CN105823271B

CN105823271B - 热交换器

Info

Publication number: CN105823271B
Application number: CN201610040373.0A
Authority: CN
Inventors: 轰笃; 冈村隼次; 坂野上贤司
Original assignee: Panasonic Intellectual Property Management Co Ltd
Current assignee: Panasonic Intellectual Property Management Co Ltd
Priority date: 2015-01-28
Filing date: 2016-01-21
Publication date: 2020-03-03
Anticipated expiration: 2036-01-21
Also published as: CN105823271A; JP2016138726A; JP6575895B2

Abstract

本发明提供热交换器，使蒸发器的冷却效率和耐腐蚀性提高,该热交换器(1)具备：多个板状散热片(2)，其在与气体的流动方向平行的列方向及与气体的流动方向正交的段方向设置有多个通孔，并在各通孔的周围设置有筒状的凸缘部；以及热交换管(3)，其贯通通孔而与凸缘部相接，且其内部通过制冷剂，热交换管(3)的外径(D)为7mm以上10mm以下，多个板状散热片(2)的散热片间距(Fp)为8mm以上12mm以下，以各板状散热片(2)的凸缘部向一个方向突出的方式将多个板状散热片(2)平行配置，多个板状散热片(2)中相邻的板状散热片(2)的一个板状散热片(2)的凸缘部的端部与另一个板状散热片(2)的凸缘部突出的面相反侧的面相接。

Description

热交换器

技术领域

本发明涉及用于空调制冷设备的热交换器。

背景技术

以往，设置于超市或便利店等店铺的展柜用的制冷设备中，将由设置于店外的冷冻机的压缩机压缩后的制冷剂在气体冷却器中放热后，送向膨胀阀，利用该膨胀阀将其减压膨胀。并且，在设置于展柜的蒸发器中使其蒸发，通过这时的制冷剂的蒸发来使展柜的箱内冷却。

另外，从自然环境的问题等来看，也正在开发在展柜用的制冷设备中使用作为自然制冷剂的二氧化碳来作为HFC(Hydrofluorocarbon氢氟烃)类制冷剂的代替品(例如，参照专利文献1)。

另外，近年来，除了在制冷设备中采用二氧化碳制冷剂以外，也对制冷设备提出高压化要求，对用于蒸发器的热交换管，也要求薄壁化和高强度化。

二氧化碳制冷剂与HFC系制冷剂相比，由于气体密度较高粘度也较小，因此即使在干度较小的状态下，起因于管摩擦的压力损耗也较小。因此，能够使输送气体的配管直径缩小。

然而，由于制冷剂的干度越大则在冷冻机中使用的蒸发器的制冷效率越低，因此，在干度较大的状态下，与此相应，制冷剂循环量增多。因此，构成蒸发器的热交换管的管摩擦阻力变大，在蒸发器内的压力损耗变大。

因为这种情况，也提出了由多个系统构成在蒸发器内流动的制冷剂流路的蒸发器。该蒸发器中，在蒸发器的入口部分使热交换管分流，在蒸发器的出口部分使热交换管合流。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2013-245857号公报

发明内容

发明要解决的问题

对于在制冷设备的蒸发器中使用的热交换器，耐结霜闭塞性变得重要。若热交换器的散热片间距(板状散热片的间隔)较小，则在蒸发器内发生结霜时板状散热片间的间隙容易闭塞，需要频繁地进行除霜处理。为了防止因结霜导致的冷却效率的恶化，需要与热交换管的管径无关地使散热片间距增大某种程度。

另一方面，虽然在板状散热片中，热交换管贯通的通孔的周围设置有凸缘部，但是，若使热交换管直径缩小则难以使凸缘部的高度较高。若凸缘的高度比期望的散热片间距小，则插入到通孔的热交换管的一部分露出。若在该状态下继续使用蒸发器，则热交换管被排水管水腐蚀，因此需要在热交换管涂覆耐腐蚀剂。

本发明是为了解决这样的以往的技术问题而完成的，其目的在于使蒸发器的冷却效率和耐腐蚀性提高。

解决问题的方案

为了实现上述目的，本发明的热交换器的特征在于，具备：多个板状散热片，其在与气体的流动方向平行的列方向，以及与气体的流动方向正交的段方向设置有多个通孔，并在各通孔的周围设置有筒状的凸缘部；以及热交换管，其贯通通孔而与凸缘部相接，且其内部通过制冷剂，热交换管的外径D为7mm以上且10mm以下，多个板状散热片的散热片间距Fp为8mm以上且12mm以下，以各板状散热片的凸缘部向一个方向突出的方式将多个板状散热片平行配置，多个板状散热片中相邻的板状散热片的一个板状散热片的凸缘部的端部与另一个板状散热片的凸缘部突出的面相反侧的面相接，列方向的热交换管的列间距Lp为65mm以上且75mm以下，段方向的热交换管的段间距Dp为19mm以上且25mm以下。

发明效果

根据本发明，提高了凸缘部的高度以使热交换管的外径D在7mm以上且10mm以下的范围，散热片间距为8mm以上且12mm以下，由此能够使蒸发器的冷却效率提高。

另外，由于相邻的板状散热片的一个板状散热片的凸缘部的端部与另一个板状散热片的凸缘部突出的面相反侧的面相接，因此能够改善蒸发器的耐结霜闭塞性。另外，通过设为这样的结构，而使插入到板状散热片通孔的热交换管的一部分不会露出，提高了蒸发器的耐腐蚀性。

附图说明

图1是表示本发明实施方式的热交换器的结构的一例的图。

图2是表示图1所示的板状散热片的概略结构的图。

图3是表示热交换器中的多个板状散热片的配置的图。

图4是热交换管内的气液双相流的概念图。

图5是表示Lp＝72.8mm、Dp＝21mm时制冷设备的性能的计算结果的图。

图6是表示Lp＝72.8mm、Dp＝21mm时管径与散热片间距的关系的图。

图7是表示Lp＝65mm、Dp＝19mm时制冷设备的性能的计算结果的图。

图8是表示Lp＝65mm、Dp＝19mm时管径与散热片间距的关系的图。

图9是表示Lp＝75mm、Dp＝25mm时制冷设备的性能的计算结果的图。

图10是表示Lp＝75mm、Dp＝25mm时管径与散热片间距的关系的图。

符号说明

1 热交换器

2 板状散热片

2a 通孔

2b 凸缘部

3 热交换管

4 管板

具体实施方式

下面，参照附图对本发明的实施方式详细地进行说明。此外，在下面说明的各实施方式是一例，本发明不由该实施方式所限定。

图1是表示本发明实施方式的热交换器1的结构的一例的图。图2是表示图1所示的板状散热片2的概略结构的图。图3是表示热交换器1中的多个板状散热片2的配置的图。

如图1所示，热交换器1具备板状散热片2、热交换管3以及管板4。将板状散热片2设置多个，各板状散热片2中，在与气体的流动方向(图1的实线的箭头、图2的虚线的箭头所示的方向)平行的列方向，以及与气体的流动方向正交的段方向设置有多个通孔2a，并且在各通孔2a的周围设置有筒状的凸缘部2b。

在图1中，为了能看到热交换管3，在与中央的管板4邻接的板状散热片2和与两侧的管板4邻接的板状散热片2之间省略了板状散热片2，但是，实际上邻接设置有多个板状散热片2。

以各板状散热片2的凸缘部2b向一个方向突出的方式将多个板状散热片2平行配置，多个板状散热片2中相邻的板状散热片2的一个板状散热片2的凸缘部2b的端部与另一个板状散热片2的凸缘部2b突出的面相反侧的面相接(参照图3)。

由于这样的结构，插入到板状散热片2的通孔2a的热交换管3不会露出，从而能够防止热交换管3被排水管水腐蚀，因此不需要对热交换管3涂覆耐腐蚀剂。

热交换管3是使制冷剂在内部通过的管，贯通设置于各板状散热片2的通孔2a而与凸缘部2b相接，在热交换器1的中央及两侧由管板4保持。

作为制冷剂，例如使用二氧化碳制冷剂。二氧化碳制冷剂与HFC制冷剂相比气体密度较高粘度也较小，因此即使在干度较小的状态下，起因于管摩擦的压力损耗也较小。因此，能够使输送气体的配管直径缩小。

另外，对于热交换管3，例如使用高强度铜管。由此，能够使热交换管3进一步缩小直径的同时，通过薄壁化能够使热交换管3的内径增大。其结果，即使在作为制冷剂使用的二氧化碳的干度变大，与此相应制冷剂循环量变多的情况下，也能够抑制在蒸发器内的压力损耗。

本实施方式的热交换器1中，板状散热片2的层叠方向上的散热片间距Fp(参照图3)是10mm，散热片厚度Ft(参照图3)是0.25mm，在沿着热交换器1的气体通过方向的方向上邻接的热交换管3的中心间距离即列间距Lp(参照图2)是72.8mm，在相对于热交换器1的气体通过方向为直角的方向上邻接的热交换管3的中心间距离即段间距Dp(参照图2)是21mm，热交换管3的扩大管径后的外径D是9.9mm。

另外，将热交换管3在热交换器1的入口分为第1系统和第2系统，并在热交换器1的出口合流。另外，如图1所示，由第1系统的热交换管3，在板状散热片2的前方侧跨越两列蛇形弯曲地构成配管流路，由第2系统的热交换管3，在板状散热片2的后方侧跨越两列蛇形弯曲地构成为配管流路。并且，第1系统、第2系统的热交换管3配置为从气体通过方向来看成交错形状。

接下来说明热交换器1的传热性能和通风阻力、以及上述的形状参数的定性的倾向。

为了改善热交换器1(蒸发器)的耐结霜闭塞性，认为扩大散热片间距Fp是有效的，若扩大散热片间距Fp则通风阻力减小。因此，能够实现风量增加，但是，能够容纳的板状散热片2的数量减少，因此传热面积减小。另一方面，若缩小散热片间距Fp则传热面积增加，但是，通风阻力增加，不能实现风量增加。

同样，若扩大列间距Lp、段间距Dp，则散热片表面的传热率提高，但是，由从热交换管3的外周到散热片端部的距离与传热之间的关系而定义的散热片效率降低。另外，由于通风阻力减小，因此能够实现风量增加。

此外，若扩大散热片厚度Ft，则提高了散热片效率，但是通风阻力增加。另一方面，若缩小散热片厚度Ft，则散热片效率降低，但是，通风阻力减小。

如上所述，上述的形状参数各有最佳值，为了定量地评估这个，通过下述的方法计算热交换器1的传热性能和通风阻力。

一般而言，空气与板状散热片之间的传热率α[w/m²·k]由以下公式定义。

α＝Nu×λ/De

Re＝U×De/ν

Nu＝0.664×Re^1/2×Pr^1/3(Re<3.2×10⁵的情况)

Nu＝0.037×Re^0.8×Pr^1/3(Re>3.2×10⁵的情况)

在此，Re是雷诺数、Nu是努塞尔特数，通过近似式得到这些值。Pr是普朗特数，λ是空气的导热系数，ν是空气的运动粘度系数，分别在常温常压的情况下，为以下值：Pr＝0.72，λ＝0.0261[w/m·k]，ν＝0.000016[m²/s]。

另外，代表长度De[m]由以下公式定义。

De＝4×(Lp×Dp-π×D²/4)×(Fp-Ft)/{2×(Lp×Dp-π×D²/4)+π×D×(Fp-Ft)}

板状散热片间的自由通过体积基准的风速U[m/s]与热交换器的前面风速Uf[m/s]之间的关系，由以下公式定义。

U＝Uf×Lp×Dp×Fp/{(Lp×Dp-π×D²/4)×(Fp-Ft)}

并且，散热片效率η由以下公式定义。

η＝1/(1+ψ×α)

ψ＝{(4×Lp×Dp/π)^0.5-D}²×(4×Lp×Dp/π)^0.5/D^0.5/6/Ft/λf

这里，λf[w/m·k]是板状散热片的导热系数。

另一方面，空气与板状散热片之间的通风阻力ΔP[Pa]由以下公式定义。

ΔP＝2×F×Lp×Ln×ρ×U²/De

F＝14.227/Re

这里，F是摩擦损耗系数。另外，ρ是空气的密度，在常温常压的情况下，为1.2[kg/m³]左右的值。

另外，在将本实施方式的热交换器1使用在空调制冷设备中的情况下，降低鼓风机的驱动力变得重要。因此，在此进一步考虑鼓风机驱动力。

鼓风机驱动力Pf[w]由以下公式定义。

Pf＝ΔP×Q

在此，Q是通过热交换器的空气流量[kg/s]。

另外，若将热交换管长度方向的长度设为W[m]、将段数设为Dn，则这些与热交换器的前面风速Uf[m/s]之间，存在以下关系。

Uf＝Q/ρ/(W×Dp×Dn)

能够分别将段间距Dp、列间距Lp、散热片间距Fp、散热片厚度Ft、热交换管的外径D作为参数计算ΔP，在鼓风机驱动力Pf一定的条件下决定上述的空气流量Q。

这种情况下，利用以下公式计算热交换器1的每单位温差的热交换量E[w/k]。

E＝Q×H×ε

ε＝1-exp(-T)

T＝Ao×K/(Q×H)

K＝1/(1/αo+Ao/Ai/αi)

αo＝1/(Ao/(Ap+η×Af)/α)

Ao＝Ap+Af

在此，H[w/kg·k]是空气的比热，ε是温度效率，K[w/m²·k]是传热系数，Ao[m²]是热交换器1的空气侧总传热面积，Ap[m²]是热交换器1的空气侧热交换管传热面积，Af[m²]是热交换器1的空气侧散热片传热面积，Ai[m²]是热交换器1的制冷剂侧传热面积。若热交换器1的与形状相关的尺寸、段间距Dp、列间距Lp、散热片间距Fp、散热片厚度Ft、热交换管3的外径D确定，则这些面积是能够算出的值。

另外，如Lixin Cheng等的论文“New flow boiling heat transfer model andflow pattern map for carbon dioxide evaporating inside horizontal tubes，International Journal of Heat Transfer，49，2006，p4082-4094”中记载的那样，对于在热交换器的管内流动的流体的传热率αi[w/m²·k]，能够根据在管内流动的制冷剂的状态，由以下公式求得。

αi＝{θ_dry×α_v+(2π-θ_dry)×α_wet}

在此，如图4所示，θ_dry是在管内壁全周不存在液态制冷剂的区域的角度。另外，α_v[w/m²·k]是气态制冷剂的传热率，α_wet[w/m²·k]是液态制冷剂的传热率。

并且，气态制冷剂的传热率α_v[w/m²·k]、液态制冷剂的传热率α_wet[w/m²·k]、泡核沸腾(nucleate boiling)传递率α_nb[w/m²·k]、对流沸腾(convection boiling)传热率α_cb[w/m²·k]由以下公式给出。

α_v＝0.023×Re_v ^0.8×Pr_v ^0.4×(k_v/D)

α_wet＝{(α_nb)³+(α_cb)³}^1/3

α_nb＝131×Pr^-0.0063×(-log₁₀Pr)^-0.55×M×q^-0.58

α_cb＝0.0133×{4G(1-x)δ/μ_L(1-β)}^0.69×Pr_L ^0.4×(k_L/δ)

这里，Re_v是气态制冷剂的雷诺数，Pr_v是气态制冷剂的普朗特数，k_v[w/m·k]是气态制冷剂的导热系数。另外，G[kg/m²·s]是制冷剂双相流的速度，M[kg/kmol]是分子量、q[W/m²]是热通量，δ[m]是管内的液态制冷剂的液膜厚度(参照图4)，x是干度(vaporquality)、μ_L[N·s/m²]是液态制冷剂的粘度系数，β是截面蒸汽体积率(cross-sectionalvapor void fraction)，Pr_L是液态制冷剂的普朗特数，k_L[w/m·k]是液态制冷剂的导热系数。在此，β是表示图6所示的气态制冷剂的存在比例的参数。

图5是表示在列间距Lp为72.8mm，段间距Dp为21mm的情况下，利用上述的计算公式计算出的{制冷能力/(空气侧压力损耗×风速)}、管径、以及散热片间距之间的关系的图。

在此，将前面风速设为1.1m/s而固定，将管径与散热片间距作为参数使其变化，计算出{制冷能力/(空气侧压力损耗×风速)}的值。另外，设板状散热片2的段方向的长度为84mm，列方向的长度为330mm，板状散热片2的厚度为0.25mm。

从图5可知，对于各散热片间距，随着管径变大{制冷能力/(空气侧压力损耗×风速)}变大，在某个管径变为最大，其后变小。

若将散热片间距减小，则气流通过板状散热片2之间时的通风阻力，即空气侧压力损耗增加，因此存在制冷能力降低的倾向。另一方面，若扩大散热片间距，则达到规定的散热片间距之前，制冷能力增加。然而，若散热片间距超过适当的范围则通风阻力、即空气侧压力损耗减小，但是，传热面积减小，因此，存在制冷能力降低的倾向。

图6是表示管径和散热片间距的适当的范围的图。图6中由正方形表示的点，与图5中由实线箭头表示的各散热片间距的曲线的峰值对应。例如，图5的散热片间距为10mm的曲线中，与峰值对应的管径是大约10mm。因此，图6中，在散热片间距为10mm、管径为大约10mm的位置显示有由正方形表示的点。

另外，由三角形表示的点，是与图5所示的各曲线的顶峰左侧的点、且是从各曲线的峰值减少15％的点(由图5的虚线箭头表示的点)对应。在不超过该点的范围，曲线的值缓慢减小，因此，能够在维持较高的性能的同时使制冷设备运转。

例如，在图5的散热片间距为10mm的曲线中，在管径为大约5.6mm的情况下，值从峰值减少15％。因此，图6中，在散热片间距为10mm、管径为大约5.6mm的位置显示有由三角形表示的点。

若在图6所示的正方形表示的点连结成的直线与，由三角形表示的点连结成的直线之间的区域中，选择某个管径和散热片间距，则能够得到与图5所示的曲线的峰值处的性能相比减少15％以内的性能。

在此，若管径变得比7mm小，则在制造技术上难以在板状散热片2中形成超过高度8mm的散热片凸缘(插入热交换管的孔与凸缘)。另一方面，若管径比10mm大，则为了提高耐压强度，需要增加管的壁厚，难以将热交换管弯曲为U字形状。

另外，若使散热片间距比8mm小，则如上所述，空气侧压力损耗增加，因此，存在制冷能力降低的倾向。

另外，本实施方式的热交换器1中，为了使散热片间距为12mm以上，需要使散热片凸缘的高度为12mm以上。然而，在制造技术上，难以在板状散热片2中形成超过高度12mm的散热片凸缘。

因为这种情况，可以说图6的虚线表示的范围、即管径D为7mm以上且10mm以下、散热片间距Fp为8mm以上且12mm以下的范围是优选的范围。

图7是表示列间距Lp为65mm、段间距Dp为19mm的情况下的{制冷能力/(空气侧压力损耗×风速)}、管径、及散热片间距之间的关系的图。另外，图8是表示该情况下的管径和散热片间距的适当的范围的图。其他条件与图5、图6的情况相同。

与图6的情况相同，图8中由正方形表示的点，与图7中由实线箭头表示的各散热片间距的曲线的峰值对应。另外，由三角形表示的点与图7所示的各曲线的顶峰左侧的点、且是从各曲线的峰值减少15％的点(由图7的虚线箭头表示点)对应。

该情况下，也与图6所示的情况相同，能够选择由图8的虚线表示的范围、即管径D为7mm以上且10mm以下、散热片间距Fp为8mm以上且12mm以下的范围作为优选的范围。这是因为，若在该范围，则能够得到与图7所示的曲线的峰值处的性能相比减少15％以内的性能。

此外，虽然图8的由虚线表示的范围的一部分位于由正方形表示的点连结成的直线的上侧，但是即使在选择该区域内的管径及散热片间距的情况下，通过将制冷剂循环量或风速优化，也能够得到与图7所示的曲线的峰值处的性能相比减少15％以内的性能。

另外，图9是表示列间距Lp为75mm、段间距Dp为25mm的情况下的{制冷能力/(空气侧压力损耗×风速)}、管径以及散热片间距之间的关系的图。另外，图10是表示该情况下的管径和散热片间距的适当的范围的图。其他条件与图5、图6的情况相同。

与图6的情况相同，图10中正方形表示的点，与图9中由实线箭头表示的各散热片间距的曲线的峰值对应。另外，由三角形表示的点，与图9所示的各曲线的顶峰左侧的点、且是从各曲线的峰值减少15％的点(由图9的虚线箭头表示的点)对应。

该情况下也与图6所示情况相同，能够选择由图10的虚线表示的范围、即管径D为7mm以上且10mm以下、散热片间距Fp为8mm以上且12mm以下的范围作为优选的范围。

此外，虽然图10的由虚线表示的范围的一部分位于由三角形表示的点连结成的直线的下侧，但是，即使选择该区域内的管径、及散热片间距的情况下，通过将制冷剂循环量或风速优化，也能够得到与图9所示的曲线的峰值处的性能相比减少15％以内的性能。

另外，优选列间距Lp为75mm以下、段间距Dp为25mm以下。在列间距超过75mm、段间距Dp超过25mm的情况下，在考虑热交换器的配置容积恒定时，由于板状散热片2的外形尺寸存在限度，因此需要使凸缘部2b的数量(通孔2a的数量)减少。然而，若使凸缘部2b的数量减少，则需要使在热交换管3的内部流动的制冷剂循环量增加。其结果，热交换管3的管内压力损耗增大，使热交换器1的性能恶化。管径越小，则该管内压力损耗越大。

另一方面，若使段间距Dp小于19mm、列间距Lp小于65mm，则在制造技术上，难以在板状散热片2中形成高度8mm以上的凸缘部2b。因为这种情况，优选段间距Dp为19mm以上、列间距Lp为65mm以上。

如上所述，根据本发明，以使热交换管3的外径D在7mm以上且10mm以下的范围，散热片间距为8mm以上且12mm以下的方式提高凸缘部2b的高度，能够使热交换器1中的冷却效率提高。

另外，由于相邻的板状散热片2的一个板状散热片2的凸缘部2b的端部与另一个板状散热片2的凸缘部2b突出的面相反侧的面相接，因此能够改善热交换器1的耐结霜闭塞性。另外，通过设为这样的结构，插入到板状散热片2的通孔2a中的热交换管3的一部分不会露出，提高了热交换器1的耐腐蚀性。

工业实用性

本发明的热交换器使用于空调制冷设备是适宜的。

Claims

1.热交换器，其特征在于，具备：

多个板状散热片，其在与气体的流动方向平行的列方向、以及与所述气体的流动方向正交的段方向设置有多个通孔，并在各通孔的周围设置有筒状的凸缘部；以及

热交换管，其贯通所述通孔而与所述凸缘部相接，且制冷剂通过该热交换管的内部，

所述热交换管的外径D为7mm以上且10mm以下，所述多个板状散热片的散热片间距Fp为8mm以上且12mm以下，

以各板状散热片的凸缘部向一个方向突出的方式将所述多个板状散热片平行配置，所述多个板状散热片中相邻的板状散热片的一个板状散热片的凸缘部的端部与另一个板状散热片的所述凸缘部突出的面相反侧的面相接，

所述列方向的所述热交换管的列间距Lp为65mm以上且75mm以下，所述段方向的所述热交换管的段间距Dp为19mm以上且25mm以下。

2.如权利要求1所述的热交换器，其中，

所述制冷剂是二氧化碳制冷剂。