JP2007212009A - 熱交換器 - Google Patents
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Abstract
【課題】熱交換器のコルゲートフィンに設けられるルーバの形状、寸法等の最適化を図り、優れた熱交換効率を有する熱交換器を提供する。
【解決手段】通風方向に沿って複数のルーバが配列されたコルゲートフィンを有する熱交換器において、前記コルゲートフィンに、通風方向の最上流側から、風上側平坦部、通風方向に対し傾斜された風上側ルーバ群、中間平坦部、前記風上側ルーバ群とは反対に傾斜された風下側ルーバ群、風下側平坦部をこの順に形成するとともに、前記風上側平坦部と風下側平坦部の通風方向の長さを0.5mm以上1.1mm以下に、前記中間平坦部の通風方向の長さを0.5mm以上1.7mm以下に、前記風上側ルーバ群と風下側ルーバ群の通風方向に対する傾斜角度を23度以上26度以下に、前記コルゲートフィンの頂部を形成する円弧部の弦を1.2mm以上に設定したことを特徴とする熱交換器。
【選択図】図2
【解決手段】通風方向に沿って複数のルーバが配列されたコルゲートフィンを有する熱交換器において、前記コルゲートフィンに、通風方向の最上流側から、風上側平坦部、通風方向に対し傾斜された風上側ルーバ群、中間平坦部、前記風上側ルーバ群とは反対に傾斜された風下側ルーバ群、風下側平坦部をこの順に形成するとともに、前記風上側平坦部と風下側平坦部の通風方向の長さを0.5mm以上1.1mm以下に、前記中間平坦部の通風方向の長さを0.5mm以上1.7mm以下に、前記風上側ルーバ群と風下側ルーバ群の通風方向に対する傾斜角度を23度以上26度以下に、前記コルゲートフィンの頂部を形成する円弧部の弦を1.2mm以上に設定したことを特徴とする熱交換器。
【選択図】図2
Description
本発明は、通風方向に複数のルーバが配列されたコルゲートフィンを有する熱交換器に関し、とくに車両用空調装置の冷凍サイクルの熱交換器に好適な熱交換器に関する。
従来から、たとえばチューブとコルゲートフィンとが交互に積層された積層型熱交換器においては、コルゲートフィンの通風方向に複数のルーバを配設し、熱交換効率を向上するような提案がなされている(特許文献1)。
上記のような熱交換器においては、コルゲートフィンに、通風方向の最上流側から、風上側平坦部、通風方向に対し傾斜された風上側ルーバ群、中間平坦部、前記風上側ルーバ群とは反対に傾斜された風下側ルーバ群、風下側平坦部がこの順に形成されている。また、上記各ルーバは、通常、コルゲートフィンの一部を切り起こした切起部から形成されている。
また、上記のような熱交換器においては、コルゲートフィンの形状、風上側ルーバ群、風下側ルーバ群の配設位置および傾斜角度等により熱交換効率は大きく変動する。たとえば、風上側ルーバ群、風下側ルーバ群の切り起こし角度、風上側平坦部、風下側平坦部の通風方向の長さ等の違いにより熱交換効率は変動する。
このため、上記風上側ルーバ群、風下側ルーバ群の切り起こし角度、形状等の最適化に関する提案もなされているが(たとえば、特許文献2)、更なる改善の余地が残されている。
実開昭55−167087号公報
特開2005−140454号公報
そこで本発明の課題は、熱交換器のコルゲートフィンの形状および該コルゲートフィンに設けられるルーバの傾斜角度等の最適化を図り、優れた熱交換効率を有する熱交換器を提供することを目的とする。
上記課題を解決するために、本発明に係る熱交換器は、通風方向に沿って複数のルーバが配列されたコルゲートフィンを有する熱交換器において、前記コルゲートフィンに、通風方向の最上流側から、風上側平坦部、通風方向に対し傾斜された風上側ルーバ群、中間平坦部、前記風上側ルーバ群とは反対に傾斜された風下側ルーバ群、風下側平坦部をこの順に形成するとともに、
(a)前記風上側平坦部と風下側平坦部の通風方向の長さを0.5mm以上1.1mm以下に、
(b)前記中間平坦部の通風方向の長さを0.5mm以上1.7mm以下に、
(c)前記風上側ルーバ群と風下側ルーバ群の通風方向に対する傾斜角度を23度以上26度以下に、
(d)前記コルゲートフィンの頂部を形成する円弧部の弦を1.2mm以上に
設定したことを特徴とするものからなる。
(a)前記風上側平坦部と風下側平坦部の通風方向の長さを0.5mm以上1.1mm以下に、
(b)前記中間平坦部の通風方向の長さを0.5mm以上1.7mm以下に、
(c)前記風上側ルーバ群と風下側ルーバ群の通風方向に対する傾斜角度を23度以上26度以下に、
(d)前記コルゲートフィンの頂部を形成する円弧部の弦を1.2mm以上に
設定したことを特徴とするものからなる。
上記風上側平坦部と風下側平坦部の通風方向の長さは0.5mm以上1.1mm以下の範囲に設定されるが、好ましくは0.7mm以上0.9mm以下の範囲である。
上記中間平坦部の通風方向の長さは0.5mm以上1.7mm以下の範囲に設定されるが、好ましくは0.9mm以上1.3mm以下の範囲である。
上記風上側ルーバ群および風下側ルーバ群の傾斜角度は、通風方向に対し、23度以上26度以下に設定されるが、好ましくは23.5度以上25度以下に設定され、より好ましくは24度に設定される。
上記コルゲートフィンの頂部を形成する円弧部の弦は1.2mm以上に設定することが好ましい。上記コルゲートフィンの頂部の近傍には、通過空気が滞留あるいは渦流を形成する死水領域が形成されるが、コルゲートフィンの頂部を形成する円弧部の弦が1.2mm未満の場合には、通気抵抗が増大し、死水領域が増大するおそれがある。
上記風上側ルーバ群および風下側ルーバ群は、コルゲートフィンの一部を切り起こした切起部から形成することが好ましい。
本発明に係る熱交換器としては、たとえばチューブとコルゲートフィンとが交互に積層された積層型熱交換器を挙げることができる。また、本発明に係る熱交換器は、車両用空調装置の冷凍サイクルの熱交換器、とくに放熱用熱交換器に好適である。
このように本発明に係る熱交換器によれば、コルゲートフィンに設けられるルーバの傾斜角度等が最適化されるので、熱交換器の熱交換効率を大幅に向上できる。
以下に、本発明の熱交換器の望ましい実施の形態を図面を参照して説明する。
図1は、本発明の一実施態様に係る熱交換器を示しており、本実施態様においてはチューブとコルゲートフィンとが交互に積層された積層型熱交換器に構成されている。図1において、1は積層型熱交換器を示している。積層型熱交換器1は、一対のヘッダ2、3を有しており、ヘッダ2、3間には複数のチューブ4が延設されている。各チューブ4間および最上部のチューブ4の上側、最下部のチューブ4の下側にはそれぞれコルゲートフィン5が配設されている。最上部のコルゲートフィン5の上部および最下部のコルゲートフィン5の下部には、それぞれサイドプレート6が設けられている。一方のヘッダ3には入口パイプ7が設けられており、他方のヘッダ2には出口パイプ8が設けられている。また、図1の矢印が、空気通過方向、つまり通風方向になっている。
図1は、本発明の一実施態様に係る熱交換器を示しており、本実施態様においてはチューブとコルゲートフィンとが交互に積層された積層型熱交換器に構成されている。図1において、1は積層型熱交換器を示している。積層型熱交換器1は、一対のヘッダ2、3を有しており、ヘッダ2、3間には複数のチューブ4が延設されている。各チューブ4間および最上部のチューブ4の上側、最下部のチューブ4の下側にはそれぞれコルゲートフィン5が配設されている。最上部のコルゲートフィン5の上部および最下部のコルゲートフィン5の下部には、それぞれサイドプレート6が設けられている。一方のヘッダ3には入口パイプ7が設けられており、他方のヘッダ2には出口パイプ8が設けられている。また、図1の矢印が、空気通過方向、つまり通風方向になっている。
図2に示すとおり、コルゲートフィン5には、通風方向の最上流側から、風上側平坦部11、通風方向に対し傾斜された風上側ルーバ群12、中間平坦部13、前記風上側ルーバ群とは反対に傾斜された風下側ルーバ群14、風下側平坦部15がこの順に形成されている。
上記風上側平坦部11と風下側平坦部15の通風方向の長さAは0.5mm以上1.1mm以下に設定されており、本実施態様においては0.7mm以上0.9mm以下になるように設定されている。
上記中間平坦部13の通風方向の長さBは0.5mm以上1.7mm以下に設定されており、本実施態様においては、0.9mm以上1.3mm以下に設定されている。
また、上記風上側ルーバ群12と風下側ルーバ群14の傾斜角度αは通風方向に対し、23度以上26度以下に設定されており、本実施態様においては24度に設定されている。
また、図3に示すように、コルゲートフィン5の頂部5aを形成する円弧部の弦5bは1.2mm以上に設定されている。
(実施例1)
熱流束(w/m2)、通気抵抗(Pa)と風上側平坦部11、風下側平坦部15の通風方向の長さAとの関係を実際に測定した。結果を図4に示す。熱流束が大きくしかも通気抵抗が小さくなる範囲が長さAの最適範囲となる。図4からも明らかなように、長さAの最適範囲は0.5mm以上1.1mm以下、好ましくは0.7mm以上0.9mm以下であった。
熱流束(w/m2)、通気抵抗(Pa)と風上側平坦部11、風下側平坦部15の通風方向の長さAとの関係を実際に測定した。結果を図4に示す。熱流束が大きくしかも通気抵抗が小さくなる範囲が長さAの最適範囲となる。図4からも明らかなように、長さAの最適範囲は0.5mm以上1.1mm以下、好ましくは0.7mm以上0.9mm以下であった。
(実施例2)
熱流束(w/m2)、通気抵抗(Pa)と中間平坦部13の通風方向の長さBとの関係を測定した。結果を図5に示す。熱流束が大きくしかも通気抵抗が小さくなる範囲が長さBの最適範囲であり、該最適範囲は0.5mm以上1.7mm以下、好ましくは0.9mm以上1.3mm以下であった。
熱流束(w/m2)、通気抵抗(Pa)と中間平坦部13の通風方向の長さBとの関係を測定した。結果を図5に示す。熱流束が大きくしかも通気抵抗が小さくなる範囲が長さBの最適範囲であり、該最適範囲は0.5mm以上1.7mm以下、好ましくは0.9mm以上1.3mm以下であった。
(実施例3)
熱流束(w/m2)、通気抵抗(Pa)と風上側ルーバ群、風下側ルーバ群の傾斜角度αとの関係を測定した。結果を図6に示す。熱流束が大きくしかも通気抵抗が小さくなる範囲が最適な傾斜角度であり、傾斜角度αの最適範囲は、23度以上26度以下、好ましくは23.5度以上25度以下、より好ましくは24度であった。
熱流束(w/m2)、通気抵抗(Pa)と風上側ルーバ群、風下側ルーバ群の傾斜角度αとの関係を測定した。結果を図6に示す。熱流束が大きくしかも通気抵抗が小さくなる範囲が最適な傾斜角度であり、傾斜角度αの最適範囲は、23度以上26度以下、好ましくは23.5度以上25度以下、より好ましくは24度であった。
(実施例4)
熱流束(w/m2)、通気抵抗(Pa)とコルゲートフィン5の頂部5aを形成する円弧部の弦5bとの関係を測定した。結果を図7に示す。図7に示すように弦5bが1.2mm未満の場合には、通気抵抗が二次曲線的に増加する傾向が見られる。
熱流束(w/m2)、通気抵抗(Pa)とコルゲートフィン5の頂部5aを形成する円弧部の弦5bとの関係を測定した。結果を図7に示す。図7に示すように弦5bが1.2mm未満の場合には、通気抵抗が二次曲線的に増加する傾向が見られる。
本発明に係る熱交換器は、通風方向に複数のルーバが配列されたコルゲートフィンを有する熱交換器に適用でき、とくに車両用空調装置の冷凍サイクルの熱交換器に好適である。
1 積層型熱交換器
2、3 ヘッダ
4 チューブ
5 コルゲートフィン
5a コルゲートフィンの頂部
6 サイドプレート
7 入口パイプ
8 出口パイプ
11 風上側平坦部
12 風上側ルーバ群
13 中間平坦部
14 風下側ルーバ群
15 風下側平坦部
2、3 ヘッダ
4 チューブ
5 コルゲートフィン
5a コルゲートフィンの頂部
6 サイドプレート
7 入口パイプ
8 出口パイプ
11 風上側平坦部
12 風上側ルーバ群
13 中間平坦部
14 風下側ルーバ群
15 風下側平坦部
Claims (5)
- 通風方向に沿って複数のルーバが配列されたコルゲートフィンを有する熱交換器において、前記コルゲートフィンに、通風方向の最上流側から、風上側平坦部、通風方向に対し傾斜された風上側ルーバ群、中間平坦部、前記風上側ルーバ群とは反対に傾斜された風下側ルーバ群、風下側平坦部をこの順に形成するとともに、
(a)前記風上側平坦部と風下側平坦部の通風方向の長さを0.5mm以上1.1mm以下に、
(b)前記中間平坦部の通風方向の長さを0.5mm以上1.7mm以下に、
(c)前記風上側ルーバ群と風下側ルーバ群の通風方向に対する傾斜角度を23度以上26度以下に、
(d)前記コルゲートフィンの頂部を形成する円弧部の弦を1.2mm以上に
設定したことを特徴とする熱交換器。 - 前記風上側ルーバ群と風下側ルーバ群がコルゲートフィンの一部を切り起こした切起部から形成されている、請求項1の熱交換器。
- 前記熱交換器がチューブとコルゲートフィンとが交互に積層された積層型熱交換器からなる、請求項1または2の熱交換器。
- 前記熱交換器が車両用空調装置の冷凍サイクルの熱交換器からなる、請求項1ないし3のいずれかに記載の熱交換器。
- 前記熱交換器が放熱用熱交換器である、請求項1ないし4のいずれかに記載の熱交換器。
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