CN102269538A - 制冷剂用传热管及热交换器 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种制冷剂用传热管及热交换器，其为使用二氧化碳作为制冷剂的热泵式热水器的水热交换器，可抑制压力损失的增大、以及有效地提高传热性能。所述制冷剂用传热管为在使用二氧化碳作为制冷剂的热泵热水器(10)的热交换器中使用的制冷剂用传热管(20)，其具备：具有内周面(20a)的主管、设置于内周面(20a)的多个散热片(200)、以及多个散热片(200)间的多个沟部，所述多个沟部具备：具有第一宽度(WA)的第一沟部(210)和具有与第一宽度(WA)不同宽度的第二宽度(WB)的第二沟部(212)。

Description

制冷剂用传热管及热交换器

技术领域

本发明涉及制冷剂用传热管及热交换器。尤其是，本发明涉及使用二氧化碳作为制冷剂的热泵热水器所具有的热交换器中使用的制冷剂用传热管，以及具有该制冷剂用传热管的热交换器。

背景技术

热泵是利用压缩机(即、compressor)，使来自外部的大气、地下水、海水等作为廉价且丰富存在的资源的热源的热发生转移的系统。例如，对于电动热泵不是将电能直接变换为热能，而是通过利用电能作为将热转移的动力源，因此可利用所消耗电力(消耗能量)的近三倍的热能。这与使石油等化石燃料燃烧而形成热能的系统相比，为效率高、对环境负荷小的系统。因此，热泵式热交换器近年来得到广泛利用。

另一方面，在利用冷冻循环的普通热交换器(空调机、冰箱、冷冻机、热水器等)中，以往一直使用氟利昂系制冷剂。但是，出于担心氟利昂系制冷剂对地球温暖化的影响等理由，正在使用对环境负荷小的自然制冷剂，特别是将二氧化碳作为代替。而且，由于经济、环境的理由，例如，作为EcoCute(热泵热水器)以及汽车空调装置用，急剧地增长对组合了上述热泵的自然制冷剂(尤其是二氧化碳)热泵式热交换器的期待。

在使用二氧化碳制冷剂的热泵式热交换器中，一般使用气体冷却器(散热器)和蒸发器(吸热器)作为热交换器，作为这些热交换器中使用的制冷剂用传热管，使用气体冷却器用制冷剂管和蒸发器用制冷剂管。尤其是在使用二氧化碳制冷剂的热泵式热水器中，除了上述两种传热管之外，还使用使制冷剂和热介质之间发生热交换的另外的传热管(气体冷却器用水管)。而且，对于这些传热管(气体冷却器用水管、气体冷却器用制冷剂管、以及蒸发器用制冷剂管)所要求的技术规格各自不同。以下，将使用二氧化碳制冷剂的热泵式热水器的气体冷却器称作水热交换器。作为这种水热交换器用制冷剂管，已知专利文献1及专利文献2所示的内部带有沟的管。

对于专利文献1所述的内部带有沟的管而言，通过使用在空调机中具有实际功效的内部带有沟的管作为水热交换器用制冷剂管，可使水热交换器的性能得到提高。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2006-105525号公报

专利文献2：日本特开2007-178115号公报

发明内容

发明要解决的问题

但是，在专利文献1所述的内部带有沟的管中，由于作为冷冻循环压缩机用的润滑剂的压缩机润滑油混入到在制冷剂管中流动的二氧化碳制冷剂中，因此存在阻碍传热管的热交换的严重问题。这被认为是因为二氧化碳制冷剂和压缩机润滑油的相溶性差。此外，这种问题是以往的氟利昂系制冷剂中所没有的课题。

此外，在专利文献2所述的内部带有沟的管中，相对于放热性能、即热导率的提高，并没有研究有关压力损失的增加。尤其是，在水热交换器中，如果二氧化碳制冷剂的压力损失增大，即便是相同的热交换量，制冷剂温度也会降低，因此不能确保水和制冷剂的温度差，产生没有热交换的区域(即，窄点)。该现象不发生在使用氟利昂系制冷剂的空调机中，是在超临界区域由进行气冷的二氧化碳的热和水的热进行热交换而产生的现象，尤其发生在制冷剂的压力损失大的场合。

此外，制冷剂的温度由制冷剂的压力和焓决定，传热管的热交换量由制冷剂流量和焓差值的乘积而算出。此处，如果焓相等，则制冷剂的压力越小，温度变得越低。即，由于如果制冷剂的压力损失增大，制冷剂的温度降低，因此传热管的热交换量降低。

根据上述内容，在水热交换器中，需要将制冷剂管的压力损失增大控制在与传热性能提高相平滑的程度。

因此，本发明的目的在于提供一种制冷剂用传热管及热交换器，该制冷剂用传热管为以二氧化碳作为制冷剂的热泵式热水器的水热交换器，能抑制压力损失增大的同时，可有效地提高传热性能。

解决问题的方案

(1)本发明为了达成上述目的提供一种制冷剂用传热管，其为在使用二氧化碳作为制冷剂的热泵热水器的热交换器中使用的制冷剂用传热管，具备具有内周面的主管、设置于所述内周面的多个散热片、以及所述多个散热片间的多个沟部，所述多个沟部具备具有第一宽度的第一沟部、和具有与所述第一宽度不同宽度的第二宽度的第二沟部。

(2)此外，在上述制冷剂用传热管中，优选所述第二沟部周期地设置于所述内周面。

(3)此外，在上述制冷剂用传热管中，优选所述多个散热片分别具有0.15mm以上的高度。

(4)此外，在上述制冷剂用传热管中，优选所述多个散热片分别具有0°以上、3°以下的扭转角。

(5)此外，本发明为了达成上述目的，提供一种具有上述(1)～(4)中任一项所述的制冷剂用传热管的热交换器。

发明效果

根据本发明所涉及的制冷剂用传热管及热交换器，可提供一种以二氧化碳作为制冷剂的热泵式热水器的水热交换器，能抑制压力损失增大的同时，可有效地提高传热性能的制冷剂用传热管以及热交换器。

附图说明

图1为本发明第一实施方式所涉及的热泵式热水器构成的概要图。

图2为本发明第二实施方式所涉及的制冷剂用传热管的剖面图。

图3为本发明第三实施方式所涉及的制冷剂用传热管的剖面图。

图4为本发明第四实施方式所涉及的水热交换器的结构的概要图。

图5为本发明第五实施方式所涉及的水热交换器的结构的概要图。

图6为用于评价传热性能的双重管式热交换器的模式图。

图7为表示显示油浓度为5.0％时，对于实施例1、比较例1(内部带有沟的管)，平均制冷剂温度与、管内热导率平滑管比(相对于比较例4的比)和压力损失平滑管比(以下，称为性能压力损失比)的比的关系的评价结果的图。

符号说明

10：热泵式热水器；

11：压缩机；

12：水热交换器；

13：膨胀阀；

14：吸热器；

15、15a、15b、15c：配管；

20：制冷剂用传热管；

20a：内表面；

20b：外表面；

30：制冷剂用传热管；

41：水管；

51：水管；

60：制冷剂用传热管；

61：水管；

62：双重管式热交换器；

200：散热片；

210：第一沟部；

212：第二沟部；

300：散热片；

400：热交换器；

500：热交换器。

具体实施方式

实施方式的要点

提供一种制冷剂用传热管，其为在使用二氧化碳作为制冷剂的热泵热水器的热交换器中使用的制冷剂用传热管，具备具有内周面的主管、设置于所述内周面的多个散热片、以及所述多个散热片间的多个沟部，所述多个沟部具备具有第一宽度的第一沟部和具有与所述第一宽度不同宽度的第二宽度的第二沟部。

第一实施方式

图1显示使用本发明第一实施方式所涉及的制冷剂用传热管而构成的热泵热水器构成的概要。

第一实施方式所涉及的热泵式热水器10为，作为将二氧化碳作为制冷剂而使用的二氧化碳制冷剂热泵式热水器的热泵式热水器10。热泵式热水器10具有压缩机11、作为具有后述的制冷剂用传热管20的热交换器的水热交换器12、膨胀阀13、吸热器(蒸发器)14。而且，通过用配管15相互连接压缩机11和水热交换器12，用配管15a相互连接水热交换器12和膨胀阀13，用配管15b相互连接膨胀阀13和吸热器14，用配管15c相互连接吸热器14和压缩机11，来构成冷冻循环。二氧化碳制冷剂被封入该冷冻循环内。这里，在从压缩机11的排出部到经水热交换器12的膨胀阀13的入口部的区域，制冷剂为超临界状态(即，超过临界压力的状态)。此外，作为压缩机11的润滑油，可使用例如聚烷撑二醇油(PAG油)。

热泵式热水器10的工作

接着，对热泵式热水器10的工作进行说明。首先，在压缩机11中，压缩作为制冷剂的二氧化碳制冷剂。然后，被压缩的二氧化碳制冷剂在超过临界压力(约7.4MPa)的状态(超临界状态)下，从压缩机11导入到气体冷却器(水热交换器)12。这里，在本实施方式中，在压缩机11中，例如在约10MPa下压缩制冷剂。

超临界状态的二氧化碳制冷剂为没有液化(即，不为气液两相的状态)、高温高压的状态。然后，超临界状态的二氧化碳制冷剂在气体冷却器(水热交换器)12中，在水等之间进行热交换(即从制冷剂放热)。之后，二氧化碳制冷剂被膨胀阀(减压器)13减压，而成为低压的气液两相状态，并被导入吸热器14。这里，在本实施方式中，膨胀阀13中的二氧化碳制冷剂例如被减压至约3.5MPa左右的压力。

对于气液两相状态的二氧化碳制冷剂而言，在吸热器14中，从空气(大气)中吸热，成为气体状态(即，气相的单相状态)，再次被吸入压缩机11。通过重复这样的循环，持续由来自水热交换器12中的制冷剂的放热所产生的加热作用，以及由吸热器14中的制冷剂的吸热所产生的冷却作用。

第二实施方式

图2显示本发明第二实施方式所涉及的制冷剂用传热管的截面的概要。

第二实施方式所涉及的制冷剂用传热管20由铜等金属材料形成，具备具有内周面20a及外周面20b的主管、设置于内周面20a的多个散热片200以及多个散热片200间的多个沟部。而且，多个沟部具备具有第一宽度“WA”的第一沟部210以及具有与第一宽度“WA”不同宽度的第二宽度“WB”的第二沟部212。在本实施方式中，第二宽度“WB”比第一宽度“WA”的宽度更宽地形成。

制冷剂用传热管20可以按下述的方式来制造。首先，准备铜管。然后，在铜管内部的拉制侧(前方)配置带有沟的芯棒(プラグ)，并且在后方配置浮动塞棒。接着，一边将进行自转、公转的球按压至带有沟的芯棒所在的铜管的外面，一边拉制铜管。由此，制造作为在铜管的内表面滚压成形带有沟的芯棒的沟、在内部形成有多个沟的内部带有沟的管的制冷剂用传热管。此处，本实施方式所涉及的制冷剂用传热管20，可通过使用在圆周方向上不以每规定间隔设置沟的形态的带有沟的芯棒来制造。例如，可使用如下的带有沟的芯棒：其为在圆周方向上在每第四位置处不形成散热片(缺失散热片)的形态。

此外，在内表面20a上所形成的多个散热片200的扭转角为0°以上、3°以下，优选设为大约0°。这里，“扭转角”是指内部带有沟的管的管中心轴方向与沟方向所成的角。

第一及第二实施方式的效果

根据第一及第二实施方式，可以提供在使用二氧化碳作为制冷剂的热泵热水器10的水热交换器12中，性能压力损失比优异的制冷剂用传热管20，可提高水热交换器12的热交换效率。即，由于在制冷剂用传热管20内设置的多个散热片200间周期性地设置作为比第一沟部210更宽的多个第二沟部212，因此即便压缩机11的润滑油混入配管15内，也可使混入的润滑油在制冷剂用传热管20内沿着沟部212容易地流向管外。由此，可使起因于润滑油混入制冷剂用传热管20内的压力损失减少。因此，与起因于润滑油的混入而产生的制冷剂用传热管20的压力损失的增大及传热阻碍的影响相比，可使制冷剂用传热管20内的热导率提高的效果更为增加。

第三实施方式

图3显示本发明第三实施方式所涉及的制冷剂用传热管的截面的概要。

第三实施方式所涉及的制冷剂用传热管30，除了多个散热片300的间隔之外，具有与第二实施方式涉及的制冷剂用传热管20大致相同的构成和功能。因此，除了不同点之外，省略详细地说明。

在制冷剂用传热管30中，在内表面的一部分设置具有比第一宽度“WA”更宽的第二宽度“WB”的沟部。此外，制冷剂用传热管30与第二实施方式涉及的制冷剂用传热管20同样地、使用部分没有形成沟的带有沟的芯棒来制造。

第四实施方式

图4显示本发明第四实施方式所涉及的水热交换器的结构的概要。

第四实施方式所涉及的热交换器400是，将第二实施方式涉及的制冷剂用传热管20卷绕至水用传热管而构成。此外，根据需要，也可用钎焊等固定水用传热管外面和制冷剂用传热管20。在热交换器400中，在水用传热管41内流动的水和在与传热管41的外周接触的制冷剂用传热管20内流动的制冷剂之间发生热交换。此外，虽然在第四实施方式中显示了卷绕至水用传热管41的制冷剂用传热管20为1根的例子，但根据使用条件，也可将制冷剂用传热管20设为多根。此外，对于水用传热管41，例示了波纹管的例子。对于图示的波纹管，通过在平滑管的外周面形成作为波纹沟的螺旋状凹沟，在内周面设置螺旋状的凸部。更具体而言，波纹沟通过如下方式而形成：将波纹形成用的圆盘状的圆盘以相对于平滑管即相对于管轴垂直地切入时的内周面的截面为由正圆的管构成的平滑管的中心轴的垂直方向为倾斜的状态，一边连续地按压至平滑管，一边使之旋转，使其沿平滑管的周围进行公转，并且以规定的速度移动平滑管。即，虽然例示的波纹管朝向管外形成若干凸出的形状，但残留大部分实质上平滑的部分，在将第一制冷剂用传热管沿波纹沟卷绕后，可将第二制冷剂用传热管沿着第一制冷剂用传热管进行卷绕。此外，波纹沟的宽度大致与制造方法中使用的圆盘状圆盘的宽度相等，在平滑管的表面处的测定中为0.5mm～1.5mm。此外，对于水用传热管41例示了波纹管的例子，但根据使用条件，也可使用平滑管、内部带有沟的管或内部带有沟的波纹管。

第五实施方式

图5显示本发明第五实施方式所涉及的水热交换器的结构的概要。

对于第五实施方式所涉及的热交换器500而言，构成为使水用传热管和第三实施方式的制冷剂用传热管30平行地接触。此外，根据需要，也可用钎焊等固定水用传热管外面与制冷剂用传热管30。在热交换器500中，水用传热管51内流动的水和与传热管51的外周接触的制冷剂用传热管30内流动制冷剂之间进行热交换。此外，可以在水用传热管与制冷剂用传热管30平行地接触的状态下，通过卷成圆筒状、椭圆状、大致四方形形状而小型化。此外，在第五实施方式中，虽然例示了与水用传热管51接触的制冷剂用传热管30为1根的例子，但根据使用条件，也可将制冷剂用传热管30设为多根。而且，水用传热管51虽然例示了波纹管的例子，但根据使用条件，也可使用平滑管、内部带有沟的管、或内部带有沟的波纹管。此外，如图所示，在具有大量实质上平滑的部分的管情况，可增大接触面积，或缩短管彼此之间的距离，来提高热交换率。

实施例

图6为显示用于评价传热性能的双重管式热交换器的模式图。

如图6所示，构成具有以制冷剂用传热管60为内管、在该内管的外侧用于环状(套管状)地流动从制冷剂除去热的水的水管61的双重管式热交换器62。此外，在图6中，“G_r”表示制冷剂质量流量(kg/h)，“P_r2”表示制冷剂入口压力(MPa)，“T_r2”表示制冷剂入口温度(℃)，“P_r1”表示制冷剂出口压力(MPa)，“T_r1”表示制冷剂出口温度(℃)，“G_w”表示水质量流量(m³/s)，“T_w1”表示水出口温度(℃)，“T_w2”表示水入口温度(℃)。

表1表示进行评价的制冷剂用导热管的规格。

表1

在实施例1及实施例2中，使用第二实施方式涉及的传热管，在实施例3中，使用第三实施方式涉及的传热管。

具体而言，实施例1及实施例2中使用的传热管，如第二实施方式涉及的制冷剂用传热管20，通过三个散热片200形成两个第一沟部210(都具有第一宽度WA)，以该三个散热片作为散热片区域时，接着该散热片区域形成第二宽度的第二沟部212。然后，将散热片区域和第二沟部212作为一组，重复该组，形成在传热管的内表面。实施例3中使用的传热管，如第三实施方式涉及的制冷剂用传热管30，将多个散热片200以均等的间隔(即、第一宽度WA)配置在内表面，仅在内表面一处形成第二宽度的第二沟部212。

另一方面，比较例1～3采用通过使用现有的带有沟的芯棒进行滚压成形加工而制成的内部带有沟的管。比较例1～3中使用的传热管，不具有第二沟部212，在各传热管的内表面以第一宽度WA的间隔均等地排列多个散热片。此外，使用平滑管作为比较例4涉及的传热管。这里，沟部宽度WA表示在散热片与散热片间的沟部的宽度中狭窄的一方，沟部宽度WB表示沟部的宽度宽的一方。

测定表1所示的各制冷剂用传热管的传热性能。表2表示传热性能测定中的测定条件。这里，评价管内热导率作为传热性能。

表2

制冷剂入口温度	℃	70
			制冷剂出口温度	℃	24
制冷剂入口压力	MPa	9
			制冷剂质量速度	kg/m2s	800
PAG油浓度	质量％	0.3、3.0

这里，为了抑制因热流密度而产生的影响，一边调节制冷剂温度范围(测定温度范围)，一边进行测定(即，将制冷剂入口温度至制冷剂出口温度分成三个区域，调节水的流量以使各区域的热流密度相等，并进行测定)。

此外，对于制冷剂中的润滑油浓度(PAG油浓度)而言，在双重管式热交换器的制冷剂入口之前，将在循环中流通的制冷剂提取到试样容器，从试样容器的容积和提取的制冷剂的质量，即、通过所谓重量法来求出。此外，测定条件的精度(控制、测定误差)，相对于表2的数值(数值为平均值)分别为：温度为±0.3℃左右，压力为±0.1％左右，制冷剂质量速度为±0.4％左右，PAG油浓度为±0.1质量％左右。

接着，对于管内热导率α，用以下方式算出。

首先，测量双重管式热交换器中的每个制冷剂温度范围的制冷剂入口温度T_r2[单位：K]，制冷剂出口温度T_r1[单位：K]，水管的入口温度T_w1[单位：K]，水管的出口温度T_w2[单位：K]以及水的质量流量G_w[单位：kg/s]。然后，从由水的入口/出口温度算出的代表温度(平均温度T_w[单位：K])，算出测定区间的水的定压比热Cp_w，从下式(1)、(2)的关系，算出热流速q[单位：kW/m²]以及对数平均温度差ΔT_L[单位：K]。

$q=\frac{G_w{\mathrm{Cp}}_w(T_{w2}-T_{w1})}{A}$ …式(1)

式(1)中，“A”为热交换面积(即，在双重管式热交换器中，与水接触的制冷剂用传热管的表面积)[单位：m²]。

${\mathrm{\ΔT}}_L=\frac{|{\mathrm{\ΔT}}_1-{\mathrm{\ΔT}}_2|}{\ln {\mathrm{\ΔT}}_1-\ln {\mathrm{\ΔT}}_2}$ …式(2)

此处，式(3)及式(4)如下所述。

ΔT₁＝T_r1-T_w1       …式(3)

ΔT₂＝T_r2-T_w2       …式(4)

此外，通过用对数平均温度差ΔT_L除热流速q，根据下式(5)算出双重管式热交换器的传热系数K[单位：kW/(m²K)]。

K＝q/ΔT_L           …式(5)

另一方面，从由水管的入口/出口温度算出的代表温度(平均温度Tw)，确定该温度下的水的各物性值(密度、比热、粘度、热导率λ_w)，算出普朗特数Pr。此外，通过水的物性值和质量流量算出雷诺数Re，根据下式(6)的关系，算出水的热导率α_w[单位：kW/(m²K)]。

${\mathrm{\α}}_w=0.02\frac{{\mathrm{\λ}}_w}{d_e}{\left(\frac{d_i}{\mathrm{OD}}\right)}^{0.53}{\mathrm{Re}}^{0.8}{\mathrm{Pr}}^{1/3}$ …式(6)

此处，d_e为水的环状流通部分的当量直径(流路面积的4倍除以润周长度所得的值)[单位：m]，di为水管的内径[单位：m]，OD为制冷剂用传热管的外径[单位：m]。

对于管内热导率α[单位：kW/(m²K)]而言，使用传热系数K和水的热导率α_w以及制冷剂传热管的外径OD、制冷剂用传热管的内径ID[单位：m]，如下式(7)所示进行计算。

$\frac{1}{\mathrm{\α}}=\frac{\mathrm{ID}}{\mathrm{OD}}(\frac{1}{K}-\frac{1}{{\mathrm{\α}}_w})$ …式(7)

图7表示显示在油浓度为5.0％时，对于实施例1、比较例1(内部带有沟的管)，平均制冷剂温度与、管内热导率平滑管比(相对于比较例4的比)和压力损失平滑管比(以下称作性能压力损失比)的比的关系的评价结果。

在图7中，平均制冷剂温度是指，将表2所示的从制冷剂入口温度至制冷剂出口温度分成3个区域的各温度区域的平均温度(即，该温度区域的制冷剂入口温度和制冷剂出口温度的平均)。

对于实施例1～3、比较例1～3，如图7所示算出平均制冷剂温度和性能压力损失比，在各个油浓度下，将每个平均制冷剂温度的性能压力损失比的平均结果示于表3。

表3

实施例1及比较例1不仅内表面积增加率相等，而且散热片高度以及散热片数也相等。此时，显示出无论油浓度为0.3％、5.0％中的哪一个，本发明第二实施方式所涉及的传热管(即、实施例1的传热管)的性能压力损失比高。

实施例2及比较例2尽管散热片高度彼此相等，但由于散热片数不同(即，实施例2涉及的传热管的散热片数量少)，因此对于内表面积增加率而言，比较率2的大。在油浓度为0.3％下，本发明的第二实施方式所涉及的传热管(即、实施例2的传热管)的性能压力损失比高，在油浓度为5.0％下与比较例2等同。

实施例3及比较例3尽管内表面积增加率相等，但散热片高度和散热片数彼此不同。在油浓度为0.3％下，本发明的第三实施方式所涉及的传热管(即、实施例3的传热管)的性能压力损失比高，在油浓度为5.0％下变得比比较例3低。

如果比较散热片高度相等的实施例1和比较例3，虽然就内表面积而言比较例3大，但在油浓度为0.3％、5.0％中的任一个情况下，实施例1的性能压力损失比大。此外，由于实施例1相对于比较例3，散热片数仅为3/4，因此也显示出明显的重量降低的效果。

根据上述内容，由于在油浓度为0.3％时，实施例1～3都有效果，因此，优选散热片高度设为0.15mm以上。此外，散热片高度不足0.15mm时，由于油覆盖了散热片的表面，因此传热管的热交换率为平滑管的程度。另一方面，在油浓度为5.0％时，根据实施例2及实施例3中的结果，优选散热片高设为0.24mm以上。

以上，虽然说明了本发明的实施方式及实施例，但上述记载的实施方式及实施例不对权利要求的范围所涉及的发明构成限定。此外，应该注意到，实施方式及实施例中说明的特征的组合的全部不限定为用于解决本发明的课题所必须的方案。

Claims (5)

1.一种制冷剂用传热管，其为在使用二氧化碳作为制冷剂的热泵热水器的热交换器中使用的制冷剂用传热管，

具备：具有内周面的主管、设置于所述内周面的多个散热片、以及所述多个散热片间的多个沟部，

所述多个沟部具备具有第一宽度的第一沟部、和具有与所述第一宽度不同宽度的第二宽度的第二沟部。

2.如权利要求1所述的制冷剂用传热管，其中，所述第二沟部周期地设置于所述内周面。

3.如权利要求2所述的制冷剂用传热管，其中，所述多个散热片分别具有0.15mm以上的高度。

4.如权利要求3所述的制冷剂用传热管，其中，所述多个散热片分别具有0°以上、3°以下的扭转角。

5.一种热交换器，其特征在于，具有权利要求1～4中任一项所述的制冷剂用传热管。

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