸台前端的致冷剂很容易地流入凸台之间的空间。因此，凸台之间的致冷剂是较厚的液膜，降低了冷却性能。另一方面，如果面积比率(A)超过0.40，凸台6之间的距离变小，致冷剂的扩散性能不会出现。因此，面积比率(A)应设定为0.25-0.40范围之内的值。
凸台上表面上的凹槽2在管的圆周方向上的节距P最好在5.75-6.75mm的范围内。如果凹槽2的节距(P)小于5.75mm，致冷剂不会被表面张力拉动，致冷剂就会很厚，没有冷却效果。另一方面，如果节距(P)超过6.75mm，尽管存在表面张力，但凹槽减小，也会降低冷却效果，因此，凹槽2的节距P最好在5.75-6.75mm的范围内。
由凹槽2在管的轴线方向上形成的夹角θ最好在40°-44°的范围内，如果夹角θ小于40°，致冷剂不会被表面张力拉动，致冷剂液膜较厚，不会有冷却效果。另一方面，如果θ超过44°，尽管存在表面张力，但凹槽减小，也会降低冷却效果。因此，由凹槽2在管的轴线方向上形成的夹角θ最好在40°-44°的范围内。
而且，管的外表面上的凸台6在管的轴线方向上的节距PF最好在0.89≤PF≤1.12mm的范围内。如果节距PF小于0.89mm，致冷剂不会很容易地流入凸台之间的空间，致冷剂在管的表面上的扩散能力变差，从而降低了冷却性能。另一方面，如果节距PF超过1.12mm，致冷剂会很容易地流入凸台之间的空间，以至于凸台之间的致冷剂很厚，也降低了冷却性能。
具有图1中所示的形状的热交换器管，可以下述的方式生产。例如，可以采用外径为16mm，厚度为0.70mm的脱氧磷铜管(JISH3300，C1201-1/2H)，螺旋状叶片在管的轴线方向上以等定节距在管的外表面上滚压来制成，螺旋状叶片可用齿轮盘在管的圆周方向上以等定节距压制而成。因此形成了如图1中所示的在管的外表面上呈螺旋状分布的独立凸台。而且，在管的内表面上，安置一个带有螺旋状凹槽的心轴，在管的外表面上制作螺旋状叶片的同时，在管的内表面上制作螺旋状的肋。因此，可以生产出如图1中所示的热交换器管。
所采用的原始管不仅限于脱氧磷铜管，各种其它材料，如铜合金、铝合金、钢、钛等都可用于这种管。而且管材料的热处理，不仅限于1/2H硬化，也可以是软化退火回火。
下面将介绍本发明的第二实施例。下面的实施例适合用于吸热器的热交换器管。
图4所示是本发明的第二实施例中用于吸热器的热交换器管的一部分的透视图。图5是被包括管的轴线的平面剖开的剖视图。图8是沿垂直于管的轴线的平面剖开的剖视图。热交换器管31在其内表面上有许多肋32，沿偏离管的轴线的方向的方向螺旋状延伸。在热交换器管31的外表面上与肋32正对的区域中，有以同样方式螺旋状延伸的凹槽33。在热交换器管31的外表面上还有互相独立的凸台34。这些凸台34基本上是四边形锥体形状，这些凸台34在每个平行于管轴方向的凸台的两边有沿管轴方向伸展的伸展部分35。每个凸台34的上表面有凹口36，在与管的外表面上的凹槽33正对的区域(即也与管的内表面上的肋32正对的区域)下凹。
在用于吸热器的具有上述结构的热交换器管中，凸台34在外表面上互相独立布置，其边缘部分沿管的轴线方向延伸形成延伸部分35。相应地，夹在凸台之间的空间在管的轴线方向上相对于在管的圆周方向上来说，变得不均匀。这种结构便于滴落或弥散于热交换器管的外表面上的吸热液体(LiBr)沿管的轴线方向的流动，提高了吸热液体的扩散能力。传统的这种类型的热交换器管，管的直径为15.88mm，其厚度约为1.2mm或更大。但是，根据本实施例，通过改造管的加工方法，管的壁厚可定为0.75mm或更少。采用这种布置，在管的外表面上，与管的内表面上的肋32部分即管的内表面上的突出部分正对的区域上形成了凹槽33。由于这些凹槽33的产生，管的外表面上的吸热液体沿管的圆周方向的流动速度和其上没有凹槽33的情形相比变得更慢，从而提高了吸热液体在管轴线方向上的扩散能力。
在这种情况下，如果每个基本形状为四边形锥体的独立凸台34的面积比率A，即凸台的上表面的面积与凸台下表面的面积之比，小于0.25，每个叶片的上表面的面积将减小。因此，滴落或弥散于管的外表面上的液体很容易地流入夹在凸台之间的空间，并且Marangoni对流也被打断。而且，当面积比率(A)超过0.40时，凸台之间的空间变窄，以至于吸热液不能顺利地流入此空间，降低了传热性能。因此，凸台的上表面的面积与凸台下表面的面积比率(A)最好在0.25-0.40范围之内。
而且，如图8所示，在垂直于管的轴线的剖视图中，如果凸台34的上表面上的凹槽36的圆周长度上的节距P小于5.75mm，液体在管的圆周方向上的流动速度减小，但是吸热液体在管的外表面上变厚，降低了传热性能。另一方面，如果节距P超过6.75mm，液体在管的圆周方向上的流动速度增加，吸热液体在管的轴线方向上的扩散能力变差。因此，凹口36的节距P最好在5.75-6.75mm的范围内。
如果管外表面上凹槽33与管的轴线方向上形成的夹角θ小于30°，液体在管的圆周方向上的流动速度减小，降低了传热性能。另一方面，如果夹角θ超过50°，液体在管的圆周方向上的流动速度增加，这会降低吸热液体在管的轴线方向上的扩散能力。因此，夹角θ最好设定为30°-50°的范围之间的值。
如图5所示，如果凸台34在管的轴线方向上的节距PF小于0.62mm，凸台34之间的空间会变窄，吸热液体不能顺利地流入此空间，因而降低了传热性能。另一方面，如果节距PF超过1.33mm，凸台34之间的空间会变得太宽，从而降低了沿管轴线方向的扩散性能。因此，凸台34在管的轴线方向上的节距PF最好在0.62-1.33m的范围内。
而且，如图8所示，如果凸台在管的圆周方向上的节距PR小于0.50mm，吸热液体沿管的轴线上的扩散能力降低，从而降低了传热性能。另一方面，如果节距PR超过1.20mm，滴落或弥散在热交换器管31上的吸热液体在管的圆周方向上会变得很容易流动，从而降低了吸热液体的扩散性能。
而且，如图6和图7所示，如果面积比率AF，即凸台边缘部位的伸展部分35的面积AF1与凸台34之间的空间的面积AF2的比率，AF＝AF1/AF2，小于0.05，滴落或弥散在热交换器管上的吸热液体在管的圆周方向上的流动会变得很容易，从而降低了吸热液体的扩散性能。另一方面，如果面积比率超过0.65，滴落或弥散在热交换器管上的吸热液体不能很顺利地在凸台之间流动，从而降低了吸热液体的扩散性能。因此，面积比率AF最好在0.05-0.65范围之内。例1下面将介绍与超出本发明权利要求4-8的范围的对比例子相比较，可验证上述数值范围的效果的例子。
上面的表1介绍了管的内表面和外表面的尺寸。在表1中，每个标记代表下述尺寸D0原始管的外径(mm)T原始管的壁厚(mm)DF叶片制造件的最大外径(mm)FH凸台的高度(mm)FW底壁的厚度(mm)PF凸台的节距(mm)A凸台的面积比率P凹槽的节距(mm)θ肋与管的轴线方向形成的夹角(°)K0整体传热系数(Kcal/m2·h℃)图9所示是用来完成热交换器管的性能测定的测试仪器。空腔9的内部被隔板9a分别分成蒸发器和吸热器两个内腔。在每一个隔开的内腔里，热交换器管10被水平布置，并相应地串联连接。蒸气可以从隔板9a的顶部流过。
在蒸发器中，水从进水口11中被导入热交换器管10，从热交换器管10的顶端出水口12排出。在这些热交换器管10的上侧，有一个用于将致冷剂导入内腔中的致冷剂入口13。致冷剂(水)从致冷剂入口13向下流到这些热交换器管10上。致冷剂泵21把从致冷剂出口24流出的集中在内腔中的致冷剂送到致冷剂入口13。
另一方面，在吸热器中，冷却水被从冷却水入口17导入位于底端的热交换器管10中，冷却水经位于顶端的冷却水出口18从热交换器管10中被排出。在这些热交换器管10的上方，有一个把LiBr水溶液导入内腔中的LiBr水溶液入口15，LiBr水溶液从这个LiBr水溶液入口15向下流到热交换器管10上。集中在内腔9底部的LiBr水溶液由泵22经LiBr水溶液出口16被排出。在内腔9中，还有一个数字流体压力计20和阀门19，用于从内腔中排出气体。
在蒸发器中，通过致冷剂的蒸发冷却了在热交换器管10中流动的水的致冷剂，一部分以液体形态集中在内腔的底部，其余致冷剂以蒸气形态经隔板9a的顶部进入吸热器。然后致冷剂蒸气被向下流到热交换器管10上的LiBr水溶液吸收。
检测蒸发器性能的测试条件如下所述蒸发压力6.0mmHg致冷剂弥散量1.00 kg/m·min冷水流速1.50m/sec(以管端截面为基准设置)出口处冷水的温度7.0℃管的排列1排×4层(每层节距24mm)回路数4回路检测吸热器性能的测试条件如下所述蒸发压力6.0mmHg入口处LiBr水溶液的浓度重量的63％入口处LiBr水溶液的温度46℃冷水流速1.50m/sec出口处冷水的温度32℃管的排列1排×6层(每层节距24mm)回路数6回路表面活化剂添加二乙基己醛LiBr水溶液的吸热液体量0.027kg/ms整体传热系数K0按下述公式(1)由获得的测量值计算得出。
K0＝Q/(ΔT/A0)..(1)其中Q=G·Cp·(Tin-Tout)ΔTm＝(Tin-Tout)/In{(Tin-Te)/(Tout-Te)}A0＝π·D0·L·NQ蒸发器冷却能力(Kcal/h)G蒸发器中水的流量(kg/h)Cp水的比热(kcal/kg·℃)
Tin入口处水的温度(℃)Tout出口处水的温度(℃)ΔTmTin(入口处水的温度)和Tout(出口处水的温度)的算术平均温度差值(℃)Te致冷剂的蒸发温度(℃)K0整体传热系数(kcal/m2·h·℃)A0原始管的标准外表面面积(m2)D0原始管的外径(m)L管的有效长度(m)N管的数量(根)图10是说明由公式(1)计算得出的整体传热系数与凸台节距PF之间的对应关系的图表。图11是说明整体传热系数与面积比率A之间的对应关系的图表。图12是说明整体传热系数与凹槽节距P之间的对应关系的图表。图13是说明整体传热系数与肋的前置角θ之间的对应关系的图表。图14是说明整体传热系数与凸台高度FH之间的对应关系的图表。如图10至14及表1所示，当致冷剂以1.0kg/m/sec的速度弥散时，例子A1至A13的整体传热系数高于比较例B1至B15的整体传热系数。
依据本发明，达到了提高致冷剂的扩散性能的效果，由于致冷剂液膜和吸热液体的薄膜的形成，极大地提高了其蒸发性能和吸热性能。例子A1-A13中的热交换器管有更高的蒸发传热性能和吸热传热性能。因此，依据本发明，同样类型的热交换器管可以安装在蒸发器和吸热器中。例2下面将介绍为验证图4-8中所示的本发明的第二实施例的效果而进行的测试的结果。下面的表2和表3介绍了管的内表面和外表面的尺寸，表2介绍了本发明的例子，表3介绍了比较例。
表2
表3
<p>在表2和表3中，每个标记代表下述尺寸D0原始管的外径(mm)T原始管的壁厚(mm)DF叶片制造件的外径(mm)FW底壁的厚度(mm)PF凸台在管的轴线方向上的节距(mm)A凸台的面积比率P凹槽的节距(mm)PR凸台在管的圆周方向上的节距(mm)AF凸台边缘部位延伸部分的面积AF1和夹在凸台之间的空间的面积AF2的面积比率。
θ管外表面上凹槽33与管的轴线方向形成的夹角测试条件如下所述容器内压力6.0mmHg入口处LiBr水溶液的浓度重量的63％入口处LiBr水溶液的温度46℃冷水流速1.50m/sec入口处冷水的温度32℃LiBr水溶液的流量0.017-0.035kg/ms表面活化剂添加二乙基己醛管的排列1排×6层(每层节距26mm)回路数6回路冷却水流量以管(原始管)末端部位的截面为基准设置。而且，LiBr水溶液的流量是沿管的一侧流下的吸热液体的流量。整体传热系数Ko是按上述公式(1)由获得的测量数据计算得出。
图15是说明由公式(1)计算得出的整体传热系数与管外表面上的凹槽33与管轴线形成的夹角θ之间的对应关系的图表。图16是说明整体传热系数与凸台边缘部位延伸部分35的面积AF1和夹在凸台之间的空间的面积AF2的面积比率AF之间的对应关系的图表。图17是说明整体传热系数与凸台34沿管的圆周方向上的节距PR之间的对应关系的图表。图18是说明整体传热系数与凸台34上表面面积和下表面面积的面积比率A之间的对应关系的图表。图19是说明整体传热系数与管的外表面上凹槽33圆周长度节距P之间的对应关系的图表。图20是说明整体传热系数与凸台34在垂直于管的轴线方向截面上的节距PF之间的对应关系的图表。如图15至20及表2和表3所示，满足本发明权利要求9-15的例子C1至C14的整体传热系数高于比较例D1至D17的整体传热系数。
如上所述，依据本发明，由于独立凸台边缘沿管的轴线方向延伸形成延伸部分，并且由于管外表面上有凹槽，吸热液体在管的圆周方向和管的轴线方向上显示出改善的扩散性能，从而提高了吸热传热性能。这使得提供一种高性能的小型仪器成为可能，并且减少了制作热交换器管的材料用量。
权利要求
1.一种用于提高管的外表面上液膜与此管中的水流之间进行热交换的降膜式热交换管，其特征在于，它包括形成于管内表面的突起中的肋并且相邻肋之间保持有适当的距离呈螺旋形延伸；形成于管外表面的凹槽并且相邻凹槽之间保持有适当的距离呈螺旋形延伸；以及形成于管的外表面上并呈螺旋式布置的多个独立的凸台，上述凸台在其上表面上有一个凹口，由此，凸台上与管内表面上的肋正对的区域低于与肋之间的区域正对的区域。
2.按照权利要求1所述的降膜式热交换器管，其特征在于，管外表面上的凹槽和管内表面上的肋被形成为彼此互相正对的位置。
3.按照权利要求1或2所述的降膜式热交换器管，其特征在于，每个凸台都是四边形锥体。
4.按照权利要求3所述的降膜式热交换器管，其特征在于，每个凸台的高度在0.20-0.40mm的范围之内。
5.按照权利要求1至4中任一项权利要求所述的降膜式热交换器管，其特征在于，每个凸台的面积比率(A)在0.25≤A≤0.40范围内，面积比率为上表面面积和下表面面积的比率。
6.按照权利要求1至5中任一项权利要求所述的降膜式热交换器管，其特征在于，从与管的轴线垂直的横截面的视点来看，独立凸台上表面上的凹槽的节距(P)在5.75≤P≤6.75mm的范围内。
7.按照权利要求1至6中任一项权利要求所述的降膜式热交换器管，其特征在于，肋和管的轴线方向之间形成的夹角θ在40°≤θ≤44°范围内。
8.按照权利要求1至7中任一项权利要求所述的降膜式热交换器管，其特征在于，凸台在管的轴线方向上的节距PF在0.89≤PF≤1.1mm范围之内。
9.按照权利要求1所述的降膜式热交换器管，其特征在于，所述凸台的边缘伸向管的轴线方向，并且热交换器管被用于吸热器。
10.按照权利要求9所述的降膜式热交换器管，其特征在于，每个凸台的面积比率(A)在0.25≤A≤0.40范围内，面积比率为上表面面积和下表面面积的比率。
11.按照权利要求9或10所述的降膜式热交换器管，其特征在于，从与管的轴线垂直的横截面的视点来看，独立凸台上表面上的凹槽的节距(P)在5.75≤P≤6.75mm的范围内。
12.按照权利要求9至11中任一项权利要求所述的降膜式热交换器管，其特征在于，管外表面上的凹槽和管的轴线方向之间形成的夹角θ在30°≤θ≤50°范围内。
13.按照权利要求9至12中任一项权利要求所述的降膜式热交换器管，其特征在于，凸台在管的轴线方向上的节距PF在0.62≤PF≤1.3mm的范围内。
14.按照权利要求9至13中任一项权利要求所述的降膜式热交换器管，其特征在于，凸台在管的圆周方向上的节距PR在0.50≤PR≤1.2mm的范围内。
15.按照权利要求9至14中任一项权利要求所述的降膜式热交换器管，其特征在于，面积比率AF，即凸台边缘部位的伸展部分的面积AF1与凸台之间的空间的面积AF2的比率，在0.05≤AF≤0.65范围之内。
全文摘要
一种热交换管包括形成于管内表面的突起中的肋并且相邻肋之间保持有适当的距离呈螺旋形延伸；形成于管外表面的凹槽并且相邻凹槽之间保持有适当的距离呈螺旋形延伸；以及形成于管的外表面上并呈螺旋式布置的多个独立的凸台，上述凸台在其上表面上有一个凹口，由此，凸台上与管内表面上的肋正对的区域低于与肋之间的区域正对的区域。而且，管外表面上的凹槽和管内表面上的肋最好形成为彼此互相正对的位置。
文档编号F28F1/42GK1239218SQ99103308
公开日1999年12月22日 申请日期1999年3月15日 优先权日1998年3月13日
发明者高桥宏行, 佐伯主税, 古川雅裕, 伊良皆数恭 申请人:株式会社神户制钢所, 三洋电机株式会社