JP2007085595A - 給湯機用の液−液熱交換器 - Google Patents

Abstract

【課題】 伝熱面積を増加させるだけでなく、両流体に作用する乱流効果によっても熱交換効率を向上させ、さらに可撓性に優れフレキシブルな配管施工が可能となる給湯機用の高性能な液−液熱交換器を提供する。
【解決手段】 給湯機用の液−液熱交換器１０は、低温の水（被熱交換媒体）および高温の水（熱交換媒体）の一方を通す流路Ａ（第１の流路）を有する内管１と、内管１の外側に配置され、内管１との間に低温の水（被熱交換媒体）および高温の水（熱交換媒体）の他方を通す流路Ｂ（第２の流路）を有する外管２とを備え、その内管１は、ねじり力により壁面座屈させて形成されたスパイラル状のひだ形中空フィン３を有する。
【選択図】 図１

Description

本発明は、給湯機用の液−液熱交換器に関し、特に、熱交換効率が高く、かつ可撓性に優れフレキシブルな配管施工が可能である高性能な給湯機用の液−液熱交換器に関する。

給湯暖房機等の給湯機には、熱交換媒体である高温水で被熱交換媒体である低温水を加熱する液−液熱交換器が備えられている。このような液−液熱交換器は、例えば、風呂の浴槽に溜められた低温水を再加熱して追焚きするために利用されている。

この液−液熱交換器は、内管と外管からなる二重管構造であり、内管の内側流路には熱交換媒体となる高温水もしくは被熱交換媒体となる低温水が通され、内管と外管の間の外側流路には被熱交換媒体となる低温水もしくは熱交換媒体となる高温水が通される。

従来の給湯機に備えられた液−液熱交換器の例を図９および図１０を用いて説明する。図９は従来の液−液熱交換器の全体の概観図である。また、図１０は図９の断面図（Ｂ−Ｂ線）であり、（ａ）は内管が平滑円管の場合、（ｂ）は内管が多葉状管の場合である。

従来の液−液熱交換器７０は、内管７１と外管７２からなる二重管構造である。内管７１と外管７２の間に熱媒体が通され、この熱媒体により内管７１の内部に通された水が加熱される。

図１０（ｂ）に記載の液−液熱交換器７０では、内管７１を多葉（６葉）状管とすることで、内管７１が図１０（ａ）の平滑円管である場合に比べ、伝熱面積が拡大され、熱交換効率を上げる工夫がなされている（非特許文献１参照）。

従来の液−液熱交換器の他の例としては、特許文献１の図９記載の二重管式熱交換器がある。当該二重管式熱交換器は、内管と外管の間を流れる水の流路を、内管の外表面に設けた伝熱促進体で螺旋状に仕切ることによって、内外管間の流路の流路長を増大させるとともに、この流路を流れる水の流速および乱流化を増加させ、内管内を流れる冷媒から内外管間を流れる水への伝熱を促進させる。また、特許文献１には、熱交換器全体のコンパクト化を目的として、二重管式熱交換器の曲げ加工（配管施工）を容易にするために、外管にスパイラル状コルゲート管を適用することが記載されている。
平成１６年度 神奈川県産学公交流研究発表会要旨集、平成１６年１０月２０日口頭発表の部、「多葉状伝熱管を用いた二重管熱交換器の伝熱特性」、（株）西山製作所、片野伊佐雄、http://www.kanagawa-iri.go.jp/kitri/kouhou/program/H16/1701.pdf 特開２００５−９８３２号公報

しかしながら、非特許文献１記載の内管７１は、平滑な管を多葉状のダイスに通す（引き抜く）ことで成形されるため、多葉フィンは管軸方向とほぼ平行になる。従って、熱交換・被熱交換媒体（流体）の乱流効果が少ないため、熱交換効率は、伝熱面積拡大分しか増加しない。また、管軸方向とほぼ平行な多葉フィンであるために可撓性に劣る短所を有する。一方、特許文献１に記載の熱交換器は、内管の管内伝熱面積が拡大していないため、大きな伝熱性能向上効果は期待できない。また、特許文献１には外管に可撓性を付与した熱交換器が記載されているが、内管は外管の両端部のみで固定されているため、曲げ加工を施した場合に、常に外管の中心に内管が固定される保障が無く、両管の間に存在する熱交換媒体の流れを妨げて熱交換効率が低下する可能性がある。

従って、本発明の目的は、内管を流れる流体及び、内管と外管の間を流れる流体の伝熱面積を共に増加させ、かつ両流体に作用する乱流効果によっても熱交換効率を向上させることができ、さらに可撓性に優れフレキシブルな配管施工が可能な給湯機用の高性能液−液熱交換器を提供することにある。

本発明は、上記目的を達成するため、被熱交換媒体となる水および前記被熱交換媒体となる水よりも高温の熱交換媒体となる水の一方を通す第１の流路を有する内管と、前記内管の外側に配置され、前記内管との間に前記被熱交換媒体となる水および前記熱交換媒体となる水の他方を通す第２の流路を有する外管とを備え、前記内管は、ねじり力により壁面座屈させて形成されたスパイラル状のひだ形中空フィンを有することを特徴とする給湯機用の液−液熱交換器を提供する。

本発明によれば、可撓性に優れフレキシブルな配管施工が可能で、熱交換効率が高く高性能な給湯機用の液−液熱交換器が提供できる。

〔本発明の第１の実施の形態〕
（液−液熱交換器の構成）
図１は、本発明の第１の実施の形態に係る液−液熱交換器の全体を示す一部断面概略図である。また、図２は、本発明の第１の実施の形態に係る液−液熱交換器の内管を示す一部断面概略図である。図３は、図２の断面図（Ａ−Ａ線）であり、（ａ）はひだ形中空フィンの条数Ｎ＝３の場合、（ｂ）はひだ形中空フィンの条数Ｎ＝２の場合である。

液−液熱交換器１０は、低温の水（被熱交換媒体）および高温の水（熱交換媒体）の一方を通す流路Ａ（第１の流路）を有する内管１と、内管１の外側に配置され、内管１との間に低温の水（被熱交換媒体）および高温の水（熱交換媒体）の他方を通す流路Ｂ（第２の流路）を有する外管２とを備えて構成される。外管２は、平滑な内面を有する円管であり、外管２の端部にはそれぞれ、水の流入口２Ａと流出口２Ｂが設けられている。ここで、低温の水（被熱交換媒体）とは、高温の水（熱交換媒体）よりも低い温度の水であり、高温の水（熱交換媒体）とは、低温の水（被熱交換媒体）よりも高い温度の水である。

内管１は、ねじり力により壁面座屈させて形成されたスパイラル状のひだ形中空フィン３を有する。「ねじり力により壁面座屈させて形成」するとは、例えば、内管１の一方の端末部１Ａを固定し、反対側の端末部１Ｂをねじり、その中間部を壁面座屈させてスパイラル部１Ｃを形成することができる。ひだ形中空フィン３の条数を所望の条数とするために、材料となる平滑円管に対して所望の条数と同数箇所に力を加えながら、ねじり加工を施す。

形成されたひだ形中空フィン３の中空は、内管１の内側の中空と一体を成し、流路Ａの一部を構成する。

内管１の山部の最大外径をＯＤ_{ｉ−ｍａｘ}、内管１の谷部の最小内径をＩＤ_{ｉ−ｍｉｎ}、スパイラル状のひだ形中空フィン３の条数をＮとすると、ひだ形中空フィン３の条数ＮはＮ＝２〜６であることが望ましく、より望ましくは３〜４である。

条数ＮがＮ=３〜６であれば、ＯＤ_{ｉ−ｍａｘ}／ＩＤ_{ｉ−ｍｉｎ}は約１／ｃｏｓ(π／Ｎ)（具体的には、[１／ｃｏｓ(π／Ｎ)] × （０．９〜１．１）程度）であり、例えば、図３（ａ）に示す断面（３角形状）のように断面は多角形形状となる。また、条数ＮがＮ＝２であれば、ＯＤ_{ｉ−ｍａｘ}／ＩＤ_{ｉ−ｍｉｎ}は約２（具体的には、１．８〜２．２程度）であり、図３（ｂ）のように断面は楕円形状となる。伝熱面積を増加させ、熱交換効率を向上させるためには、流路面積あたりの伝熱面積すなわち濡れ縁長さを増加させることが効果的である。条数Ｎは、原理的に７以上も可能であるが、七角形より多角形の場合、円管と比較した場合の流路面積あたりの伝熱面積増加率は５％を下回り、有意差が少なくなる。

内管１の内側の流路Ａ（第１の流路）における流路方向に垂直な断面積をＳ、内管１の平均内径（内管１の流路Ａの断面積Ｓと同一の断面積を有する円管の内径、等価内径）をＩＤ_{ｉ−ａｖｅ}＝(４Ｓ／π)^０．５、内管１の肉厚をＴＷ_ｉ、内管１の平均外径（内管１の流路Ａの断面積Ｓと同一の断面積を有する円管の外径、等価外径）をＯＤ_{ｉ−ａｖｅ}＝ＩＤ_{ｉ−ａｖｅ}＋２ＴＷｉ、ひだ形中空フィン３のピッチをｐとすると、ピッチと平均外径の比ｐ／ＯＤ_{ｉ−ａｖｅ}は、その製造性上、およそ４以下となるが、０．２＜ｐ／ＯＤ_{ｉ−ａｖｅ}＜１．５を満たすことが望ましい。

また、内管１の内側の流路Ａ（第１の流路）を流れる流体の体積流量Ｖ_ｉと内管１と外管２の間の流路Ｂ（第２の流路）を流れる流体の体積流量Ｖ_ｏが予め分かっている場合は、内管１の内側の流路Ａ（第１の流路）の断面積（流路と垂直）をＳ、内管１の平均内径（等価内径）をＩＤ_{ｉ−ａｖｅ}＝(４Ｓ／π)^０．５、内管１の肉厚をＴＷ_ｉ、内管１の平均外径（等価外径）をＯＤ_{ｉ−ａｖｅ}＝ＩＤ_{ｉ−ａｖｅ}＋２ＴＷ_ｉとすると、外管２の内径ＩＤ_ｏは、(（Ｖ_ｏ／２Ｖ_ｉ）×ＩＤ_{ｉ−ａｖｅ} ^２＋ＯＤ_{ｉ−ａｖｅ} ^２)^０．５＜ＩＤ_ｏ＜(（２Ｖ_ｏ／Ｖ_ｉ）×ＩＤ_{ｉ−ａｖｅ} ^２＋ＯＤ_{ｉ−ａｖｅ} ^２)^０．５を満たすことが望ましい。これにより、両流体の流速をほぼ同じにすることできる。流体が液体などの単相流の場合、熱伝達性能は、ほぼ流速に依存する。また、熱交換器の性能は、両流体の熱抵抗（熱伝達率と伝熱面積の積の逆数）の差が小さいときに、全体の熱抵抗を最小化できる。本実施の形態では、両流体の伝熱面積は、ほとんど同じであるため、両流体の流速をほぼ同じにすることで、熱交換効率が最適化される。

一方、内管を所定のスパイラル状のひだ形中空フィンを有するものとしたため、内管自体は極めて可撓性の高いものとなる。さらに、熱交換器（二重管）に曲げ加工を施す場合に内管のスパイラル状のひだ形中空フィンが中子の役割を果たし、外管の塑性屈服（折れ）を防止することができ、フレキシブルな配管施工が可能となる。

〔本発明の第２の実施の形態〕
図４は、本発明の第２の実施の形態に係る液−液熱交換器の一部を示す断面概略図である。第２の実施の形態に係る液−液熱交換器２０は、第１の実施の形態に係る液−液熱交換器１０と外管の形状において相違している。本実施の形態における外管１２は、波付形状を有し、これにより可撓性をさらに向上させている。

波付形状を有する外管１２には、例えば、波付形状として特許文献１記載のスパイラル状のコルゲート形状を有する外管を用いることができる。

〔本発明の液−液熱交換器を備えた給湯機のシステム〕
図５は、本発明の液−液熱交換器を備えたヒートポンプ式給湯機のシステム図である。圧縮機５１で圧縮された高温高圧冷媒ガスは、水−冷媒熱交換器５２で放熱し、高温水を作る。特に、二酸化炭素を冷媒としたヒートポンプ式給湯機の場合、９０℃の高温水を得ることができる。その後、膨張弁５３で、冷媒は低圧低温の気液二相流体となり、冷媒−空気熱交換器５４で吸熱（５５はファン）して、完全に蒸発してガスになり、圧縮機５１に吸い込まれ、このサイクルを繰り返す。一方、貯湯タンク５６に蓄えられた高温水は、必要に応じて、給湯５７、風呂の追焚き（液−液熱交換機５０）などに使用される。すなわち、本発明の液−液熱交換器は、ヒートポンプ式給湯機で沸かした高温水と風呂などの低温水を熱交換させ、追焚きするために設置される。貯湯タンク５６に蓄えられた高温水は、高温を保つため、ポンプ５８により水−冷媒熱交換器５２へ送られ、そこで加熱されて、貯湯タンク５６へ戻る。

ヒートポンプ式給湯機は、ガス焚きなどの給湯機に比べ、省エネルギーであるが、貯湯式の場合、貯湯タンクが大きくなってしまうため、設置不可能な場合も多い。追焚き熱交換器は、この貯湯タンクユニット内に設置されるため、追焚き熱交換器の高性能化は、貯湯タンクユニットのコンパクト化につながる。本発明の液−液熱交換器は、このようなシステムに搭載されることで、システム全体の高効率化、コンパクト化に寄与することができる。

〔実施の形態の効果〕
上記の本発明の実施の形態によれば、下記の効果を奏する。
（１）内管を所定のスパイラル状のひだ形中空フィンを有するものとしたため、内管の内側流路及び内管と外管の間の流路を流れる両流体の伝熱面積を大きくとることができると同時に、両流体の乱流効果によって熱交換効率を高効率にすることができる。
（２）熱交換効率を高め、高性能化できるため、液−液熱交換器をコンパクトにすることができる。
（３）内管を所定のスパイラル状のひだ形中空フィンを有するものとしたため、熱交換器に曲げ加工を施す場合に外管の塑性屈服（折れ）を防止することができ、フレキシブルな配管施工が可能となる。（給湯機内での配置の自由度が拡大する。）
（４）波付形状を有する外管を用いることにより、内管、外管とも可撓性に優れるため、よりフレキシブルな配管施工が可能となる。

以下、本発明を実施例に基づいて更に詳しく説明するが、本発明はこれらに限定されるものではない。

図６は、内管の多角形の角数（中空フィンの条数）と、流路断面積に対する伝熱面積の割合との関係を示す図である。伝熱面積の割合は、多角形の流路断面積に対する伝熱面積の割合を内管が円管である場合に対する比で示した。すなわち、内管が平滑円管である場合（１．００）と比較して、内管流路の同一断面積に対する伝熱面積の割合の増加率を確認した。なお、ひだ形中空フィンの条数ＮがＮ＝２の場合は、内管の断面が楕円管（図３（ｂ）参照）になるとして求めた。

図６より、本発明の液−液熱交換器の内管は、ひだ形中空フィンの条数が３の場合に、最も伝熱面積が大きくなる。Ｎ＝２〜６の場合に、円管である場合との比が１．０５以上となっていることが判る。さらには、Ｎ＝３〜４の場合に、円管である場合との比が１．１０以上となっていることが判る。

また、ひだ形中空フィンの条数が少ないほど、ひだ形中空フィンのスパイラルによるリード角が大きくなり、乱流効果も大きくなる。

また、製造上（ねじり力により壁面座屈させて形成）は３条以上が容易となるため、実質的には３条の場合が最適となる。

図７は、従来技術の平滑管で構成される熱交換器の伝熱性能に対する本発明の熱交換器の伝熱性能を比較評価した結果である。本発明の熱交換器は内管のスパイラル状のひだ形中空フィンの条数を３とし、スパイラルフィンのピッチｐと内管の平均外径ＯＤ_{ｉ−ａｖｅ}の比（ｐ／ＯＤ_{ｉ−ａｖｅ}）をパラメータとして、伝熱性能を測定した。比較となる二重管熱交換器は、内管外径が前記平均外径ＯＤ_{ｉ−ａｖｅ}と同一の平滑円管とした。外管は全て同一仕様の平滑円管とした。なお、本発明の熱交換器において、内管の山部の最大外径をＯＤ_{ｉ−ｍａｘ}、谷部の最小内径をＩＤ_{ｉ−ｍｉｎ}、スパイラル状のひだ形中空フィンの条数を３とすると、ＯＤ_{ｉ−ｍａｘ}／ＩＤ_{ｉ−ｍｉｎ}は約２となる。また、内管の平均外径をＯＤ_{ｉ−ａｖｅ}、内管の平均内径をＩＤ_{ｉ−ａｖｅ}、内管の内側の流路を流れる流体の体積流量をＶ_ｉ、内管と外管との間の流路を流れる流体の体積流量をＶ_ｏとした場合、外管内径ＩＤ_ｏは、(（Ｖ_ｏ／２Ｖ_ｉ）×ＩＤ_{ｉ−ａｖｅ} ^２＋ＯＤ_{ｉ−ａｖｅ} ^２)^０．５＜ＩＤ_ｏ＜(（２Ｖ_ｏ／Ｖ_ｉ）×ＩＤ_{ｉ−ａｖｅ} ^２＋ＯＤ_{ｉ−ａｖｅ} ^２)^０．５を満たすものとした。

本発明の熱交換器の内管は、その製造性上、ｐ／ＯＤ_{ｉ−ａｖｅ}はおよそ４以下となるが、平滑二重管との性能比は２．１以上であり、特に、０．２〜１．５である場合に、性能比が２．２以上となり望ましいことが判る。

一方、従来技術の多葉フィン形状の熱交換器の伝熱性能は、非特許文献１によれば平滑管比２倍程度であるので、図７より、本発明の熱交換器は、従来技術の多葉フィン形状の熱交換器よりさらに高性能化を図ることができることが判る。

図８は、本発明の熱交換器と、比較対象の熱交換器の伝熱性能を比較評価した結果である。本発明の熱交換器（実施例３）として、ねじり力により壁面座屈させて形成されたスパイラル状のひだ形中空フィンを有し、ひだ形中空フィンの条数Ｎが３であり、内管の山部の最大外径ＯＤ_{ｉ−ｍａｘ}と前記内管の谷部の最小内径ＩＤ_{ｉ−ｍｉｎ}の比ＯＤ_{ｉ−ｍａｘ}／ＩＤ_{ｉ−ｍｉｎ}が２であり、内管のスパイラルフィンのピッチｐと平均外径ＯＤ_{ｉ−ａｖｅ}の比（ｐ／ＯＤ_{ｉ−ａｖｅ}）が０．５である内管と、内径ＩＤ_ｏがＩＤ_ｏ＝(ＩＤ_{ｉ−ａｖｅ} ^２＋ＯＤ_{ｉ−ａｖｅ} ^２)^０．５である外管で構成された熱交換器を用いた。一方、比較した熱交換器は、本発明の熱交換器（実施例３）と内径ＩＤ_ｏが同一である外管と、内管を非特許文献１記載の多葉（６条）管とした熱交換器（比較例１）、内管を特許文献１の図１記載の外管と同様の形状（スパイラル状コルゲート管）で構成した熱交換器（比較例２）、内管が平滑な円管で構成された熱交換器（比較例３）である。内管と外管の間の流路に流す流量、及び、内管と外管の入口温度差を固定し、内管に流す液の流量を変化させたときの、熱交換量を測定した。

内管に流す液の流量が８ｌ／ｍｉｎ（リットル／分）のとき、従来、比較的高性能と評価されていた比較例１の熱交換器に対し、本発明の熱交換器（実施例３）の熱交換量差は２０％以上高いことが判る。また、比較例２との比較から、波付形状によって明白な差が出ることが判る。また、比較例３よりも顕著に高性能であることが判る。

本発明の第１の実施の形態に係る液−液熱交換器の全体を示す一部断面概略図である。 本発明の第１の実施の形態に係る液−液熱交換器の内管を示す一部断面概略図である。 図２の断面図（Ａ−Ａ線）であり、（ａ）はひだ形中空フィンの条数Ｎ＝３の場合であり、（ｂ）はひだ形中空フィンの条数Ｎ＝２の場合である。 本発明の第２の実施の形態に係る液−液熱交換器の一部を示す断面概略図である。 本発明の液−液熱交換器を備えたヒートポンプ式給湯機のシステム図である。 内管の多角形の角数（中空フィンの条数）と、流路断面積に対する伝熱面積の割合との関係を示す図である。 従来技術の平滑管で構成される熱交換器の伝熱性能に対する本発明の熱交換器の伝熱性能を比較評価した結果である。 本発明の熱交換器と、比較対象の熱交換器の伝熱性能を比較評価した結果である。 従来の液−液熱交換器の全体の概観図である。 図９の断面図（Ｂ−Ｂ線）であり、（ａ）は内管が平滑円管の場合であり、（ｂ）は内管が多葉状管の場合である。

符号の説明

１０，２０：液−液熱交換器
１：内管
１Ａ，１Ｂ：端末部
１Ｃ：スパイラル部
２，１２：外管
２Ａ：流入口
２Ｂ：流出口
３：中空フィン
５０：追い焚き熱交換器
５１：圧縮機
５２：水−冷媒熱交換器
５３：膨張弁
５４：冷媒−空気熱交換器
５５：冷媒−空気熱交換器用ファン
５６：貯湯タンク
５７：給湯
５８：ポンプ
５９：給水
７０：液−液熱交換器
７１：内管
７２：外管

Claims (5)

1. 被熱交換媒体となる水および前記被熱交換媒体となる水よりも高温の熱交換媒体となる水の一方を通す第１の流路を有する内管と、前記内管の外側に配置され、前記内管との間に前記被熱交換媒体となる水および前記熱交換媒体となる水の他方を通す第２の流路を有する外管とを備え、
   前記内管は、ねじり力により壁面座屈させて形成されたスパイラル状のひだ形中空フィンを有することを特徴とする給湯機用の液−液熱交換器。
2. 前記内管の山部の最大外径をＯＤ_{ｉ−ｍａｘ}、前記内管の谷部の最小内径をＩＤ_{ｉ−ｍｉｎ}、前記ひだ形中空フィンの条数をＮとすると、前記ひだ形中空フィンの条数ＮはＮ＝２〜６であり、Ｎ＝２の場合のＯＤ_{ｉ−ｍａｘ}／ＩＤ_{ｉ−ｍｉｎ}が１．８〜２．２であり、Ｎ＝３〜６の場合ＯＤ_{ｉ−ｍａｘ}／ＩＤ_{ｉ−ｍｉｎ}が[１／ｃｏｓ(π／Ｎ)] × （０．９〜１．１）であることを特徴とする請求項１に記載の給湯機用の液−液熱交換器。
3. 前記第１の流路における流路方向に垂直な断面積をＳ、前記内管の平均内径をＩＤ_{ｉ−ａｖｅ}＝(４Ｓ／π)^０．５、前記内管の肉厚をＴＷ_ｉ、前記内管の平均外径をＯＤ_{ｉ−ａｖｅ}＝ＩＤ_{ｉ−ａｖｅ}＋２ＴＷ_ｉ、前記ひだ形中空フィンのピッチをｐとすると、前記ピッチと前記平均外径の比ｐ／ＯＤ_{ｉ−ａｖｅ}は、０．２＜ｐ／ＯＤ_{ｉ−ａｖｅ}＜１．５を満たすことを特徴とする請求項１に記載の給湯機用の液−液熱交換器。
4. 前記外管は内面が平滑な円管であり、前記第１の流路における流路方向に垂直な断面積をＳ、前記内管の平均内径をＩＤ_{ｉ−ａｖｅ}＝(４Ｓ／π)^０．５、前記内管の肉厚をＴＷ_ｉ、前記内管の平均外径をＯＤ_{ｉ−ａｖｅ}＝ＩＤ_{ｉ−ａｖｅ}＋２ＴＷ_ｉ、前記第１の流路を流れる流体の体積流量をＶ_ｉ、前記第２の流路を流れる流体の体積流量をＶ_ｏとすると、前記外管の内径ＩＤ_ｏは、
   (（Ｖ_ｏ／２Ｖ_ｉ）×ＩＤ_{ｉ−ａｖｅ} ^２＋ＯＤ_{ｉ−ａｖｅ} ^２)^０．５＜ＩＤ_ｏ＜(（２Ｖ_ｏ／Ｖ_ｉ）×ＩＤ_{ｉ−ａｖｅ} ^２＋ＯＤ_{ｉ−ａｖｅ} ^２)^０．５
   を満たすことを特徴とする請求項１に記載の給湯機用の液−液熱交換器。
5. 前記外管は、壁面に波付形状が形成されていることを特徴とする請求項１に記載の給湯機用の液−液熱交換器。