JP2003090691A - フィンチューブ型熱交換器およびこれを用いた冷凍サイクル - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】 容易に製作できる熱交換能力の大きなフィン
チュ−ブ型熱交換器、特に室外機用熱交換器が得られな
い。 【解決手段】 多数平行に配置され、その間を気体が流
動する板状フィン1とこの各板状フィン1へ直角に挿入さ
れ、内部を作動流体が通過し、気体通過方向に対して直
角方向の段方向へ複数設けられるとともに気体通過方向
の列方向に設けられた伝熱管２で構成され、伝熱管2の
段方向の投影部に板状フィン1面上に設けられ、気体の
流れに対向して開口部を有する切り起し第１のスリット
３が配置されている場合、前記板状フィン1における伝
熱管２とスリット３端部の段方向距離δs、伝熱管外径D
の関係は0.1＜δs/D＜0.25の範囲とするフィンチューブ
型熱交換器。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】この発明は、冷媒と気体等の
流体間での熱交換を行うためのフィンチューブ型熱交換
器、及びそれを用いた空調冷凍装置等の冷凍サイクルに
関するものである。

【０００２】

【従来の技術】従来のフィンチュ−ブ型熱交換器につい
て図２８〜３２を用いて説明する。空調機には、室内に
配置されるユニットと室外に配置されるユニットがあ
り、それぞれのユニット内に熱交換器を備えている。図
２８は、室内機用熱交換器を示す要部断面図である。こ
の熱交換器は、プレートフィンチューブ型と一般に呼ば
れるもので、一定間隔で配置され、その間を気体（空
気）が流れる板状フィン1と、この各板状フィン１へ直
角に挿入され、内部に冷媒が流れる伝熱管2からなり、
伝熱管２の段方向（気体の通過する方向に対し直角方向
で、図２８の矢印の方向）に隣接するもの同士の間の板
状フィン面には、切起しスリットであるスリット３およ
びその外側にスリット４が設けられている。スリット３
及び４は、図３０に示すように、板状フィン１から切り
起こされ、それぞれ、脚部３ａ、４ａ及び切起し部３
ｂ、４ｂからなり、スリット３及び４の切起し部３ｂ、
４ｂの側端部が風向に対向するように位置しており、前
記側端部において空気流の速度境界層および温度境界層
を更新する効果を期待でき、伝熱促進が行われ熱交換能
力が増大するとされている。また、スリット３、４の両
端に形成され、板状フィン面が切り起こされた脚部３
ａ、４ａが気体通過方向に対して角度をなして設置され
ている。このようにすることにより、伝熱管2に沿った
流れを形成し、スリットのない場合の、伝熱管２下流で
発生する死水域（伝熱管後流部に生じる速度欠損領域）
による伝熱低下を防ぐ効果があると考えられている。

【０００３】図２９は室外機用熱交換器を示す要部断面
図である。図２８の室内機用熱交換器と図２９の室外機
用熱交換器とを比較すると、一般に室外機用熱交換器の
方がフィン幅Ｌ（列ピッチ）と伝熱管の外径Ｄの比L/D
が大きいという特徴がある。室外機用熱交換器は、冷媒
温度と空気温度の差が小さいため、フィン面積で熱交換
量を確保する必要があり、必然的にフィン幅（列ピッ
チ）を大きくする必要がある。

【０００４】

【発明が解決しようとする課題】上に述べた室内機用熱
交換器と室外機用熱交換器とのスリットの効果を比較し
たとき、室内機用熱交換器は室外機用熱交換器と比べ、
フィン幅L（列ピッチ）と伝熱管径Dとの比が小さいた
め、伝熱管２から、スリット４の熱遮断作用による板状
フィン１端面のフィン前縁部１ａまでの熱の回り込み距
離が小さく、フィン効率はスリット無しのフラットフィ
ン並に保たれる。

【０００５】しかし、室外機用熱交換器の場合はフィン
幅が大きく、フィン幅Ｌ（列ピッチ）と伝熱管の管径Ｄ
の比L／Dが大きいため、スリット４の長さを必要以上に
長くしたとき、スリット４の熱遮断作用により、伝熱管
２から板状フィン１端面のフィン前縁部１ａまでの熱の
回り込み距離が大きく、図２８及び図２９において、｜
Tw３−Tf３｜＜｜Tw４−Tf４｜となり伝熱性能が大幅に
低下するという問題点があった。即ち、フィンチュ−ブ
型熱交換器のフィン幅が大きな室外機用熱交換器のスリ
ット４の長さについては、熱交換に関して望ましい長さ
となっていなかった。なお、Ｔｗ３及びＴｆ３は、それ
ぞれ室内機用熱交換器の伝熱管２の表面温度及びフィン
前縁部１ａの温度、またＴｗ４及びＴｆ４は、それぞれ
室外機用熱交換器の伝熱管２の表面温度及びフィン前縁
部１ａの温度である。

【０００６】また、図３１及び３２は板状フィン１間の
空気速度分布をに示す図であるが、図に示すように、平
行に配置される板状フィン１間の距離であるフィンピッ
チ（Fp＝1.3）と伝熱管２の管径（D＝9.52）との比Fp/D
＝0.137が比較的小さい場合、板状フィン１間の通過空
気の速度分布はフィン前縁部１ａから比較的近い場所で
凸となる。そのため、図３１に示すスリット４、３がフ
ィンピッチの半分の高さで切り起される場合、前縁部１
ａに近いスリット４、３は最大速度とぶつかり、大きな
前縁効果が得られ、空気側熱伝達率は高い。

【０００７】一方、図３２に示すように、スリット４、
３がフィンピッチの1/3以下で切り起される場合、速度
分布の低い部分と前縁部１ａより近いスリット４、３が
ぶつかるため、十分に前縁効果が得られず、空気側熱伝
達率は低くなるという問題点があった。

【０００８】本発明は、上記のような問題点を解決する
ためになされたものであり、切り起しスリットを有する
フィンチュ−ブ型熱交換器に関し、製作が容易で、室外
機用熱交換器としても有効な熱交換能力の大きなフィン
チュ−ブ型熱交換器を提供すること及び熱交換能力の大
きなフィンチュ−ブ型熱交換器を使う冷凍サイクルを提
供することを目的とする。

【０００９】

【課題を解決するための手段】この発明に係る請求項１
のフィンチューブ型熱交換器は、所定の間隔で平行に配
置され、その間を気体が通過する複数の板状フィンと、
この板状フィンへ直角に挿入され、気体通過方向に対し
て直角方向の段方向へ複数設けられ、内部を作動流体が
通過する伝熱管と、板状フィン面上に、気体の流れに対
向する切り起しスリットとを備えるフィンチュ−ブ型熱
交換器であって、板状フィン面上で、伝熱管の段方向の
隣接伝熱管の間の伝熱管投影部に、気体の流れに対向す
る開口部を有する切り起しスリットである第1のスリッ
トを配置し、板状フィンにおける伝熱管と前記第１のス
リットの端部との段方向距離をδsとし、伝熱管の外径
をDとしたとき、0.1＜δs/D＜0.25としたものである。

【００１０】また、請求項２のフィンチューブ型熱交換
器は、請求項１のフィンチューブ型熱交換器において、
板状フィンのフィン幅をＬとしたとき、４＞Ｌ／Ｄ＞２
としたものである。

【００１１】また、請求項３のフィンチューブ型熱交換
器は、所定の間隔で平行に配置され、その間を気体が通
過する複数の板状フィンと、この板状フィンへ直角に挿
入され、気体通過方向に対して直角方向の段方向へ複数
設けられ、内部を作動流体が通過する伝熱管とを備える
フィンチュ−ブ型熱交換器であって、板状フィン面上
で、段方向の隣接伝熱管の間に、気体の流れに対向する
開口部を有する切り起しスリットを配置し、板状フィン
のフィンピッチをＦｐ、伝熱管の外径をD及び切り起し
スリットのスリット高さをｈとしたとき、０．５＞Ｆｐ
／D＞０．１５、かつ、Ｆｐ／２＞ｈ＞Ｆｐ／３とした
ものである。

【００１２】また、請求項４のフィンチューブ型熱交換
器は、請求項１〜請求項３のいずれかに記載のフィンチ
ューブ型熱交換器において、板状フィン面上で、段方向
の隣接伝熱管の間で、伝熱管投影部を除いた板状フィン
の両側端側に第２のスリットを配置し、該スリットを段
方向に２分割以上としたものである。

【００１３】また、請求項５のフィンチューブ型熱交換
器は、請求項１〜請求項３のいずれかに記載のフィンチ
ューブ型熱交換器において、第１のスリットを段方向の
隣接伝熱管を結ぶ中心線上を除いて設置したものであ
る。

【００１４】また、請求項６のフィンチューブ型熱交換
器は、請求項１〜請求項３のいずれかに記載のフィンチ
ューブ型熱交換器において、切り起しスリットの脚部を
空気流れが伝熱管の下流側に向かうように配向して形成
したものである。

【００１５】また、請求項７の冷凍サイクルは、圧縮
機、熱交換器及び絞り装置等を配管接続した冷凍サイク
ルにおいて、熱交換器に、前記請求項１から請求項６に
記載のいずれかのフィンチューブ型熱交換器を使用した
ものである。

【００１６】

【発明の実施の形態】実施の形態１．図１は本発明の実
施の形態1によるフィンチュ−ブ型熱交換器を示す要部
断面図である。フィンチュ−ブ型熱交換器は、板状フィ
ン1と前記板状フィン１に対して垂直に挿入された伝熱
管2より構成されており、図で矢印で示す段方向に隣接
する伝熱管２の間の板状フィン１面に設けられた切り起
しスリットである第１のスリット3及び第２のスリット
４を有している。それぞれの切り起しスリットは、従来
技術で説明した図３０に示すように、板状フィン１面の
開口部、脚部３ａ、４ａ及び切り起し部３ｂ、４ｂから
なり、切り起し部３ｂ、４ｂの側端部が通風方向と対向
して、前縁効果をもたらす。

【００１７】この実施の形態では、段ピッチＤｐ間に、
切り起しスリットを４個備えており、図１中の斜線部、
即ち、段方向の隣接伝熱管２の間の伝熱管投影部５に第
１のスリット３が２個配置されている。また、段方向の
隣接伝熱管２の間の伝熱管投影部を除いた板状フィン１
の両側端側に第２のスリット４が1個づつ配置されてい
る。これらの切り起しスリットは、いずれもフィン幅方
向及び段方向共に対称に配置されている。なお、図１の
フィンチュ−ブ型熱交換器のパラメータは次のようにな
る。伝熱管径D＝10mm、段ピッチDp＝25mm、フィン幅L＝
22mm、第１のスリット３の長さLs1＝11.4mm、第２のス
リット４の長さLs2＝15.4mmである。

【００１８】図２〜図７は、図１のフィンチュ−ブ型熱
交換器においてスリット長さ等を変化させて測定した実
測結果である。図２は、フィン幅Lと伝熱管２の管径Dの
比L/D＝1.5の場合の第２のスリット４の長さLs２と伝熱
管２の管径Dの比Ls２/Dと通風抵抗ΔPの関係を示してい
る。図より、Ls２/Dは大きいほど、通風抵抗ΔPは大き
くなる。

【００１９】図３は、同じく実測結果であり、フィン幅
Lと伝熱管の管径Dの比L/D＝２.5の場合の第２のスリッ
ト４の長さLs２と伝熱管の管径Dの比Ls２/Dと通風抵抗
ΔPの関係を示している。図より、Ls２/Dは大きいほ
ど、通風抵抗ΔPは大きくなる。

【００２０】図４は、フィン幅Lと伝熱管の管径Dの比L/
D＝1.5の場合の第2のスリット４の長さLs２と伝熱管の
管径Dの比Ls２/Dと熱伝達率α０の関係を示している。
図より、Ls２/Dが大きいほど、熱伝達率α０は大きくな
る結果が得られた。これは、フィン幅Ｌ（列ピッチ）と
伝熱管２の管径の比L/Dが小さいため、伝熱管２とスリ
ット４の距離が小さい。したがって、スリット４の長さ
Ls２を長くても、フィン効率が低下せず、スリット４の
前縁効果がそのまま得られるためである。

【００２１】図５は、フィン幅Lと伝熱管径Dの比L/D＝
２.5の場合のスリット４の長さLs２と伝熱管の管径Dの
比Ls２/Dと熱伝達率α０の関係を示している。Ls２/D＜
1.5のとき、Ls２/Dが大きいほうが熱伝達率α０は大き
くなるが、Ls２/D＞1.5のとき、Ls２/Dを大きくすると
熱伝達率α０はほぼ一定となる結果が得られた。これ
は、フィン幅Ｌ（列ピッチ）と伝熱管２の管径の比L/D
が大きいため、伝熱管２と第２のスリット４の距離が大
きい。したがって、第２のスリット４の長さLs２を必要
以上に長くしたとき、第２のスリット４の熱遮断作用に
より、フィン効率が低下し、切り起しスリットの前縁効
果を打ち消すためである。

【００２２】また、図６及び図７に、それぞれ測定結果
を示すように、伝熱管２と第１のスリット３の脚部３ａ
の端部の段方向距離δsは小さいほど、熱伝達率αo及び
通風抵抗ΔＰは大きくなる。これは、図8で示すように
δsを小さくすることによって、第１のスリット３をバ
イパスして流れる（図の気流６）割合が少なくなり、第
２のスリット４を通過する（図の気流７）風量が大きく
なり、スリット４の前縁効果が十分得られるためであ
る。

【００２３】また、本実施の形態における熱交換器を空
調冷凍装置に使用した場合の送風機駆動力低減を図るた
め、送風機駆動力を熱交換器の性能評価項目に追加す
る。送風駆動力Pf[W]は次式にて定義される。 Pf=ΔP×Q ここで、Qは熱交換器を通過する空気流量[kg／s]であ
り、伝熱管長手方向の長さをW[m]、段数をDnとすると、
熱交換器の前面風速Uf[m/s]とは以下の関係がある。 Uf = Q／ρ／（W×Dp×Dn）

【００２４】以下、δｓをパラメータとし、ΔPを計算
し、送風機駆動力Pf一定の条件で空気流量Qを決定し
て、この時の熱交換器の熱交換能力Eを計算した。な
お、スリット形状、配置は一定とする。また、熱交換能
力は単位温度当たりの熱交換量E[W/K]で評価し、次式に
よる。 E=Q×H×ε ε=1−exp(−T) T＝A_o×K／(Q×H) K＝１／(１／αo＋Ao／Ai／αi＋Ac／Ai／αc) αo=１／(Ao／(Ap＋η×Af) ここで、H[W／(kg・K)]は空気比熱、εは温度効率、K
［W／（m²K）］は熱通過率、αc［W／（m²K）］はフィ
ン-伝熱管部の接触部熱伝達率、Ao[m²]は熱交換器の空
気側全伝熱面積、Ap[m²]は熱交換器の空気側パイプ伝熱
面積、Af[m²]は熱交換器の空気側フィン伝熱面積、Ai[m
²]は熱交換器の冷媒側伝熱面積、Ac[m²]はフィン-伝熱
管部の接触部面積であり、熱交換器の形状に依存するパ
ラメータ、段ピッチDp、フィン幅L、フィン前縁から伝
熱管2の前縁までの距離Ｌ₁、フィンピッチFp、フィン厚
さFt、フィン-伝熱管部接触熱伝達率αcが決まれば算出
できる値である。

【００２５】以下、形状パラメーターと熱交換能力Eと
の関係を図９から図１２に示す。なお、これらの図にお
いて熱交換能力E［W／K］は、段数が1段で、伝熱管長手
方向の長さWが単位長さのときの値である。図９はL/D＝
1.5のとき通常運転時（フィン温度が0℃以上）、送風機
駆動力ΔＰ×Ｑ（Ｑは風量）一定とした場合に、Ls２/D
をパラメータとしたとき、第２のフィンの熱交換能力E
を算出した結果である。Ls２/Dが大きい方が、熱交換能
力Eは大きい。これは、Ls２が大きくなることによる通
風抵抗ΔＰの増加に伴う風量低下によるEへの寄与度よ
り、熱伝達率αoの増加による熱通過率の増加によるEへ
の寄与度が大きいためである。図10は、L/D＝２.5のと
き通常運転時（フィン温度が0℃以上）、送風機駆動力
ΔＰ×Ｑ（Ｑは風量）一定とした場合に、Ls２/Dをパラ
メータとしたとき、第２のフィンの熱交換能力Eを算出
した結果である。Ls２/D＜1.2ではLs２/Dは大きい方が
熱交換能力Eは大きい。これは、Ls２/Dが大きくなるこ
とによる通風抵抗ΔＰの増加に伴う風量低下によるEへ
の寄与度より、熱伝達率αoの増加による熱通過率の増
加によるEへの寄与度が大きいためである。一方、Ls２/
D＞1.2では、Ls２/Dは大きい方が熱交換能力Eは小さ
い。これは、Ls２/Dが大きくなることによる通風抵抗Δ
Ｐの増加に伴う風量低下によるEへの寄与度が熱伝達率
αoの増加による熱通過率の増加によるEへの寄与度より
大きいためである。

【００２６】図１１は、通常運転時（フィン温度が0℃
以上）、送風機駆動力ΔＰ×Ｑ（Ｑは風量）一定とした
場合に、δsをパラメータとしたときの第１のフィンの
熱交換能力Eを算出した結果である。δsは小さい方が熱
交換能力Eは大きい。これは、δsが小さくなることによ
る通風抵抗ΔＰの増加に伴う風量低下によるEへの寄与
度より、熱伝達率αoの増加による熱通過率の増加によ
るEへの寄与度が大きいためである。また、0≦δs/D＜
0.25の範囲であればEは2%以内の変化量となり十分高い
性能を持ちうる熱交換器となる。

【００２７】また、熱交換器が蒸発器として用いられ、
フィン温度が０℃以下となる、着霜運転時の性能は図１
２のようになる。これは、スリットの脚部３ａを伝熱管
２に近づけすぎると、図１３に示すように、切り起しス
リットが着霜８により閉塞してしまっているため、空気
流がスリットを避け、バイパスして流れ、縮流するた
め、通風抵抗ΔPが大きくなり、送風機入力が増加する
ためである。したがって、0.1＜δs/D＜0.25の範囲であ
れば、熱交換能力Eが通常運転時、着霜運転時ともに十
分大きな熱交換能力を持った熱交換器となる。

【００２８】図１４（ａ）は、Ls２/D＝1.2（図１０で
熱交換能力が最も大きい）および0.1＜δs/D＜0.25のと
きの第１のスリット３と第２のスリット４の熱交換能力
Eに対する寄与度を示している。これも前記のように、
数値解析により、スリット長さと伝熱管径を変化させた
場合の熱伝達率、通風抵抗を算出し、熱交換能力を算出
している。L/D＜２のときは、第１のスリット３と第２
のスリット４の熱交換能力Eに対する寄与度はほぼ等し
い。L/D≧２のときは第２のスリット４の寄与度は小さ
くなり、第１のスリット３の寄与度が支配的になる。図
１４（ｂ）は、通常運転時（フィン温度が０℃以上）、
送風機駆動力ΔＰ×Ｑ一定とした場合に、Ｌ／Ｄをパラ
メ−タとしたときの熱交換能力Ｅを算出した結果であ
る。Ｌ／Ｄが大きくなる（フィン幅の増加）とともに熱
交換能力Ｅが大きくなるが、Ｌ／Ｄが４より大きくなる
と、熱交換能力Ｅはほぼ変わらなくなる。これは、空気
温度が熱交換器出口において板状フィン１の温度とほぼ
同一となり、フィン幅をこれ以上大きくしても、熱交換
量が変化しないことによる。図１４（ａ）、（ｂ）よ
り、第１のスリット３を0.1＜δs/D＜0.25とし、板状フ
ィン１のフィン幅を４＞Ｌ／Ｄ＞２とすることにより、
フィンチュ−ブ型熱交換器の熱交換能力Ｅは、第１のス
リット３に支配されるようになり、第１のスリット３を
0.1＜δs/D＜0.25とすることで、熱交換能力Ｅが大きく
でき、さらにフィン幅を４＞Ｌ／Ｄ＞２とし板状フィン
のフィン幅を大きくすることにより、熱交換能力が大き
くなり、室外機用熱交換器としても有効な熱交換能力の
大きなフィンチュ−ブ型熱交換器を提供できる。しか
も、従来設けられていた第１のスリット３の外側の第２
のスリット４の配置、スリット長さ等形状パラメ−タに
特別に配慮する必要がなくなり、製作も容易となる。

【００２９】また、図１５のように、フィンチュ−ブ型
熱交換器を製造する際、板状フィン１と板状フィン１の
間隔を保持するためフィンカラー９を立てるが、フィン
カラー９を成形するための冶具を第２のスリット４とフ
ィンカラー９の間に挿入しなければならない。その場
合、δs/D＞0.1であれば、フィンカラー９を成形可能で
ある。

【００３０】また、熱交換器の要部断面図である図１６
のように、伝熱管２の気流下流側には死水域（斜線で示
す）が生じる。死水域では熱伝達率が非常に小さい。こ
のため、伝熱管２の気流下流側に空気流れが向かうよう
に、切り起しスリットの脚部３ａ、４ａを配向して形成
することによって、死水域を減少させ、熱伝達率を向上
させることも可能である。

【００３１】図１７のように、熱交換器が配置されたと
き、段方向の隣接伝熱管２の間の中心軸上に、第１のス
リット３を配置しないことにより、熱交換器を蒸発器と
して用いた時、凝縮水１１（ドレイン水１１）はスリッ
トを通過する割合が非常に小さくなる。そのとき、熱交
換器を凝縮器として用いたときの通風抵抗ΔＰconと蒸
発器として用いた時の通風抵抗ΔＰevaの比ΔＰeva/Δ
Ｐconは、中心軸上に、第１のスリット３を配置した同
様の従来品と比べ小さくなり空調機に導入した場合、蒸
発機として用いた時の送風機駆動力Pfが減り、ユニット
性能向上が期待できる。

【００３２】図１８は、本発明の実施の形態1による熱
交換器の要部断面図で、板状フィン間の切り起しスリッ
トを示す図で、図１８(a)は熱交換器の要部断面図であ
り、図１８(b)は図１８(a)のA-A断面から切り起しフィ
ン３、４及び伝熱管２を見た図である。図１９は、フィ
ンピッチFp（＝2.0）と伝熱管２の管径D（＝9.52）の比
がFp/D＝0.2、切り起しスリットの高さｈをフィンピッ
チの半分としたときのフィン間の速度分布を示してい
る。フィンピッチFpは従来例に比べて大きいため、フィ
ン前縁部１ａから近い距離では未だ発達した流れとなっ
ておらず、最大速度領域が大きい。そこで、前縁部１ａ
に近い第１、第２のスリット３、４は最大速度領域に衝
突する。

【００３３】図２０は、フィンピッチFpと伝熱管２の管
径Dの比が同じくFp/D＝0.2、切り起こしスリットの高さ
hがフィンピッチFpの1/3のときの速度分布を示してい
る。前述したとおり、フィン前縁部１ａから近い距離で
は未だ発達した流れとなっておらず、最大速度領域が大
きいため、スリット高さhが1/3のときでも空気流れ方向
に対し、フィン前縁部１ａから近い第１、第２スリット
３、４は最大速度領域と衝突する。このため、空気流れ
方向に対し、フィン前縁部１ａから近いスリットは十分
前縁効果が得られる。フィン前縁部１ａから近いスリッ
トは、最も熱流束が大きく、伝熱性能の寄与が大きいた
め、スリット高さｈがフィンピッチFpの1/3の場合でも
スリット高さがフィンピッチの1/2と比較して、熱伝達
率αoはほぼ同等の値となる。図２１および図２２はス
リット高さｈに対する熱伝達率αo及び通風抵抗ΔPの関
係を示したものである。熱伝達率αo及び通風抵抗ΔPは
フィンピッチFpに対し、Fp/3≦h≦Fp/2のとき、ほぼ一
定となる。したがって、熱交換能力EはFp/3≦h≦Fp/2の
とき、ほぼ一定となりうる。

【００３４】図２３（ａ）は、フィンピッチFpと伝熱管
径Dの比Fp/Dに対する、スリット高さｈ＝Fp/3のときの
切り起しスリットの熱交換能力Ｅとスリット高さｈ＝Fp
/2のときの切り起しスリットの熱交換能力Ｅの比を示し
たものである。Fp/D＞0.15のとき、スリットの高さｈ＝
Fp/3のときの熱交換能力Ｅとスリットの高さｈ＝Fp/2の
ときの熱交換能力Ｅの比は２％以下となり、スリットの
高さｈがFp/3≦h≦Fp/2では、ほぼ性能は同一となる。F
p/Dとスリットの熱交換能力Ｅとの関係は、図２３
（ｂ）に示すように、フィンピッチFpが大きくなるとと
もに、スリットの熱交換能力Ｅは減少するが、０．５以
上となると、熱交換能力Ｅはほとんど変化しない。これ
は、フィンピッチFpが大きくなると、熱交換能力Ｅは伝
熱管２の熱伝達が支配的となり、板状フィン１のスリッ
トの熱交換量が小さくなるためである。なお、図２３
（ｂ）は高さがFp/2のスリットの例であるが、高さがFp
/3のスリットにおいてもFp/Dと熱交換能力Ｅの関係はほ
ぼ同様である。

【００３５】図１８から図２３（ａ）、（ｂ）より、フ
ィンピッチを0.5＞Fp/D＞0.15としたとき、切り起しス
リットのスリット高さｈがFp/3≦h≦Fp/2の範囲では、
切り起しスリットは空気流れの最大速度領域と衝突する
ことができ、ほぼ同一の性能が得られる。従って、形状
パラメ−タに融通性を持たせることができ、切り起しス
リットの製作が容易となる。

【００３６】実施の形態2．図２４は本発明の実施の形
態２による熱交換器を示す要部断面図である。図２４で
は、第２のスリット４を３分割している。その他の構成
は、実施の形態１と同様である。図１のように第２のス
リットの分割の無いフィンパターンでは、図２５に示す
ように、空気流れに対しフィン前縁部１ａのフィン温度
Tf1と伝熱管温度Tw1は第２のスリット４の熱遮断作用に
より熱の回り込み距離が大きい、一方、図２４のフィン
パターンの場合、図２６に示すように、分割スリットの
スリットの無い部分から熱が通過できるため、熱の回り
込み距離が小さく、図２５及び図２６において、｜Tw１
−Tf１｜＞｜Tw２−Tf２｜となり伝熱性能が向上する。
また、図２４の第２のスリットを３分割したフィンパタ
ーンの場合、スリットの無い部分があるため、図１のフ
ィンパターンと比べ曲げ強度が大きくなる。さらに、第
２のスリット４を２分割した場合、および４分割以上し
た場合も同様の効果を奏することは言うまでもない。

【００３７】実施の形態3．図２７は実施形態3を示す図
で、空調冷凍装置の冷凍サイクルである冷凍回路図であ
る。図に示す冷媒回路は、圧縮機２１、室外機用熱交換
器２２、絞り装置２３、室内機用熱交換器２４、送風機
２５、送風機用モータ２６、四方弁２７により構成され
ている。上述の実施の形態１及び２に記載のフィンチュ
−ブ型熱交換器を室外機熱交換器２２または室内機用熱
交換器２４、もしくは両方に用いることにより、エネル
ギ効率の高い空調冷凍装置を実現することができる。こ
こで、エネルギ効率は、次式で構成されるものである。 暖房エネルギ効率=室内機用熱交換器（凝縮器）能力／
全入力 冷房エネルギ効率=室内機用熱交換器（蒸発器）能力／
全入力

【００３８】なお、上述の実施の形態１、実施の形態２
及び実施の形態３で述べたフィンチュ−ブ型熱交換器及
びそれを用いた空調冷凍装置については、ＨＣＦＣ（Ｒ
２２）、ＨＦＣ（Ｒ１１６、Ｒ１２５、Ｒ１３４ａ、Ｒ
１４、Ｒ１４３ａ、Ｒ１５２ａ、Ｒ２２７ｅａ、Ｒ２
３、Ｒ２３６ｅａ、Ｒ２３６ｆａ、Ｒ２４５ｃａ、Ｒ２
４５ｆａ、Ｒ３２、Ｒ４１、ＲＣ３１８）、これら冷媒
の数種の混合冷媒（Ｒ４０７Ａ、Ｒ４０７Ｂ、Ｒ４０７
Ｃ、Ｒ４０７Ｄ、Ｒ４０７Ｅ、Ｒ４１０Ａ、Ｒ４１０
Ｂ、Ｒ４０４Ａ、Ｒ５０７Ａ、Ｒ５０８Ａ、Ｒ５０８Ｂ
など）、ＨＣ（ブタン、イソブタン、エタン、プロパ
ン、プロピレンなどや、これら冷媒の数種混合冷媒）、
自然冷媒（空気、炭酸ガス、アンモニアなどや、これら
冷媒の数種の混合冷媒）、またこれら冷媒の数種の混合
冷媒など、どんな種類の冷媒を用いても、その効果を達
成することができる。

【００３９】また、作動流体として、空気と冷媒の例を
示したが、他の気体、液体、気液混合流体を用いても、
同様の効果を奏する。

【００４０】また、伝熱管２と板状フィン１は異なった
材料を用いていることが多いが、伝熱管２と板状フィン
１に銅、アルミニウムなど、同じ材料を用いることで、
板状フィン１と伝熱管２のロウ付けが可能となり、両者
の接触熱伝達率が飛躍的に向上し、熱交換能力が大幅に
向上する。また、リサイクル性も向上させることができ
る。

【００４１】なお、上述の実施の形態１、実施の形態２
及び実施の形態３で述べたフィンチュ−ブ型熱交換器及
びそれを用いた空調冷凍装置については、鉱油系、アル
キルベンゼン油系、エステル油系、エーテル油系、フッ
素油系など、冷媒と油が溶ける溶けないにかかわらず、
どんな冷凍機油についても、その効果を達成することが
できる。

【００４２】

【発明の効果】本発明の請求項１に係るフィンチューブ
型熱交換器は、所定の間隔で平行に配置され、その間を
気体が通過する複数の板状フィンと、この板状フィンへ
直角に挿入され、気体通過方向に対して直角方向の段方
向へ複数設けられ、内部を作動流体が通過する伝熱管
と、板状フィン面上に、気体の流れに対向する切り起し
スリットとを備えるフィンチュ−ブ型熱交換器であっ
て、板状フィン面上で、伝熱管の段方向の隣接伝熱管の
間の伝熱管投影部に、気体の流れに対向する開口部を有
する切り起しスリットである第1のスリットを配置し、
板状フィンにおける伝熱管と第１のスリットの端部との
段方向距離をδsとし、伝熱管の外径をDとしたとき、0.
1＜δs/D＜0.25としたので、通常運転時（フィン温度が
０℃以上）及び着霜運転時共に熱交換能力の大きなフィ
ンチュ−ブ型熱交換器を提供できる。

【００４３】また、請求項２のフィンチューブ型熱交換
器は、請求項１のフィンチューブ型熱交換器において、
板状フィンのフィン幅をＬとしたとき、４＞Ｌ／Ｄ＞２
としたので、フィン幅を４＞Ｌ／Ｄ＞２としたフィンチ
ュ−ブ型熱交換器では、切り起しスリットのうち、伝熱
管投影部に設けた第１のスリットが熱交換器の熱交換能
力への寄与度が支配的となる。従って、第１のスリット
を0.1＜δs/D＜0.25とすることにより、熱交換能力を大
きくでき、さらにフィン幅を４＞Ｌ／Ｄ＞２とし板状フ
ィンのフィン幅を大きくすることにより、熱交換能力が
大きくなり、室外機用熱交換器としても有効な熱交換能
力の大きなフィンチュ−ブ型熱交換器を提供できる。し
かも、従来設けられていた第１のスリットの外側のスリ
ットの配置、スリット長さ等特別に配慮する必要がなく
なる。

【００４４】また、請求項３のフィンチューブ型熱交換
器は、所定の間隔で平行に配置され、その間を気体が通
過する複数の板状フィンと、この板状フィンへ直角に挿
入され、気体通過方向に対して直角方向の段方向へ複数
設けられ、内部を作動流体が通過する伝熱管とを備える
フィンチュ−ブ型熱交換器であって、板状フィン面上
で、段方向の隣接伝熱管の間に、気体の流れに対向する
開口部を有する切り起しスリットを配置し、板状フィン
のフィンピッチをＦｐ、伝熱管の外径をD及び前記切り
起しスリットのスリット高さをｈとしたとき、０．５＞
Ｆｐ／D＞０．１５、かつ、Ｆｐ／２＞ｈ＞Ｆｐ／３と
したので、フィンピッチをＦｐを０．５＞Ｆｐ／D＞
０．１５と大きくすることにより、板状フィン間の空気
流れの最大速度領域の幅を大きくでき、切り起しスリッ
トのスリット高さｈをＦｐ／２＞ｈ＞Ｆｐ／３の範囲と
しても、切り起しスリットは、確実に空気流れの最大速
度領域と衝突することができ、同等な前縁効果が得られ
る。切り起しスリットのスリット高さｈをＦｐ／２＞ｈ
＞Ｆｐ／３とでき、フィンチュ−ブ型熱交換器が容易に
製作できる。

【００４５】また、請求項４のフィンチューブ型熱交換
器は、請求項１〜請求項３のいずれかに記載のフィンチ
ューブ型熱交換器において、板状フィン面上で、段方向
の隣接伝熱管の間で、伝熱管投影部を除いた板状フィン
の両側端側に第２のスリットを配置し、該スリットを段
方向に２分割以上としたので、第２のスリットによる熱
遮断作用が緩和され、板状フィンの伝熱性能が向上す
る。

【００４６】また、請求項５のフィンチューブ型熱交換
器は、請求項１〜請求項３のいずれかに記載のフィンチ
ューブ型熱交換器において、第１のスリットを段方向の
隣接伝熱管を結ぶ中心線上を除いて設置したので、中心
線上に第１のスリットがある場合、熱交換器を重力方向
に設置し、蒸発器として使用した時に、伝熱管で凝縮し
たドレン水が伝熱管から流れ、直下のスリットにたま
り、通風抵抗が増加するが、伝熱管の直下にスリットが
なく、通風抵抗の増加が防止できる。

【００４７】また、請求項６のフィンチューブ型熱交換
器は、請求項１〜請求項３のいずれかに記載のフィンチ
ューブ型熱交換器において、切り起しスリットの脚部を
空気流れが伝熱管の下流側に向かうように配向して形成
したので、伝熱管の気流下流側の死水域が減少できる。

【００４８】また、請求項７の冷凍サイクルは、圧縮
機、熱交換器及び絞り装置等を配管接続した冷凍サイク
ルにおいて、熱交換器に、前記請求項１から請求項６に
記載のいずれかのフィンチューブ型熱交換器を使用した
ので、前記それぞれの優れた特性を有する熱交換器を備
えた冷凍サイクルが提供できる。

【図面の簡単な説明】

【図１】 この発明の実施の形態１の熱交換器の要部断
面図。

【図２】 この発明の実施の形態１のスリット長さと伝
熱管径の比と通風抵抗の関係を示す特性図。

【図３】 この発明の実施の形態１のスリット長さと伝
熱管径の比と通風抵抗の関係を示す特性図。

【図４】 この発明の実施の形態１のスリット長さと伝
熱管径の比と熱伝達率の関係を示す特性図。

【図５】 この発明の実施の形態１のスリット長さと伝
熱管径の比と熱伝達率の関係を示す特性図。

【図６】 この発明の実施の形態１の伝熱管とスリット
脚部の距離と熱伝達率の関係を示す特性図。

【図７】 この発明の実施の形態１の伝熱管とスリット
脚部の距離と通風抵抗の関係を示す特性図。

【図８】 この発明の実施の形態１の板状フィン上の空
気流れを示す説明図。

【図９】 この発明の実施の形態１のスリット長さと伝
熱管径の比と熱交換能力との関係を示す特性図。

【図１０】 この発明の実施の形態１のスリット長さと
伝熱管径の比と熱交換能力との関係を示す別の特性図。

【図１１】 この発明の実施の形態１の伝熱管とスリッ
ト脚部の距離と熱交換能力との関係を示す特性図。

【図１２】 この発明の実施の形態１の伝熱管とスリッ
ト脚部の距離と熱交換能力との関係を示す別の特性図。

【図１３】 この発明の実施の形態１の着霜時における
空気流れの説明図。

【図１４】 この発明の実施の形態１の第１のスリット
３と第２のスリット４の熱交換能力に対する寄与度を示
す特性図及びフィン幅に対する熱交換能力特性図。

【図１５】 この発明の実施の実施の形態１のフィンカ
ラーを示す部分断面図。

【図１６】 この発明の実施の実施の形態１の伝熱管の
気流下流側の死水域を示す説明図。

【図１７】 この発明の実施の実施の形態１の板状フィ
ン上の凝縮水流れを示す説明図。

【図１８】 この発明の実施の実施の形態１の熱交換器
の板状フィン間の切り起しスリットを示す要部断面図。

【図１９】 この発明の実施の実施の形態１の板状フィ
ン内の切り起しスリット位置と気流の速度分布を示す説
明図。

【図２０】 この発明の実施の実施の形態１の板状フィ
ン内の切り起しスリット位置と気流速度分布を示す説明
図。

【図２１】 この発明の実施の実施の形態１のスリット
高さと熱伝達率の関係を示す特性図。

【図２２】 この発明の実施の実施の形態１のスリット
高さと通風抵抗の関係を示す特性図。

【図２３】 この発明の実施の実施の形態１のフィンピ
ッチとスリット高さがFp/２とスリット高さがFp/３のス
リットの熱交換能力比との関係を示す特性図及びフィン
ピッチとスリット高さがFp/２のスリットの熱交換能力
の関係を示す特性図。

【図２４】 この発明の実施の形態２の板状フィン形状
を示す要部断面図。

【図２５】 この発明の実施の実施の形態２の板状フィ
ン上の温度分布を示す説明図。

【図２６】 この発明の実施の実施の形態２の別の板状
フィン上の温度分布を示す説明図。

【図２７】 この発明の実施の実施の形態3の冷凍空調
装置の構成を示す冷媒回路図。

【図２８】 従来の室内機用熱交換器を示す要部断面
図。

【図２９】 従来の室外機用熱交換器を示す要部断面
図。

【図３０】 従来熱交換器のスリット形状を示す外観
図。

【図３１】 従来熱交換器の板状フィン内のスリット位
置と気流の速度分布を示す説明図。

【図３２】 従来熱交換器の板状フィン内の別のスリッ
ト位置と気流の速度分布を示す説明図。

【符号の説明】

１ 板状フィン、２ 伝熱管、３ 第１のスリット、４
第２のスリット、５伝熱管投影部、２１ 圧縮機、２
２ 熱交換器（室外機用熱交換器）、２３ 絞り装置、
２４ 熱交換器（室内機用熱交換器）。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 加賀 邦彦 東京都千代田区丸の内二丁目２番３号 三 菱電機株式会社内 Ｆターム(参考） 3L103 AA01 AA36 DD08 DD33

Claims (7)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 所定の間隔で平行に配置され、その間を
   気体が通過する複数の板状フィンと、この板状フィンへ
   直角に挿入され、気体通過方向に対して直角方向の段方
   向へ複数設けられ、内部を作動流体が通過する伝熱管
   と、前記板状フィン面に設けられ、気体の流れに対向す
   る切り起しスリットとを備えるフィンチュ−ブ型熱交換
   器であって、 前記板状フィン面上で、前記伝熱管の段方向の隣接伝熱
   管の間の伝熱管投影部に、気体の流れに対向する切り起
   しスリットである第1のスリットを配置し、前記板状フ
   ィンにおける前記伝熱管と前記第１のスリットの端部と
   の段方向距離をδsとし、前記伝熱管の外径をDとしたと
   き、０．１＜δs/D＜０．２５であることを特徴とする
   フィンチューブ型熱交換器。
2. 【請求項２】 前記板状フィンのフィン幅をＬとしたと
   き、４＞Ｌ／Ｄ＞２とすることを特徴とする請求項１記
   載のフィンチューブ型熱交換器。
3. 【請求項３】 所定の間隔で平行に配置され、その間を
   気体が通過する複数の板状フィンと、この板状フィンへ
   直角に挿入され、気体通過方向に対して直角方向の段方
   向へ複数設けられ、内部を作動流体が通過する伝熱管と
   を備えるフィンチュ−ブ型熱交換器であって、 前記板状フィン面上の段方向の隣接伝熱管の間に、気体
   の流れに対向する開口部を有する切り起しスリットを配
   置し、前記板状フィンのフィンピッチをＦｐ、前記伝熱
   管の外径をD及び前記切り起しスリットのスリット高さ
   をｈとしたとき、０．５＞Ｆｐ／D＞０．１５、かつ、
   Ｆｐ／２＞ｈ＞Ｆｐ／３としたことを特徴とするフィン
   チューブ型熱交換器。
4. 【請求項４】 前記板状フィン面上で、前記段方向の隣
   接伝熱管の間で、前記伝熱管投影部を除いた板状フィン
   の両側端側に第２のスリットを配置し、該スリットを前
   記段方向に２分割以上としたことを特徴とする請求項１
   〜請求項３のいずれかに記載のフィンチューブ型熱交換
   器。
5. 【請求項５】 前記第１のスリットを前記段方向の隣接
   伝熱管を結ぶ中心線上を除いて設置したことを特徴とす
   る請求項１〜請求項３のいずれかに記載のフィンチュー
   ブ型熱交換器。
6. 【請求項６】 前記切り起しスリットの脚部を空気流れ
   が前記伝熱管の下流側に向かうように配向して形成した
   ことを特徴とする請求項１〜請求項３のいずれかに記載
   のフィンチューブ型熱交換器。
7. 【請求項７】 圧縮機、熱交換器及び絞り装置等を配管
   接続した冷凍サイクルにおいて、前記熱交換器に、前記
   請求項１から請求項６に記載のいずれかのフィンチュー
   ブ型熱交換器を使用したことを特徴とする冷凍サイク
   ル。