JP2005326136A - 空気熱交換器用伝熱フィン - Google Patents
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Abstract
【課題】 適用される伝熱フィンの形態如何に拘わらず、薄いアルミ板等にスリットやルーバーを付加して伝熱性能を改善することは、すでに製造性の面から限界であり、現状以上の伝熱性能のアップは困難。これを所定の条件の発泡金属を用いて解決する。
【解決手段】 本願発明では、空気と熱交換すべき流体が流される伝熱管１，１・・・と、該伝熱管１，１・・・に設けられ、空気と接触して熱交換する伝熱フィン１３，１３・・・とを備え、該伝熱フィン１３，１３・・・が発泡金属よりなる空気熱交換器用伝熱フィンであって、上記発泡金属のポア密度を、２０ＰＰＩ以上とすることにより、その伝熱性能を大きく向上させた。
【選択図】 図１
【解決手段】 本願発明では、空気と熱交換すべき流体が流される伝熱管１，１・・・と、該伝熱管１，１・・・に設けられ、空気と接触して熱交換する伝熱フィン１３，１３・・・とを備え、該伝熱フィン１３，１３・・・が発泡金属よりなる空気熱交換器用伝熱フィンであって、上記発泡金属のポア密度を、２０ＰＰＩ以上とすることにより、その伝熱性能を大きく向上させた。
【選択図】 図１
Description
本願発明は、空気調和機用熱交換器その他の各種空気熱交換器に適した伝熱フィンの構造に関するものである。
空気調和機用熱交換器等空気熱交換器の空気側伝熱フィンの伝熱性能の改善は、当該空気熱交換器全体のコンパクト化やシステム自体の省エネルギー化にもつながる重要なファクターである。
従来、このような伝熱性能の改善、向上を目的として、例えばクロスフィンタイプの空気熱交換器などでは、スリットフィンやルーバーフィン構造が一般的に採用されている（例えば特許文献１、特許文献２等参照）。
このように、一般にアルミ板等の伝熱性の良い薄板よりなる伝熱フィンに対してスリットやルーバーを設けると、その前縁効果により、空気との伝熱性能（熱伝達率）を向上させることができる。
一方、最近では、例えば扁平伝熱管およびコルゲートフィンを備えた所謂積層型の空気熱交換器を、空気調和機用の熱交換器に採用することも検討されている（例えば特許文献３参照）。
そのような扁平伝熱管およびコルゲートフィンを備えた空気熱交換器の全体および各部の構造を、例えば図３１〜図３２に示す。
該空気熱交換器１０は、冷媒が導入、導出されるパイプ状の上下ヘッダ１２Ａ，１２Ｂと、該上下ヘッダ１２Ａ，１２Ｂ間に連通状態で、かつその長手方向に相互に所定の間隔を保って並設された複数本の扁平伝熱管１，１・・・と、該複数本の扁平伝熱管１，１・・・間の上下方向に扁平なＳ字形に連続して屈曲した状態で配設され、その屈曲面外端を対応する両隣りの扁平伝熱管１，１・・・の扁平伝熱面に対して接合（熱溶着）されたアルミ板等よりなるコルゲートフィン１１，１１・・・とからなっている。
上記扁平伝熱管１，１・・・は、例えば図３２に示すように、その内側幅方向（空気流通方向）に隔壁を介して区画並設された断面方形の複数の冷媒流通穴２，２・・・を有する多穴構造となっており、上記上部ヘッダ１２Ａ又は下部ヘッダ１２Ｂを介して外部冷媒配管７又は８より導入分配された冷媒を各冷媒流通穴２，２・・・内の上方から下方又は下方から上方に均等に流し、その扁平面および上記コルゲートフィン１１，１１・・・のフィン面を介して可及的に広い伝熱面積で内部の冷媒と外部の空気との間で効率の良い熱交換を行うようになっている。
また、上記コルゲートフィン１１，１１・・・には、上述したクロスフィン型の空気熱交換器の伝熱フィンの場合と同じ考え方で、その屈曲部（折り曲げ部）を除く扁平面部分であって、加工上形成される中央の扁平面部分を中心として空気流の上流側部から下流側部分にかけて、空気との伝熱効率を向上させるための複数のルーバー１１ａ，１１ａ・・・、１１ｂ，１１ｂ・・・が形成されており、該ルーバー１１ａ，１１ａ・・・、１１ｂ，１１ｂ・・・の前縁効果によって、可及的に上記冷媒と空気との間の熱交換性能が高くなるように構成される。
しかし、適用される伝熱フィンの形態如何に拘わらず、上記各熱交換器の何れにあっても薄いアルミ板よりなる伝熱フィンにスリットやルーバーを加工して伝熱性能を改善することは、すでに製造性の点で限界に達しており、現状以上の伝熱性能のアップは困難なのが実情である。
そこで、本願発明では、このような事情に鑑み、例えば熱伝達率が高い銅やアルミ等の金属材料を発泡させて作った構造の発泡金属で、当該各熱交換器の空気側伝熱フィンを形成することにより、その伝熱性能を、従来のものに比べて遥かに大きく向上させ得るようにした空気熱交換器用の伝熱フィンを提供することを目的とするものである。
本願発明は、該目的を達成するために、次のような課題解決手段を備えて構成されている。
（１） 第１の課題解決手段
本願発明の第１の課題解決手段は、空気と熱交換すべき流体が流される伝熱管１，１・・・と、該伝熱管１，１・・・に設けられ、空気と接触して熱交換する伝熱フィン１３，１３・・・とを備え、該伝熱フィン１３，１３・・・が発泡金属よりなる空気熱交換器用伝熱フィンであって、上記発泡金属のポア密度が、２０ＰＰＩ以上であることを特徴としている。
本願発明の第１の課題解決手段は、空気と熱交換すべき流体が流される伝熱管１，１・・・と、該伝熱管１，１・・・に設けられ、空気と接触して熱交換する伝熱フィン１３，１３・・・とを備え、該伝熱フィン１３，１３・・・が発泡金属よりなる空気熱交換器用伝熱フィンであって、上記発泡金属のポア密度が、２０ＰＰＩ以上であることを特徴としている。
発泡金属は、相互に連続して繋がっている細い線状部材により、流体がその内部を流動できるオープンセルタイプのポーラス構造に構成されており、単位体積当りの表面積が大きい。
したがって、伝熱面積が大きい。また複雑な流路を持つため、流体の乱れによる伝熱促進作用が期待できる。
さらに、細い線状部材により、温度境界層を容易に更新することができ、高い熱伝達係数を得ることができる。そのため、非常に伝熱性能が高くなる。
したがって、同構造の伝熱フィンを採用すると、当該空気熱交換器の熱交換性能を大幅に向上させることができる。
しかし、その反面、流路構造が複雑なので、圧力損失も大きい。したがって、伝熱フィンとして採用するにあたっては、最適なポア密度を決めることが重要となる。
種々の検討、実験の結果によると、同ポア密度は、少なくとも２０ＰＰＩ以上であることが好ましいことが判明した。
（２） 第２の課題解決手段
本願発明の第２の課題解決手段は、上記第１の課題解決手段の構成において、空気と熱交換すべき流体が流される伝熱管１，１・・・が複数本であり、該複数本の伝熱管１，１・・・相互の間の間隔Ｈを、１２ｍｍ以下に構成したことを特徴としている。
本願発明の第２の課題解決手段は、上記第１の課題解決手段の構成において、空気と熱交換すべき流体が流される伝熱管１，１・・・が複数本であり、該複数本の伝熱管１，１・・・相互の間の間隔Ｈを、１２ｍｍ以下に構成したことを特徴としている。
上述のように、発泡金属は、相互に連続して繋がっている細い線状部材で構成されており、単位体積当りの表面積が大きく、伝熱面積が大きいので伝熱性能に優れている。
しかし、逆に線状部材が細いことから、フィン効率がルーバフィンなどに比べると低い欠点がある。したがって、複数本の伝熱管１，１・・・相互の間の間隔Ｈを最適値化する必要がある。
そこで、種々の検討の結果、同複数本の伝熱管１，１・・・相互の間の間隔Ｈを、１２ｍｍ以下とした。
実験の結果によると、１２ｍｍ以下の間隔の場合が効果的であり、特に上記第２の課題解決手段のポア比が２０ＰＰＩ以上の場合との関係において、十分に有効な伝熱性能の向上効果を得ることができた。
（３） 第３の課題解決手段
本願発明の第３の課題解決手段は、上記第１又は第２の課題解決手段の構成において、空気熱交換器が積層型空気熱交換器であることを特徴としている。
本願発明の第３の課題解決手段は、上記第１又は第２の課題解決手段の構成において、空気熱交換器が積層型空気熱交換器であることを特徴としている。
積層型熱空気交換器は、それ自体の構造としても、扁平伝熱管１，１・・・部分が空気流通方向に扁平で長さが長く、それらの間に設けられる伝熱フィン１３，１３・・・の長さも空気流通方向に十分に長く取ることができる。したがって、それ自体としても伝熱性能が高い。
そこで、このような積層型空気熱交換器に対して、上記発泡金属よりなる伝熱フィン１３，１３・・・の構造を採用すると、その本体構造による伝熱性能を、さらに有効に向上させることが可能となる。
したがって、同構成によれば、空気調和機に適した空気熱交換器を、高熱交換性能で、しかも低コストかつコンパクトなものに形成することができる。
（４） 第４の課題解決手段
本願発明の第４の課題解決手段は、上記第１，第２又は第３の課題解決手段の構成において、ポア密度が、２０ＰＰＩ以上６０ＰＰＩ以下であることを特徴としている。
本願発明の第４の課題解決手段は、上記第１，第２又は第３の課題解決手段の構成において、ポア密度が、２０ＰＰＩ以上６０ＰＰＩ以下であることを特徴としている。
発泡金属は、相互に連続して繋がっている細い線状部材により、流体がその内部を流動できるオープンセルタイプのポーラス構造に構成されており、単位体積当りの表面積が大きい。
したがって、伝熱面積が大きい。また複雑な流路を持つため、流体の乱れによる伝熱促進作用が期待できる。
さらに、細い線状部材により、温度境界層を容易に更新することができ、高い熱伝達係数を得ることができる。そのため、非常に伝熱性能が高くなる。
したがって、同構造の伝熱フィンを採用すると、当該空気熱交換器の熱交換性能を大幅に向上させることができる。
しかし、その反面、流路構造が複雑なので、圧力損失も大きい。したがって、伝熱フィンとして採用するにあたっては、最適なポア密度を決めることが重要となる。
種々の検討、実験の結果によると、同ポア密度は、少なくとも２０ＰＰＩ以上６０ＰＰＩ以下であることが最も好ましいことが判明した。
（５） 第５の課題解決手段
本願発明の第５の課題解決手段は、上記第１，第２，第３又は第４の課題解決手段の構成において、複数本の伝熱管１，１・・・相互の間の間隔Ｈが、４ｍｍ以上かつ１２ｍｍ以下であることを特徴としている。
本願発明の第５の課題解決手段は、上記第１，第２，第３又は第４の課題解決手段の構成において、複数本の伝熱管１，１・・・相互の間の間隔Ｈが、４ｍｍ以上かつ１２ｍｍ以下であることを特徴としている。
上述のように、発泡金属は、相互に連続して繋がっている細い線状部材で構成されており、単位体積当りの表面積が大きく、伝熱面積が大きいので伝熱性能に優れている。
しかし、逆に線状部材が細いことから、フィン効率がルーバフィンなどに比べると低い欠点がある。したがって、複数本の伝熱管１，１・・・相互の間の間隔Ｈを最適値化する必要がある。
そこで、種々の検討の結果、同複数本の伝熱管１，１・・・相互の間の間隔Ｈを、４ｍｍ以上１２ｍｍ以下とした。
実験の結果によると、複数本の伝熱管１，１・・・相互の間の間隔Ｈは、４ｍｍ以上１２ｍｍ以下の間隔の場合が最も効果的であり、特に上記第２の課題解決手段のポア比が２０ＰＰＩ以上の場合との関係において、十分に有効な伝熱性能の向上効果を得ることができた。
以上の結果、本願発明によれば、空気との伝熱性能が高く、高性能で、しかも小型、コンパクトな空気調和機等に適した空気熱交換器を、より低コストに提供することができるようになる。
（最良の実施の形態１）
図１および図２は、本願発明の最良の実施の形態１に係る空気熱交換器の全体および要部の構成を示している。
図１および図２は、本願発明の最良の実施の形態１に係る空気熱交換器の全体および要部の構成を示している。
すでに述べたように、最近では、扁平伝熱管および伝熱フィンを備えた所謂積層型の空気熱交換器を、例えば空気調和機用の熱交換器に採用することが検討されている。
この実施の形態は、そのような扁平伝熱管および伝熱フィンを備えた空気熱交換器の伝熱フィンに対して、本願発明を適用した場合の構成について示している。
この空気熱交換器１０は、例えば図１に示すように、冷媒が導入、導出されるパイプ状の上下ヘッダ１２Ａ，１２Ｂと、該上下ヘッダ１２Ａ，１２Ｂ間に連通状態で、かつ同上下ヘッダ２１Ａ，２１Ｂの長手方向に相互に所定の間隔（ピッチ）Ｐを保って並設された複数本の扁平伝熱管１，１・・・と、該複数本の扁平伝熱管１，１・・・間に上下方向に連続して配設され、その左右両側面を対応する両隣りの扁平伝熱管１，１・・・の各扁平伝熱面に確実にロー付け（または熱溶着）された伝熱フィン１３，１３・・・とからなっている。
この実施の形態の場合、上記伝熱フィン１３，１３・・・は、従来のようなコルゲートフィンではなく、流体がその内部を流動できる図２のようなポーラス構造をもつオープンセルタイプの発泡金属により形成されている。
一方、上記扁平伝熱管１，１・・・は、図示を省略するが、例えば図１５の従来のものと同様に、その内側幅方向に隔壁を介して区画並設された断面方形の複数の冷媒流通穴を有する多穴構造となっており、上記上部ヘッダ１２Ａ又は下部ヘッダ１２Ｂを介して外部冷媒配管７又は８より導入分配された冷媒を当該各冷媒流通穴内の上方から下方又は下方から上方に均等に流し、その扁平伝熱面および上記オープンセルタイプの発泡金属よりなる伝熱フィン１３，１３・・・のポーラス構造のフィン面を介して可及的に広い伝熱面積で内部の冷媒と外部の空気との間で可及的に効率の良い熱交換を行うようになっている。
すなわち、上記伝熱フィン１３，１３・・・を形成している発泡金属は多孔性物質であり、その構造上、単位体積あたりの表面積が大きく、しかも複雑な流路を持つため、伝熱面積が大きく、流体の乱れによる有効な伝熱促進作用が期待できる。さらに、同発泡金属は相互に繋がっている多数本の細い線状部材によって構成されているため（図２の組織構造を参照）、温度境界層を容易に更新することができ、非常に高い熱伝達係数を得ることができる。
そして、このような構成の空気熱交換器１０では、例えば凝縮器として使用される時には、上記外部冷媒配管７を介して導入された冷媒を上記上部ヘッダ１２Ａを介して各扁平伝熱管１，１・・・の上方から下方に均等に分配して流し、下部ヘッダ１２Ｂで受けて外部冷媒配管８から導出する。一方、蒸発器として使用する時には、これとは逆の方向に冷媒が流される。
このような積層型の空気熱交換器は、上記伝熱フィン１３，１３・・・の構造による伝熱性能向上作用に加えて、それ自体の構造としても、上記扁平伝熱管１，１・・・部分が空気流通方向に扁平で長さが長く、それらの間に設けられる上記伝熱フィン１３，１３・・・の長さも空気流通方向に十分に長く取ることができる。したがって、それ自体としても伝熱性能が大きい。また、上記伝熱フィン１３，１３・・・は、例えばアルミニウムや銅などの熱伝達率が高い金属を発泡させて、ロー付け可能な形状に成形することにより、容易に形成することができる。
したがって、空気調和機に適するように、高熱交換性能で、しかも低コストかつコンパクトに形成することができる。
以上のように、本実施の形態の伝熱フィン１３，１３・・・を形成する発泡金属は多孔性物質であり、その構造上、単位体積あたりの表面積が大きく、しかも複雑な流路を持つため、伝熱面積が大きく、流体の乱れによる伝熱促進が期待できる。さらに、同発泡金属は、相互に繋がった細い線状部材によって構成されているため、温度境界層を容易に更新でき、高い熱伝達係数を得ることができる。
この場合、例えば図３の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）に示すように、そのポア密度ＰＰＩを、（Ａ）１０ＰＰＩ、（Ｂ）２０ＰＰＩ、（Ｃ）４０ＰＰＩ・・・と高くして行くに従って単位体積当りの表面積は拡大される。
しかし、その反面、圧力損失が大きくなる。したがって、上記のような空気熱交換器の伝熱フィン１３，１３・・・として採用するにあたっては、その最適なポア密度ＰＰＩの範囲を決めることが重要となる。ここでＰＰＩ（ポア・パー・インチ）は、１インチ立法当りの気泡の密度を表わす。
種々の検討、実験の結果によると、同発泡金属のポア密度ＰＰＩは、一般に２０ＰＰＩ以上（図３の（Ｂ），（Ｃ））６０ＰＰＩ以下であることが好ましい。
一方、同発泡金属よりなる伝熱フィン１３の場合、逆に相互に繋がっている線状部材の径が細いことから、従来のルーバフィンなどに比べるとフィン効率が低い問題がある。したがって、各扁平伝熱管１，１・・・相互の間の間隔（フィン幅）Ｈを最適値化する必要がある。そこで、種々の検討、実験を行った結果、同扁平伝熱管１，１・・・相互の間の間隔Ｈは、４ｍｍ以上１２ｍｍ以下の範囲が最適であることが判明した。
すなわち、同実験の結果によると、以下に述べるように、伝熱管１，１・・・相互間の間隔Ｈは、４ｍｍ以上１２ｍｍ以下の場合が効果的であり、特に上述のポア密度２０ＰＰＩ以上６０ＰＰＩ以下の場合との関係において、例えば図４のグラフに示すように、前面風速Ｖｆに対する単位体積当りの伝熱性能ＱＮ（Ｗ／ｍ3）がルーバーフィンの場合に比べて大きく向上し、また例えば図５のグラフに示すように、同一動力での単位体積当りの伝熱量がルーバーフィンの場合よりも２５％程度アップする有効な伝熱性能の向上効果を得ることができた。
なお、以下に説明するように、図４、図５の凡例中の寸法５ｍｍ，８ｍｍ，１２ｍｍは、上記扁平伝熱管１，１・・・相互の間の間隔（以下では、伝熱フィン１３の幅と考える）Ｈを検討するに際して採用した３組の寸法データを示している。
（実験例）
今、上記のような発泡金属よりなる伝熱フィン１３，１３・・・の有効な伝熱性能の向上作用を確認するために、若干の実験を行った。
今、上記のような発泡金属よりなる伝熱フィン１３，１３・・・の有効な伝熱性能の向上作用を確認するために、若干の実験を行った。
１．第１の実験例（暖房性能の確認）
ここでは、試されるオープンセルタイプの発泡金属として、例えばアルミニウム製の発泡金属（アルミアロイ６１０１）を伝熱フィンとして用い、そのポア密度ＰＰＩが、例えばＮｏ１：図３の（Ａ）のもので１０ＰＰＩ、Ｎｏ２：図３の（Ｂ）のもので２０ＰＰＩ、Ｎｏ３：図３の（Ｃ）のもので４０ＰＰＩのもの３種、かつ、それらの各々の上記幅寸法（要するに扁平伝熱管１，１・・・相互の間の間隔に対応した厚さ寸法）Ｈが５ｍｍ，８ｍｍ，１２ｍｍと異なるもの３種の合計９種のサンプルを用意して、上述した図１の構成における扁平伝熱管１，１側の冷媒（一例として温水）と外部を流れる空気との熱交換を行わせた。
ここでは、試されるオープンセルタイプの発泡金属として、例えばアルミニウム製の発泡金属（アルミアロイ６１０１）を伝熱フィンとして用い、そのポア密度ＰＰＩが、例えばＮｏ１：図３の（Ａ）のもので１０ＰＰＩ、Ｎｏ２：図３の（Ｂ）のもので２０ＰＰＩ、Ｎｏ３：図３の（Ｃ）のもので４０ＰＰＩのもの３種、かつ、それらの各々の上記幅寸法（要するに扁平伝熱管１，１・・・相互の間の間隔に対応した厚さ寸法）Ｈが５ｍｍ，８ｍｍ，１２ｍｍと異なるもの３種の合計９種のサンプルを用意して、上述した図１の構成における扁平伝熱管１，１側の冷媒（一例として温水）と外部を流れる空気との熱交換を行わせた。
そして、その場合における圧力損失と熱伝達係数を実験的に求め，その基本的な伝熱特性を明らかにするとともに、熱源としての扁平伝熱管１，１・・・の壁面の影響についても検討を行った。
実験条件は，空気温度２０℃、相対湿度５０％とした。圧力損失の測定は、扁平伝熱管１，１・・・内に温水を供給しない無負荷条件で行い、一方、熱伝達係数の測定は温熱源として５０℃の温水を供給することにより行った。なお風速範囲は、伝熱フィン１３の前面側（上流側）の風速Ｖｆで約０．５〜２．３ｍ／ｓとした。
この実験に用いたアルミニウム発泡金属の具体的な材料は、上述のようにアルミアロイ６１０１である。次の［表１］にその詳細な仕様を示す。そして、上述のごとく同３種類のポア密度ＰＰＩ（pores per inch）の発泡金属Ｎｏ１〜Ｎｏ３（１０，２０，４０ＰＰＩ）に対し、壁面相互の間の間隔Ｈの影響を見るために、それぞれフィンの幅Ｈを５ｍｍ，８ｍｍ，１２ｍｍの３通りとし、計９種類のテストサンプルを用意した。その上下方向の高さＬは８９ｍｍ、奥行Ｄは１３ｍｍ、単位体積あたりの表面積をβとした。
１） 圧力損失について
先ず図６のグラフは、前面風速Ｖｆ（ｍ／ｓ）に対する圧力損失Ｐ（Ｐａ）の関係を示す。圧力損失ΔＰは、ポア密度ＰＰＩが大きいほど、すなわちちポアサイズｄporeが小さいほど大きく、またフィン幅Ｈが小さいほど大きい。これは、ポアサイズｄporeが小さくフィン幅Ｈが小さいほど、単位体積あたりの表面積（壁面を含む）が増えるためである。なお、発泡金属は、比較例としたルーバフィン（幅Ｈ＝７．９ｍｍ、Ｄ＝１３．６ｍｍ、フィンピッチ＝１．５ｍｍ）に比べて、圧力損失ΔＰが高いことが分かる。
先ず図６のグラフは、前面風速Ｖｆ（ｍ／ｓ）に対する圧力損失Ｐ（Ｐａ）の関係を示す。圧力損失ΔＰは、ポア密度ＰＰＩが大きいほど、すなわちちポアサイズｄporeが小さいほど大きく、またフィン幅Ｈが小さいほど大きい。これは、ポアサイズｄporeが小さくフィン幅Ｈが小さいほど、単位体積あたりの表面積（壁面を含む）が増えるためである。なお、発泡金属は、比較例としたルーバフィン（幅Ｈ＝７．９ｍｍ、Ｄ＝１３．６ｍｍ、フィンピッチ＝１．５ｍｍ）に比べて、圧力損失ΔＰが高いことが分かる。
ここで、発泡金属の圧力損失特性は、透水性（Ｋ）とＥrgun 係数（ＣE）を用いて次のように表わされる。
この式（１）を用いて最小二乗法で求めたＫとＣEを、ポアサイズｄporeに対して示すと、例えば図７のグラフようになる。Ｋは、ポアサイズｄporeが大きいほど大きくなり、またフィン幅Ｈが大きくなるほど壁面による摩擦が減少して大きくなる。ＣEは、ポアサイズｄporeの増大に連れて若干減少するが、フィン幅Ｈの影響については、必ずしも明確な傾向が見られない。
そして、求められたＫを用いて摩擦損失係数ｆとＲeKは、次のように定義される。
そして、図８は、ＲeKに対する摩擦損失係数ｆの変化を示している。
２） 熱伝達係数について
次に図９のグラフは、測定された熱伝達係数ｈａと単位体積あたりの表面積βとの積を示す。先ず熱伝達係数ｈａは、次式で定義する。
次に図９のグラフは、測定された熱伝達係数ｈａと単位体積あたりの表面積βとの積を示す。先ず熱伝達係数ｈａは、次式で定義する。
ここで、Ｑａは伝熱量、Ａｔは発泡金属の表面積と壁面面積を合わせた総伝熱面積、ΔＴLMTDは対数平均温度差である。ｈａβは、単位体積あたりの伝熱性能を表す。これを見ると、ポア密度ＰＰＩが高く、フィン幅Ｈが小さいほど伝熱性能が上昇するのが分かる。特にＮｏ２のフィンサンプルの２０ＰＰＩ、Ｎｏ３のフィンサンプルの４０ＰＰＩの場合には、従来のルーバーフィンの場合よりも伝熱性能が高くなり、十分な熱交換器のコンパクト化の可能性を示唆している。
ここでの、上記熱伝達係数ｈａはフィン効率を含んでいるが、最適設計のためにはフィン効率を含まない熱伝達係数ｈoを求める必要がある。しかし、発泡金属の場合はその複雑な流路形状のため、同熱伝達係数ｈoを容易に求めることはできない。そこで、ここでは、以下の近似的な手法により同ｈoを求める。
一般に、相互の対向間隔が寸法Ｈの平板間のフィン効率は、次式で表される。
Ｐはぺリメータ、Ａは断面積、ｋは熱伝導率である。発泡金属の場合は、式（６）のＰ／Ａが不明なので、ｍの値を次の（７）式のように仮定し、ｈoは寸法Ｈによって変わらないと仮定して、寸法Ｈを変化させた実験データから、Ｃの値をＮｏ１〜Ｎｏ３の各ポア密度ＰＰＩ（１０ＰＰＩ、２０ＰＰＩ、４０ＰＰＩ）別に求め、それらを以下の［表２］に示した。
これらの結果、ポア密度ＰＰＩが増加すると、Ｃが増加することが分かる。これは、ポア密度ＰＰＩが増加すると線材の線径が細くなり、Ｐ／Ａが大きくなるからである。以上により求めたｈoを前面風速Ｖfに対して示した結果が、図１０のグラフである。これを見ると、ポア密度ＰＰＩが減少するとｈoは上昇するが、ポア密度ＰＰＩが２０ＰＰＩ以下では、その影響は殆ど見られない。ポーラス材の特性長さとしてはｄporeと√Ｋが考えられるが、図７に示すように、Ｋは壁面の影響を受けて壁面間の間隔Ｈの値によって変化するので、ここでは壁面の影響が最も少ないＨ＝１２ｍｍでのＫの値（Ｋ12）を特性長さとして用い、無次元変数を次式のように定義した。
これに基づいてデータの整理を行うと、次の相関式が得られた。
今、図１１に、式（１０）の相関式と実際の実験結果との対比を示す。この結果、両者はよく一致し、誤差±６％内に９０％のデータが入っていることが分る。
２．第２の実験例（冷房性能の確認）
この場合にも、上記第１の実験例の場合と全く同様に、試されるオープンセルタイプの発泡金属の一例として、アルミニウム製の発泡金属（アルミアロイ６１０１）を伝熱フィンとして用い、そのポア密度ＰＰＩが、例えばＮｏ１：１０ＰＰＩ、Ｎｏ２：２０ＰＰＩ、Ｎｏ３：４０ＰＰＩのもの３種、かつ、それらの各々の上記幅寸法（要するに扁平伝熱管１，１・・・相互の間の間隔に対応した厚さ寸法）Ｈが５ｍｍ，８ｍｍ，１２ｍｍと異なるもの３種の合計９種のサンプルを用意して、上述した図１の構成における扁平伝熱管１，１側の冷媒（一例として冷水）と外部を流れる空気との熱交換を行わせた。
この場合にも、上記第１の実験例の場合と全く同様に、試されるオープンセルタイプの発泡金属の一例として、アルミニウム製の発泡金属（アルミアロイ６１０１）を伝熱フィンとして用い、そのポア密度ＰＰＩが、例えばＮｏ１：１０ＰＰＩ、Ｎｏ２：２０ＰＰＩ、Ｎｏ３：４０ＰＰＩのもの３種、かつ、それらの各々の上記幅寸法（要するに扁平伝熱管１，１・・・相互の間の間隔に対応した厚さ寸法）Ｈが５ｍｍ，８ｍｍ，１２ｍｍと異なるもの３種の合計９種のサンプルを用意して、上述した図１の構成における扁平伝熱管１，１側の冷媒（一例として冷水）と外部を流れる空気との熱交換を行わせた。
そして、その場合における圧力損失と熱伝達係数を実験的に求め，その基本的な伝熱特性を明らかにするとともに、熱源としての扁平伝熱管１，１・・・の壁面の影響についても検討を行った。
実験条件は，空気温度２０℃、相対湿度５０％とした。圧力損失の測定は、扁平伝熱管１，１・・・内に冷水を供給しない無負荷条件で行い、一方、熱伝達係数の測定は、冷熱源として５℃と１０℃の冷水を供給することにより行った。なお風速範囲は、伝熱フィン１３の前面側（上流側）の風速Ｖｆで約０．５〜２．３ｍ／ｓとした。
この実験に用いたアルミニウム発泡金属（アルミアロイ６１０１）の具体的な仕様は、やはり前述の［表１］に示されるものである。そして、上記第１の実験例の場合と同様に、３種類のポア密度ＰＰＩ（pores per inch）の発泡金属Ｎｏ１〜Ｎｏ３（１０，２０，４０ＰＰＩ）に対し、壁面相互の間の間隔Ｈの影響を見るために、それぞれフィンの幅Ｈを５ｍｍ，８ｍｍ，１２ｍｍの３通りとし、計９種類のテストサンプルを用意した。その上下方向の高さＬは８９ｍｍ、奥行Ｄは１３ｍｍ、単位体積あたりの表面積をβとした。
１） 圧力損失について
この場合、冷水を流さない無負荷条件における圧力損失ΔＰについては、上述の第１の実験例の場合と同様である（図６のグラフを参照）。
この場合、冷水を流さない無負荷条件における圧力損失ΔＰについては、上述の第１の実験例の場合と同様である（図６のグラフを参照）。
しかし、冷水を流す負荷状態の場合には、フィンの表面がドライな状態の場合とウェットな状態の場合との２つの場合に分けて考えなければならない。
１−１） ドライ状態（フィンの表面が乾いた状態）での圧力損失
先ず図１２のグラフは、ドライ状態での前面風速Ｖｆ（ｍ／ｓ）に対する圧力損失ΔＰ／Ｄ（Ｐａ／ｍ）を示している。なお、この第２の実験例の場合には、ドライ／ウェット両状態の相違を考慮するため、圧力損失の測定精度を高める意味で、フィン部の空気の流動方向長さＤ（ｍ）を条件に入れて圧力損失を算出している（ΔＰ／Ｄ）。ただし、以下の説明では、単にΔＰと称することにする。
先ず図１２のグラフは、ドライ状態での前面風速Ｖｆ（ｍ／ｓ）に対する圧力損失ΔＰ／Ｄ（Ｐａ／ｍ）を示している。なお、この第２の実験例の場合には、ドライ／ウェット両状態の相違を考慮するため、圧力損失の測定精度を高める意味で、フィン部の空気の流動方向長さＤ（ｍ）を条件に入れて圧力損失を算出している（ΔＰ／Ｄ）。ただし、以下の説明では、単にΔＰと称することにする。
この場合にも、圧力損失ΔＰは、ポア密度ＰＰＩが大きいほど、すなわち、ポアサイズｄporeが小さいほど大きく、またフィン幅Ｈが小さいほど大きい。これは、ポアサイズｄporeが小さくフィン幅Ｈが小さいほど、単位体積あたりの表面積（壁面を含む）が増えるためである。また、発泡金属は、比較例としたルーバフィン（幅Ｈ＝７．９ｍｍ、Ｄ＝１３．６ｍｍ、フィンピッチ＝１．５ｍｍ）に比べて、圧力損失ΔＰが高いことが分かる。 １−２） ウェット状態（フィンの表面が濡れた状態）での圧力損失
次に図１３は、冷媒としての水の温度が５℃の場合、図１４は、同水の温度が１０℃の場合の各々のウェット状態における前面風速Ｖｆ（ｍ／ｓ）に対する圧力損失ΔＰ（Ｐａ）を示している。
次に図１３は、冷媒としての水の温度が５℃の場合、図１４は、同水の温度が１０℃の場合の各々のウェット状態における前面風速Ｖｆ（ｍ／ｓ）に対する圧力損失ΔＰ（Ｐａ）を示している。
ポア密度ＰＰＩやフィン幅Ｈの影響は、上記ドライ状態時の傾向と略同様である。しかし、ドライ状態時の圧力損失ΔＰ（図１２参照）と比較すると、その値が大きく上昇することが分かる。このように圧力損失ΔＰが大きく上昇するのは、フィンの表面に凝縮水が溜まって通風抵抗になるためであって、ドライ状態時との比較で見ると、その水はけ性が重要なファクターとなることが推測できる。ウェット状態とドライ状態との圧力損失ΔＰの比率を、それぞれ図１５（５℃の場合）、図１６（１０℃の場合）に示す。５℃の場合（図１５）は空気流速が上がると圧力損失の比率は全体的に緩やかに上がるが、１０℃の８ｍｍ，１２ｍｍの場合（図１６）は空気流速が上がると、圧力損失が下がることが分かる。
これは供給水温が高くてフィン幅が大きく、風速が早い場合には、フィン効率が低くなることから、壁面から遠い所のフィン表面の温度が空気の露点温度よりも高くなって、空気中の水分が凝縮できなくなり、圧力損失ΔＰの増加率が下がるからである。すなわち、フィンの一部分だけで水分の凝縮が行われることを示す。
図１５（５℃）の場合、ドライ時とウェット時の圧力損失ΔＰの比率ΔＰwet／ΔＰdryは、ポア密度ＰＰＩが大きくなるほど上昇する。発泡金属フィンの場合には、ルーバーフィンの場合より比率が大きい。すなわち、発泡金属フィンは、ルーバーフィンよりも水はけ性が悪い。
ただし、本実験に用いた発泡金属フィンは、あくまでも実験レベルのものであって、フィン表面が無処理の状態のものであるので、例えば親水剤塗装等の対策によって、この水はけ性の問題は十分に改善することができる。
１−２） 熱伝達係数について
この場合にも、フィン表面がドライな状態の場合とウェットな状態の場合との２つの場合に分けて考えなければならない。
この場合にも、フィン表面がドライな状態の場合とウェットな状態の場合との２つの場合に分けて考えなければならない。
１−２−１） ドライ状態における熱伝達係数について
次に図１７に、ドライ状態下での前面風速Ｖｆ（ｍ／ｓ）に対する熱伝達係数ｈdryの関係を示す。この熱伝達係数ｈdryは、ポア密度ＰＰＩが小さいほど大きく、フィン幅Ｈが大きくなるほど小さくなる。１０ＰＰＩ、Ｈ＝５ｍｍの発泡金属フィンの熱伝達係数ｈdryがルーバーフィン並みで、それよりもポア密度ＰＰＩが大きくなるとルーバーフィンよりも劣勢となる。
次に図１７に、ドライ状態下での前面風速Ｖｆ（ｍ／ｓ）に対する熱伝達係数ｈdryの関係を示す。この熱伝達係数ｈdryは、ポア密度ＰＰＩが小さいほど大きく、フィン幅Ｈが大きくなるほど小さくなる。１０ＰＰＩ、Ｈ＝５ｍｍの発泡金属フィンの熱伝達係数ｈdryがルーバーフィン並みで、それよりもポア密度ＰＰＩが大きくなるとルーバーフィンよりも劣勢となる。
しかし、発泡金属フィンは単位体積あたりの表面積βが大きいので、すでに述べたように伝熱性能の評価のためには、単位体積当りの伝熱性能ｈdryβで評価を行う。図１８は、ドライ状態でのｈdryβと前面風速Ｖｆ（ｍ／ｓ）との関係を示す。これによると、ポア密度ＰＰＩが高く、フィン幅Ｈが低いほど伝熱性能が上昇するのが分かる。また図１９は、同伝熱性能のルーバーフィンに対する比率を示す。ポア密度４０ＰＰＩ、フィン幅Ｈ＝５ｍｍの場合には、ルーバーフィンよりも伝熱性能が１．５倍高くなり、有効な熱交換器のコンパクト化の可能性を示唆している。
１−２−２） ウェット状態における熱伝達係数について
次に図２０および図２１は、冷水の温度が５℃の時と１０℃の時のウェット状態での前面風速Ｖｆ（ｍ／ｓ）に対するウェット時の伝熱係数ｈwetの関係を示す。図２０と図２１とを比較すると、水の温度変化（５℃〜１０℃）による影響は大きくないと考えられる。ドライ状態での熱伝達係数ｈdry（図１７参照）と比較すると、ｈwetはｈdryよりは若干小さいことがわかる。この原因は、ウェット状態では顕熱分の伝熱に加え、空気中の水分の凝縮による潜熱分の熱伝達によって、フィン効率がドライ状態時に比べて低下することによる。
次に図２０および図２１は、冷水の温度が５℃の時と１０℃の時のウェット状態での前面風速Ｖｆ（ｍ／ｓ）に対するウェット時の伝熱係数ｈwetの関係を示す。図２０と図２１とを比較すると、水の温度変化（５℃〜１０℃）による影響は大きくないと考えられる。ドライ状態での熱伝達係数ｈdry（図１７参照）と比較すると、ｈwetはｈdryよりは若干小さいことがわかる。この原因は、ウェット状態では顕熱分の伝熱に加え、空気中の水分の凝縮による潜熱分の熱伝達によって、フィン効率がドライ状態時に比べて低下することによる。
また図２２（５℃）および図２３（１０℃）は、ウェット状態での単位体積当りの伝熱性能ｈwetβを示す。これを見ると、ドライ状態時に比べて発泡金属フィンのルーバーフィンに対する伝熱性能ｈwetβの増加が大きく、ポア密度４０ＰＰＩ、フィン幅Ｈ＝５ｍｍの場合で見ると、約１．８倍程度大きい。すなわち、ウェット状態下での伝熱促進効果が、ドライ状態時よりも大きい。
図２４（５℃）、図２５（１０℃）は、物質伝達係数ｈmassと空気流速Ｖｆ（ｍ／ｓ）との関係を示す。図２４（５℃）で物質伝達係数ｈmassは、図２０（５℃）の熱伝達係数ｈwetと同様に、全体の空気流速とフィン幅Ｈの上昇、ポア密度ＰＰＩの減少に伴って上昇する。ただし、Ｈ＝１２ｍｍ，ＰＰＩ＝２０．４０の場合は速度１．０ｍ／ｓ近傍から風速が上がっても上がらない。これは、圧力損失について説明したのと同様に、フィン表面の一部の温度が露点温度以上になって、湿分が凝縮しなくなるからである。図２５の水温１０℃の場合には、この傾向がもっと顕著になる。これは、単位体積当りの物質伝熱係数ｈmassβ（ｋｇ／ｍ3ｓ）−Ｖｆ（ｍ／ｓ）で見ても同様である（図示省略）。
３） 圧力損失と伝熱係数の総合的検討
以上に説明したように、本実施の形態の発泡金属フィンは、現行のルーバーフィンに比べて高い圧力損失と高い体積あたりの伝熱係数を持っていることがわかる。しかし、空気調和機用熱交換器として構成するためには、これら圧力損失と伝熱係数とを総合的に検討する必要がある。ここで、単位体積あたりの必要なポンプ動力は次の式で示される。
以上に説明したように、本実施の形態の発泡金属フィンは、現行のルーバーフィンに比べて高い圧力損失と高い体積あたりの伝熱係数を持っていることがわかる。しかし、空気調和機用熱交換器として構成するためには、これら圧力損失と伝熱係数とを総合的に検討する必要がある。ここで、単位体積あたりの必要なポンプ動力は次の式で示される。
ここで、Ｖは体積で、Ａcは流動断面積である。
図２６および図２７は、ドライ状態、ウェット状態各場合での単位体積あたりの伝熱係数ｈdryβ，ｈwetβを、単位体積あたりに必要なポンプ動力ＥＢＡとの関係で示している。図２６のドライ状態のものでは４０ＰＰＩ、Ｈ＝５ｍｍの場合が最も伝熱性能が高く、ルーバーフィンに比べて、約２４％の伝熱性能改善効果が期待される。また図２７のウェット状態では、４０ＰＰＩ、Ｈ＝５ｍｍ，８ｍｍ，１２ｍｍのものが同じ程度で約２８％ほど高い。
これは、図２８に示すように、単位体積当りの物質伝熱係数ｈmassβ（ｋｇ／ｍ3ｓ）−Ｅβｗ／ｍ3）で見ても同様である。
（最良の実施の形態２）
次に図２９は、本願発明の最良の実施の形態２に係る空気熱交換器の構成を示している。
次に図２９は、本願発明の最良の実施の形態２に係る空気熱交換器の構成を示している。
この実施の形態のものは、上記最良の実施の形態１のものと同様の扁平伝熱管および発泡金属よりなる伝熱フィンを備えた積層型の空気熱交換器を、上述の最良の実施の形態１のように上下ヘッダ１２Ａ，１２Ｂを設けることなく、扁平伝熱管１，１・・・自体を１本の相互に連続する構造のものとして、ヘビ状に屈曲させて形成した所謂サーペンタイン型空気熱交換器の構成について示している。
このような構成のものにおいても、上述の最良の実施の形態１のものと同様の高い伝熱性能を実現することができ、その構成および作用効果は、基本的に上記最良の実施の形態１のものと全く同様である。
（最良の実施の形態３）
さらに図３０は、本願発明の最良の実施の形態３に係る空気熱交換器の構成を示している。
さらに図３０は、本願発明の最良の実施の形態３に係る空気熱交換器の構成を示している。
この実施の形態のものは、プレート構造の扁平な伝熱管３１，３１・・・および同伝熱管３１，３１・・・の上下両端側の冷媒流入・流出孔２３，２３・・・を所定の間隔を保って接続するスペーサ構造の連通連結部材２２，２２・・・、上記最良の実施の形態１のものと同様の発泡金属よりなる伝熱フィン１３，１３・・・等よりなる積層型のプレート式空気熱交換器として形成した場合の構成について示している。
このような構成のものにおいても、上述の最良の実施の形態１のものと同様の高い伝熱性能を実現することができ、その構成および作用効果は、基本的に上記実施の形態１のものと全く同様である。
（その他の実施の形態）
また上述した本願発明の伝熱フィンの構造は、決して以上に述べた各最良の実施の形態に係る空気熱交換器に限られるものではなく、例えばクロスフィンタイプ等、それらと同様に空気との間で相互に熱交換（対流熱伝達）を行う伝熱フィンを有する各種の空気熱交換器の伝熱フィンに適用することができるものであることは言うまでもない。
また上述した本願発明の伝熱フィンの構造は、決して以上に述べた各最良の実施の形態に係る空気熱交換器に限られるものではなく、例えばクロスフィンタイプ等、それらと同様に空気との間で相互に熱交換（対流熱伝達）を行う伝熱フィンを有する各種の空気熱交換器の伝熱フィンに適用することができるものであることは言うまでもない。
中でも上記発泡金属フィンは、熱交部を広く薄く使う時にその長所が生かされることから、圧力損失が余り問題ではなく高い伝熱性能が要求される、例えば蓄熱用の熱交換器などに特に適したものとなる。
１は扁平伝熱管、１０は空気熱交換器、１３は伝熱フィン、１２Ａは上部ヘッダ、１２Ｂは下部ヘッダ、Ｈは扁平伝熱管相互の間の間隔（伝熱フィンの幅）である。
Claims (5)
- 空気と熱交換すべき流体が流される伝熱管１，１・・・と、該伝熱管１，１・・・に設けられ、空気と接触して熱交換する伝熱フィン１３，１３・・・とを備え、該伝熱フィン１３，１３・・・が発泡金属よりなる空気熱交換器用伝熱フィンであって、上記発泡金属のポア密度が、２０ＰＰＩ以上であることを特徴とする空気熱交換器用伝熱フィン。
- 空気と熱交換すべき流体が流される伝熱管１，１・・・が複数本であり、該複数本の伝熱管１，１・・・の相互の間の間隔Ｈを、１２ｍｍ以下に構成したことを特徴とする請求項１記載の空気熱交換器用伝熱フィン。
- 空気熱交換器が、積層型空気熱交換器であることを特徴とする請求項１又は２記載の空気熱交換器用伝熱フィン。
- ポア密度が、２０ＰＰＩ以上６０ＰＰＩ以下であることを特徴とする請求項１，２又は３記載の空気熱交換器用伝熱フィン。
- 複数本の伝熱管１，１・・・相互の間の間隔Ｈが、４ｍｍ以上かつ１２ｍｍ以下であることを特徴とする請求項１，２，３又は４記載の空気熱交換器用伝熱フィン。
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