JP2006284134A - 熱交換器 - Google Patents

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Abstract

【課題】2台以上のパラレルフロータイプのマイクロチューブ熱交換器を蒸発器や凝縮器として利用した場合でも、最適で且つ高い熱交換性能を実現し、充分な熱交換量を得ることが可能なマイクロチューブの熱交換器を提供すること。
【解決手段】1列目の熱交換器1Aと2列目の熱交換器B1の扁平管1aと1bの途中に合流器10、11、12,13を設置し、各扁平管群のA〜D群のうちの一箇所の扁平管1a、1bが途中で合流するようにした熱交換器を蒸発器として利用した場合は、1列目の熱交換器A1と2列目の熱交換器B1の冷媒入口と出口の乾き度X(冷媒の状態)が等しくなるので、2列以上の熱交換器を蒸発器または凝縮器として使用した場合であっても、1列目および2列目の熱交換器がバランス良く有効に利用され、性能を最大限に引き出すようにした。
【選択図】図1

Description

本発明は、ヒートポンプ式空気調和機に利用される熱交換器に関し、熱交換器全体を効率良く空気との熱交換が可能となる熱交換器に関するものである。
従来の空気調和機の冷凍サイクルを構成しているフィンアンドチューブタイプの熱交換器は、熱交換能力が小さい場合には、冷媒の循環量が少なく、伝熱管内の圧力損失が小さい為、冷媒通路は単一で良いが、熱交換量が大きい場合には、冷媒の循環量が多く、伝熱管内の圧力損失が大きくなる為に複数の冷媒通路が必要となってくる。
ここで、図7において、熱交換効率の高いパラレルフロータイプの熱交換器1台を蒸発器に使用した場合について説明する。図7に示す従来例の場合3,4は中空円筒状の左右ヘッダーで、蒸発器として使用される場合、冷媒が流入する接続管6が右ヘッダー4の下部に接合されている。右ヘッダー4の接続管6に流入した冷媒は各ヘッダーに連通する各扁平管1の中を通過しながら、各扁平管1に密着したフィン2を介して空気と熱交換を行い、更にガス化した冷媒は中空円筒状である右ヘッダー4の上部の接続管5から流出する。また、左右ヘッダー3,4の内部には、各々仕切板7、8、9が設置され、これにより左ヘッダー3の内部が2室、右ヘッダーの内部が3室に分割される。例えばこの熱交換器が蒸発器として使用される場合、冷凍サイクルから気液二相のガス冷媒が右ヘッダー4の下部に接合されている接続管6より流入し、右ヘッダー4内部の仕切板7により一旦遮断され、右ヘッダー4から左ヘッダー3に連通する管路群Dの中を通過し、更には仕切板8により、管路群C、BをS字に蛇行して流れながら、各扁平管1に密着したフィン2を介して空気と熱交換を行い、最後にガス化した冷媒は中空円筒状である左ヘッダー4の上部の接続管5から冷凍サイクルに流出する。上記、蒸発器内部での一連の冷媒の流れを、図8の模式図の実線矢印で示す。
また、パラレルフロータイプの熱交換器1台を凝縮器として使用した場合は、冷凍サイクル中の四方弁の切換えにより蒸発器とは冷媒の流れる方向が逆となり、図7に示す従来例の場合、圧縮機(図示しない)より吐出された高温高圧の単相の過熱冷媒ガスが右ヘッダー4の上部の接続管5に流入し、右ヘッダー4の仕切板9により一旦遮断され、右ヘッダー4から左ヘッダー3に連通する管路群Aの中を通過し、図9に示す矢印実線の冷媒流れの模式図のように、管路群B,CをS字に蛇行しながら、各扁平管1に密着したフィン2を介して空気と熱交換を行い、凝縮液化した冷媒は中空円筒状である右ヘッダー4の接続管6から冷凍サイクルへ流出する。
通常、1は熱伝導性の良いアルミニウムや銅合金等の金属からなる扁平な断面外形を有する熱交換器用の扁平管1で、内部に1本ないし数本の冷媒通路を有し、右ヘッダー4と左ヘッダー3とを連通するように、それらのヘッダーを橋絡して垂直に複数本取り付けられている。
このようなパラレルフロータイプの熱交換器が図6に示すように、2台以上の熱交換器が平行に配置され、蒸発器として利用した場合、空気流れに対して上流側となる1列目の熱交換器A1の右ヘッダー4aと下流側となる2列目の熱交換器B1の右ヘッダー4bの下部に分岐して接続された分岐管61から同時に流入した冷媒は左右ヘッダー4a、4b内部の仕切板7a、7bにより一旦遮断され、左右ヘッダー4a、4bから左右ヘッダー3a、3bに連通する管路群Dの中を通過し、更には仕切板8a、8bにより、管路群C、BをS字に蛇行して流れながら、各扁平管1a、1bに密着したフィン2a、2bを介
して空気と熱交換を行い、最後にガス化した冷媒は中空円筒状である右ヘッダー4a、4bの上部の接続管51で合流してから冷凍サイクルに流出する。また、凝縮器として利用した場合には前述の蒸発器と逆の経路となる。
従来このような空気調和機用の2列以上の熱交換器の熱交換効率を良好にした構成例としては、フィンアンドチューブタイプの熱交換器のフィンの位置を1列目と2列目の熱交換器の間でずらした(例えば、特許文献1参照)ものや、また、1列の熱交換器で着霜運転時に空気の流入上流部と下流側のフィンの形状を変化させて熱交換器全体が効率良く運転可能となるようにさせたものがある(例えば、特許文献2参照)。
特開平7―198166号公報(3頁、第1図) 特開平8―178366号公報(4頁、第1図)
このようにパラレルフロータイプのマイクロチューブ熱交換器を2台以上利用した場合に、従来のフィンアンドチューブタイプの熱交換器よりも熱交換性能が高いものとなっている。フィンアンドチューブの空気と冷媒の熱交換する過程は、風上に配置した1列目の熱交換器と風下の2列目の熱交換器の間を冷媒が容易に交差して効率よく空気と熱交換する構成を取ることができるが、マイクロチューブ熱交換器の場合はフィンアンドチューブとは異なり、冷媒を風上の熱交換器と風下の熱交換器の間で交差して流すことが困難であり、空気側と冷媒側の熱交換の大部分が風上の1列目で優先的に行われる為、風下の2列目の熱交換器での空気側と冷媒の熱交換量は小さくなる。従って、例えば蒸発器においては、1列目の熱交換器は過熱度が大きく取れ、2列目は逆に熱交換量が減って過熱度が小さくなり、冷媒の循環量によっては、1列目と2列目の熱交換量が大きく異なってバランスを崩し、熱交換器全体を有効に利用することができず、冷凍サイクルの性能まで低下させる場合がある。
しかしながら、1列目と2列目の熱交換器を流れている冷媒をフィンアンドチューブのように途中で交差させるような構成は、マイクロチューブ熱交換器の構成上困難であり、仮に実現しようとしても装置が巨大化するだけで無く、複雑になってしまう上、冷媒分流が崩れるなど熱交換器の性能が大きく低下してしまうという課題を有していた。
本発明はこのような従来の課題を解決するものであり、2台以上のパラレルフロータイプやサーペンタインタイプの熱交換器を蒸発器や凝縮器として利用した場合でも、最適で且つ高い熱交換性能を実現し、充分な熱交換量を得ることが可能なマイクロチューブの熱交換器を提供することを目的とする
上記従来の課題を解決する為に、本発明の熱交換器は、所定の距離を置いて延在する一対のヘッダーと、該一対のヘッダー間には内部に冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された扁平管と、隣接する前記扁平管の間に配置されたフィンとを備えた熱交換器であって、前記ヘッダー内部には前記冷媒が流出入する前記扁平管の本数を変化させる仕切り板が設置され、前記熱交換器は通風上流側に第一熱交換器、通風下流側には第二熱交換器を平行に配置し、常に前記第一熱交換器と前記第二熱交換器の扁平管の一部が合流する合流器を配置することによって空気流体と冷媒が効率良く熱交換することを特徴とする。
さらに、本発明は、所定の距離を置いて延在する一対のヘッダーと、該一対のヘッダー間には内部に冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された扁平管と、隣接する前記扁平管の間に配置されたフィンとを備えた熱交換器であって、前記ヘッダー内部には前記冷媒が流出入する前記扁平管の本数を変化させる仕切り板が設置され、前記第一の熱交換器一
対のヘッダーと前記第2の一対のヘッダー同士の冷媒が流通するバイパス管を配置することによって、空気流体と冷媒が効率良く熱交換することを特徴とする。
本発明は、以下に記載されるような効果を奏する。
本発明にかかる2列以上の熱交換器を蒸発器または凝縮器として使用した場合、1列目および2列目の熱交換器が有効に熱交換利用されるので、熱交換性能を最大限に引き出すことができる信頼性の高い熱交換器を提供することができる。
また、本発明にかかる2列以上の熱交換器を蒸発器または凝縮器として使用した場合、1列目および2列目の熱交換器の構成を最適且つ無駄の無いコストを抑えた形状にすることにより、安価で高性能な熱交換器を提供することができる。
また、本発明にかかる熱交換器を暖房低温用の蒸発器とした場合、1列目の集中的な着霜や熱交換器の性能低下による急激な目詰まりを抑えることにより、着霜による目詰まりに到るまでの時間を長くすることが可能となり、暖房低温の運転効率を向上させると共に、信頼性の高い高効率運転を実現する熱交換器を提供することができる。
第1の発明は、所定の距離を置いて延在する一対のヘッダーと、該一対のヘッダー間には内部に冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された扁平管と、隣接する前記扁平管の間に配置されたフィンとを備えた熱交換器であって、前記ヘッダー内部には前記冷媒が流出入する前記扁平管の本数を変化させる仕切り板が設置され、前記熱交換器は通風上流側に第一熱交換器、通風下流側には第二熱交換器を平行に配置し、常に前記第一熱交換器と前記第二熱交換器の扁平管の一部が合流する合流器を配置することによって空気流体と冷媒が効率良く熱交換することを特徴とする。
第2の発明は、所定の距離を置いて延在する一対のヘッダーと、該一対のヘッダー間には内部に冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された扁平管と、隣接する前記扁平管の間に配置されたフィンとを備えた熱交換器であって、前記ヘッダー内部には前記冷媒が流出入する前記扁平管の本数を変化させる仕切り板が設置され、前記第一の熱交換器一対のヘッダーと前記第2の一対のヘッダー同士の冷媒が流通するバイパス管を配置することによって、空気流体と冷媒が効率良く熱交換することを特徴とする。
以下、本発明の実施の形態について、図面を参照しながら説明する。
(実施の形態1)
図1は本発明の実施の形態1にかかる図7のパラレルフロー型熱交換器を2列に並べ、1列目の熱交換器A1と2列目の熱交換器B1の扁平管1aと1bの途中に合流器10、11、12,13を各管路郡の一箇所の中央に設置した。また、図2は合流器10の部分を拡大した斜視図であるが、合流器10は中空の立方体であり、扁平管1a、1bの内部を流通する冷媒が合流器10の内部で完全に混合されるものであり、矢印線AAからBB方向に風が流入している。
次に、蒸発器として利用した場合の冷媒の流れを説明すると、空気流れに対して上流側となる1列目の熱交換器A1の右ヘッダー4aと下流側となる2列目の熱交換器B1の右ヘッダー4bの下部に分岐して接続された分岐管61から同時に流入した冷媒は1列目と2列目の右ヘッダー4a、4b内部の仕切板7a、7bにより一旦遮断され、右ヘッダー4a、4bから左ヘッダー3a、3bに連通する管路群Dの中を通過し、通過する途中に
おける合流器13により扁平管1a、1bの一部を流れる冷媒は合流した後、更には仕切板8a、8bにより、管路群B、CをS字に蛇行して流れながら、同様に合流器11、12でも同様に冷媒が合流しながら、各扁平管1a、1bに密着したフィン2a、2bを介して空気と熱交換を行い、最後に合流器10で合流されながらガス化した冷媒は中空円筒状である右ヘッダー4a、4bの上部の接続管51で完全に合流してから冷凍サイクルに流出する。この一連の冷媒の流れを、図3に示した。また、凝縮器として利用した場合には前述の蒸発器と逆の経路となる。
また、ここで、普通に図6に示すようにバラレルフローの熱交換器2台を並べて蒸発器として利用する場合について図5の熱交換器における空気のエンタルピー変化状態を示した図を参考にして簡単に以下に説明する。
1列目での熱交換器における空気と冷媒の熱交換量をQ1、1列目の熱交換器A1に流入する冷媒流量をG1、熱交換器A1入口の冷媒のエンタルピーをhi1、出口の冷媒のエンタルピーをho1とすると、Q1は数式1で求められる。
Q1=G1(ho1−hi1)………数式1
同様に、2列目の熱交換器も空気と冷媒の熱交換量をQ2、2列目の熱交換器B1に流入する冷媒流量をG2、熱交換器B1入口の冷媒のエンタルピーをhi1、出口の冷媒のエンタルピーをho2とすると、Q2は数式2で求められる。
Q2=G2(ho2−hi2)………数式2
よって、熱交換器を蒸発器として利用した場合は、1列目の熱交換器A1と2列目の熱交換器B1の冷媒入口と出口の乾き度X(冷媒の状態)が等しくなるときであって、最も効率的に利用したことになる。即ち、冷媒入口と出口のエンタルピーが等しく、数式1、数式2におけるhi1=hi2、ho1=ho2となるように、各々の熱交換器A1、B1の熱交換量Q1、Q2を調整するにより、片方の熱交換器の出口だけが極端に乾き度が高くなること無く、熱交換器性能を最大限に引き出すことができる。
これを実現し得るには、熱交換器に流入する空気と冷媒がこれら2列の熱交換器を介して、完全に熱交換を行なった場合である。
例えば、1列目に流入する空気のエンタルピーhai(例えば5kcal/kg’)が1列目の熱交換器A1を介して冷媒と熱交換後の空気エンタルピーham(例えば2kcal/kg’)になり、その後、2列目の熱交換器B1に流入して熱交換した後の空気エンタルピーhaoと熱交換器表面の平均温度に対する空気エンタルピーhrがhao=hr(例えば0kcal/kg’)で熱交換器と同じ温度になるときである。
しかしながら、実際には、熱交換器の効率は、一般的には約50〜80%程度であり、ここで、仮に60%と仮定すると、ε1=0.6のときである。
従って、一列目に流入する空気のエンタルピーをhai(例えば5kcal/kg’)、1列と2列の熱交換器表面の平均温度に対する空気エンタルピーをhr(例えば0kcal/kg’)とすると、流入する空気のエンタルピーhaiが1列目の熱交換器A1を介して冷媒と熱交換後の空気エンタルピーhamは次式3となり、
ham=hai−ε1×(hai−hr)……数式3
であるので、空気エンタルピhamは5−0.6×(5−0)=2(kcal/kg’)となる。
また、このとき熱交換器に流入する空気の重量流量をGa(例えば1200kg’/h)とし、1列目の熱交換器の熱交換量Q1を次式4から求めると、
Q1=Ga×(hai−ham)……数式4
より、Q1=1200×(5−2)=3600(kcal/h)となる。
2列目の熱交換器を介して冷媒と空気が熱交換した後の空気のエンタルピーhaoは次式4となり、
hao=ham−ε1(1−ε1)(hai−hr)……数式4
であるので、空気エンタルピhaoは2−0.6(1−0.6)(5−0)=0.8(kcal/kg’)
になる。また、このとき熱交換器に流入する空気の重量流量も、1列目の熱交換器と同等として、2列目の熱交換器の熱交換量Q2を次式5から求めると、
Q2=Ga×(ham−hao)……数式5
より、Q2=1200×(2−0.8)=1440(kcal/h)となる。従って、1列目と2列目の熱交換器の効率が同じε1(例えば0.6)であっても、1列目と2列目の熱交換器の熱交換量の比もQ2/Q1=1440/3600=0.4で2列目の熱交換器は1列目よりも少ない40%の熱交換量となる。即ち、1列目と2列目の熱交換量Q1とQ2の比は、熱交換効率の比であって、ε1(例えば0.6)とε1(1−ε1)(例えば0.24)となり、次式6が成立つ。
数式1、2より
Q1:Q2=ε1:ε1(1−ε1)=G1(ho1−hi1):G2(ho2−hi2)……数式6
となる。
よって、数式6より、1列目と2列目の熱交換器を流れる冷媒循環量G1、G2が同じであれば、熱交換量はQ1>Q2となり1列目の熱交換器の方が熱交換量が大きい為に、1列目の熱交換器出口のエンタルピーho1が大きくなり1列目の方が、2列目より熱交換器出口の乾き度Xが大きくなり、熱伝達率の低い過熱度が増加して熱交換器の性能が低下してしまう。
従って、図1に示すように各扁平管群のA〜D群のうちの一箇所の扁平管1a、1bが途中で合流するようにした熱交換器を蒸発器として利用した場合は、1列目の熱交換器A1と2列目の熱交換器B1の冷媒入口と出口の乾き度X(冷媒の状態)が、ほぼ等しくなり、最も効率的に利用したことになる。即ち、本実施の形態1の構成であれば2列の構成であっても1列目と2列目の熱交換器を流通する冷媒を途中で合流させることにより1列目と2列目を流れる冷媒の乾き度を同じにして、効率良く1列目と2列目共にバランス良く熱交換器全体が空気側と熱交換することが可能となる。
(実施の形態2)
図4は、本発明の実施の形態2にかかるパラレルフロー型熱交換器を2列に並べ、矢印線AAからBB方向に見た斜視図である。
上記実施の形態と重複する内容は省き、同一機能を示すものであれば同一番号にて以下に説明する。
また、図4では1列目と2列目の左右ヘッダー3a、3b、4a、4bの仕切られた部屋(3ヶ所)をバイパス管14,15,16で接続することにより、1列目と2列目の左右ヘッダー3a、3b、4a、4b内部を流通する冷媒がバイパス管を通じて完全に混合されるものである。バイパス管14、15、16は中空である。また、矢印線AAからBB方向に風が流入している。
次に、蒸発器として利用した場合の冷媒の流れを説明すると、空気流れに対して上流側となる1列目の熱交換器A1の右ヘッダー4aと下流側となる2列目の熱交換器B1の右ヘッダー4bの下部に分岐して接続された分岐管61から同時に流入した冷媒は1列目と2列目の右ヘッダー4a、4b内部の仕切板7a、7bにより一旦遮断され、右ヘッダー4a、4bから管路群Dの中を通過し、左ヘッダー3a、3bに連通して、左ヘッダー3a、3bを繋ぐバイパス16により1列目と2列目の冷媒同士が合流した後、更には仕切板8a、8bにより、管路群C、BをS字に蛇行して流れながら、途中のバイパス管14でも同様に冷媒が合流しながら、各扁平管1a、1bに密着したフィン2a、2bを介して空気と熱交換を行い、最後にバイパス管15で合流した後、管路群Aを通過して右ヘッダー4a、4bへ流れ、更にガス化した冷媒は中空円筒状である右ヘッダー4a、4bの上部の接続管51で完全に合流してから冷凍サイクルに流出する。また、凝縮器として利用した場合には前述の蒸発器と逆の経路となる。
従って、図4に示すように1列目と2列目の左右ヘッダー3a、3b、4a、4bの仕切られた部屋(3ヶ所)をバイパス管14,15,16で接続することにより各扁平管群のA〜D群を通過する冷媒が各ヘッダーの途中で合流するようにした熱交換器を蒸発器として利用した場合は、1列目の熱交換器A1と2列目の熱交換器B1の冷媒入口と出口の乾き度X(冷媒の状態)が等しくなり、最も効率的に利用したことになる。2列の構成であっても効率良く1列目と2列目共に熱交換器全体が空気側と熱交換することが可能となる。また、風が流入する熱交換器A1、B1の中央に配置しない為に、通風妨害となることもなく、性能低下させることがない。 また、低外気温の暖房運転時においても、通風妨害や性能低下に伴う蒸発器温度の低下によって、集中的に霜が付着して目詰まりを起こす事無く、1列目と2列目の熱交換器全体に霜が均一に付着し易くなるので、長時間に渡って暖房運転を持続させることが可能となる。
以上のように、本発明にかかる偏平管を用いた熱交換器を最適設計して利用すると、複雑な構成を必要とせずに熱交換性能を最大限に引き出すことが可能となるので、ヒートポンプ式空気調和機やカーエアコン等の熱交換器にも適用できる。
本発明の実施の形態1にかかるパラレルフロータイプ熱交換器を2台並列に設置された全体斜視図 本発明の実施の形態1にかかる合流器の一部分を拡大した部分拡大斜視図 本発明の実施の形態1における蒸発器での冷媒の流れを示す模式図 本発明の実施の形態2にかかるパラレルフロータイプ熱交換器が2台並列に設置された全体斜視図 本発明の実施の形態1、2にかかる熱交換器における、空気のエンタルピー変化状態を示した概略図 従来のパラレルフロータイプ熱交換器が2台並列に設置された全体斜視図 従来のパラレルフロータイプ熱交換器の全体斜視図 従来のパラレルフロータイプ熱交換器における蒸発器での冷媒の流れを示す模式図 従来のパラレルフロータイプ熱交換器における凝縮器での冷媒の流れを示す模式図
符号の説明
1、1a、1b 扁平管
2、2a、2b フィン
3、3a、3b 左ヘッダー
4、4a、4b 右ヘッダー
5、51、6、61 接続管
7、7a、7b、8、8a、8b、9、9a、9b 仕切り板
10、11、12、13 合流器
14,15,16 バイパス管

Claims (2)

  1. 所定の距離を置いて延在する一対のヘッダーと、該一対のヘッダー間には内部に冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された扁平管と、隣接する前記扁平管の間に配置されたフィンとを備えた熱交換器であって、前記ヘッダー内部には前記冷媒が流出入する前記扁平管の本数を変化させる仕切り板が設置され、前記熱交換器は通風上流側に第一熱交換器、通風下流側には第二熱交換器を平行に配置し、前記第一熱交換器の第一の扁平管と前記第二熱交換器の第二の扁平管の一部が合流する合流器を配置したことを特徴とする熱交換器。
  2. 所定の距離を置いて延在する一対のヘッダーと、該一対のヘッダー間には内部に冷媒が流通する複数の冷媒流通穴が形成された扁平管と、隣接する前記扁平管の間に配置されたフィンとを備えた熱交換器であって、前記ヘッダー内部には前記冷媒が流出入する前記扁平管の本数を変化させる仕切り板が設置され、前記熱交換器は通風上流側に第一熱交換器、通風下流側には第二熱交換器を平行に配置し、前記第一熱交換器の第一の一対のヘッダーと前記第二熱交換器の第二の一対のヘッダー同士の間を冷媒が流通するするバイパス管を配置したことを特徴とする熱交換器。
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