JP2008241082A - 二重管式熱交換器 - Google Patents

Abstract

【課題】熱交換効率を向上させることができる二重管式熱交換器を得ること。
【解決手段】二重管式熱交換器２は、軸方向に平行に延び内側に第一流路を形成する５本の内管２１と、この内管２１を収容するとともに内管２１との間に第二流路を形成する外管２２とを有しており、５本の内管２１のうち４本の第二内管２１ｂは、中心軸から等距離の位置に配置されている。そして、第二フィン２４ｂが配置された位置を第一仮想円筒、外管カバー２３の位置を第二仮想円筒と仮定した場合に、外管２２は、第一仮想円筒と第二仮想円筒とに交互に接するように波形にうねって形成されている。
【選択図】 図３

Description

本発明はヒートポンプ式給湯機に関し、具体的には二酸化炭素冷媒による遷臨界サイクルを利用したヒートポンプ式給湯機において、給湯用水と冷媒との間で熱交換する二重管式熱交換器の伝熱性能の改善に関するものである。

このようなヒートポンプ式給湯機において、二重管式熱交換器の伝熱性能の改善は、従来より長い間つづく課題である。これに対して、例えば特許文献１などには、加熱流体（二酸化炭素冷媒）と被加熱流体（主に水）との間の熱交換を活発に行わせる目的で、従来、被加熱流体側の管（外管）の内面に溝などを形成して、この溝により被加熱流体の流れを擾乱して乱流にする提案がされている。

被加熱流体側の管（外管）の内面に、一定のねじれ角をもって溝を形成すると、この溝が被加熱流体（主に水）の流れの抵抗になり、被加熱流体の流れを擾乱して乱流とする。すなわち、上記提案は、被加熱流体の流路に抵抗を設けてレイノルズ数を大きくすることで強制的に伝熱を促進させようとするものである。

特開２００５−９８３３号公報

しかしながら、上記特許文献１等に提案されている乱流によるレイノルズ数増大のみでは、熱交換効率の向上に対して期待する効果を得ることができなかった。一方、加熱流体と被加熱流体との間の熱交換効率を上げるために両者間の伝熱面を拡大することが考えられるが、従来、この伝熱面を拡大するという点に関しては有効な改善案が提案されていなかった。

本発明は、上記に鑑みてなされたものであって、加熱流体と被加熱流体との間の熱交換効率を向上させることができる二重管式熱交換器を得ることを目的とする。

上述した課題を解決し、目的を達成するために、本発明の二重管式熱交換器は、軸方向に平行に延び内側に第一流路を形成する複数の内管とこの内管を収容するとともにこの内管との間に第二流路を形成する外管とを有する二重管式熱交換器において、中心軸から等距離の位置に配置された複数本の内管と、内管に外接する円筒より径の小さい第一仮想円筒と、第一仮想円筒より径の大きい第二仮想円筒との間を、第一仮想円筒と第二仮想円筒とに交互に接するように波形にうねって形成された外管とを備えたことを特徴とする。

この発明によれば、外管が波形に大きくうねった形状となり、第一流路を流れる流体と第二流路を流れる流体との間の伝熱面の拡大を図ることができ、両流体間の熱交換効率の向上を図ることができるとともに、第二流路を流れる流体の水力直径を小さくすることができるため、流量が減少した際でも速い流速を保つことができ、第二流路を流れる流体が層流になることを抑制することができるという効果を奏する。

以下に、本発明にかかる二重管式熱交換器の実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。なお、この実施の形態によりこの発明が限定されるものではない。

実施の形態１．
図１は本発明の実施の形態１の二重管式熱交換器が用いられたヒートポンプ式給湯機のシステム構成図である。図２は図１の熱交換器２を拡大して示す概略の構成図である。本実施の形態のヒートポンプ式給湯機５０は、図１で示すように、冷媒回路１０と、温水回路２０と、制御システム（制御回路）４０とを有している。

冷媒回路１０は、圧縮機１と、冷媒と温水との間で熱交換を行う冷媒間熱交換器（二重管式熱交換器）２と、減圧手段としての電子膨張弁３と、送風ファン５を備えた蒸発器４と、アキュームレータ６とが冷媒配管７によって順次接続されて構成されている。

温水回路２０は、冷媒間熱交換器２と、この冷媒間熱交換器２において冷媒と熱交換された水を搬送する水循環ポンプ１１と、水及び温水を貯める貯湯タンク１２とが温水配管１３にて接続されて構成されている。

制御システム４０は、冷媒温度を検出する冷媒温度センサ３１、冷媒圧力を検出する冷媒圧力センサ３２、外気温度を検出する外気温度センサ３３、温水温度を検出する温水温度センサ３４、及びこれら検出器の信号に基づいてヒートポンプ式給湯機５０を総括的に制御する制御装置３５とを有している。

加熱流体である冷媒（例えば、二酸化炭素冷媒）は、冷媒配管７を矢印Ａ１，Ａ２の方向に流れ、熱交換器２内では複数に分岐した内管２１内を流れる。一方、被加熱流体である水は熱交換器２の側部に設けられた吸入口２ａから矢印Ｂ１のように吸入され、外管２２内を流れて吐出口２ｂから矢印Ｂ２のように吐出される。

ヒートポンプ式給湯機５０の動作は次の通りである。圧縮機１により圧縮された加熱流体である高温高圧の冷媒を冷媒間熱交換器２に送り、被加熱流体である水と熱交換させることにより水を加熱し、冷却された低温高圧の冷媒を膨張弁３で減圧し、低温低圧でクオリティ（乾き度）の低い冷媒を蒸発器４にて強制的に蒸発させて吸熱し、その後、必要に応じて、アキュームレータ６にて液冷媒とガス冷媒とを分離して過熱されたガス冷媒を圧縮機１吸込み口に戻す。そしてこの一連の動作を連続して行う。

二重管式熱交換器２は、内管２１と外管２２と外管カバー２３とを有している。内管２１は、銅で作製され、冷媒配管７に接続されて、熱交換器２の内部にて複数本に分岐して延び、内部に第一流路を形成して、この第一流路内に加熱流体である高温高圧の冷媒（例えば、二酸化炭素冷媒）を流通させる。外管２２は、銅で作製され、内管２１を覆うように筒状の閉じた空間を形成し、内管２１との間に形成される第二流路に被加熱流体である水を、上記冷媒に対して対向流となるように流通させる（図２では外管２２を省略している）。外管カバー２３は、鉄にて作製され、外管２２の外側を全体的に覆い、熱交換器２の外殻を構成している。なお、複数の内管２１相互間には、伝熱面の拡大を図ってフィン（図示せず）が設けられている。このように構成された二重管式熱交換器２においては、内管２１（第一流路）内を流れる高温の冷媒が、外管２２と内管２１との間（第二流路）に流れる水を加熱し、給湯されるべき温水が得られる。

二重管式熱交換器２の構造、特に外管２２の断面構造について説明する。図３は本実施の形態の二重管式熱交換器２の断面図である。二重管式熱交換器２は、５本の内管２１を有している。内管２１は、内部が高温高圧の冷媒を流通させる第一流路とされている。５本の内管２１のうち、中央に配置された１本の第一内管２１ａは、二重管式熱交換器２の中心軸に沿って延設されている。残る４本の第二内管２１ｂは、中心軸から等しい距離の位置に互いに９０°づつ離れて、中心軸に沿って平行に延設されている。

各々の内管２１の間には、隣り合う内管２１との間に架け渡されるようにして、銅製のフィン２４が設けられている。フィン２４は、中央の第一内管２１ａと周囲の第二内管２１ｂとを接続するように設けられた断面直線状の第一フィン２４ａと、隣り合う第二内管２１ｂ間を接続するように設けられた断面円弧状の第二フィン２４ｂとから構成されている。第一フィン２４ａは、第一内管２１ａと第二内管２１ｂの中心軸を含む面上に配設されている。第二フィン２４ｂは、後述する外管２２の最小径の点に内接する円筒面上に配設されている。これらフィン２４は、熱交換器２の軸線方向に全長に渡って延び、内管２１と外管２２との間に形成された第二流路（図３中薄墨の部分）を、軸方向に複数の流路に分割している。

外管２２は、第二フィン２４ｂと外管カバー２３との間に形成された空間内を、第二フィン２４ｂと外管カバー２３とに交互に接するように大きく波形にうねって設けられている。ここで、外管２２は断面がサイクロイド曲線（定円と動円の半径の比が４：１）に沿う形状に成形されている。これにより、外管２２は４本の内管（第二内管２１ｂ）を各々取り囲むように円周方向に４個の凸部を形成して大きく波形にうねる形状となる。そして、外管２２の１つの凸部は、第二内管２１ｂから所定距離離れた位置にて、第二内管２１ｂの半分以上の部分を囲繞する。以下、このサイクロイド曲線の形状、及びその効果について詳細に説明する。

（外管の形状の説明）
サイクロイド曲線に沿う外管２２の断面形状は、次のような条件にしたがって決められる。ある定円の半径をｒ₁、その定円に外接する動円の半径をｒ₂とする。但し、このときｒ₁≧ｒ₂とする。この動円を定円に沿って滑らないように回転させながら一周させるとき次式のような関数表示がされる。

ここで、半径ｒ₁と半径ｒ₂の比をｒ₁：ｒ₂＝ｎ：１（ｎ≧１）とするとｒ₁＝ｎｒ₂なので、式［１］及び式［２］は次式のように書き換えられる。

そして、式［１’］及び［２’］に従うと外管２２は、図３に示す断面となる。

次に、従来のものとの比較するために水力直径（相当直径）や伝熱面（伝熱面に相当する濡れ長さ）について言及する。外管２２の周囲長さは次式で求まる。

ここで、式［１’］及び式［２’］をθで一階微分すると次式のようになる。

よって、式［３］に式［４］と式［５］を代入して計算すると

となる。

次に、この曲線が囲む面積は、

次いで、更に具体的な数値を用いて計算する。

ここで、定円と動円の比をｒ₁：ｒ₂＝４：１として、例えば外管２２の外径φ９．５２（肉厚ｔ＝０．５）とする。この場合、ｒ₁は外管２２の内半径とすると、ｒ₁＝４．２６なのでｒ₂＝１．０７となる。したがって、外管２２の内面の周長さは、式［８］より、８５．２ｍｍとなり、外管２２の内面の断面積は、式［９］より、１０７．９ｍｍ²となる。

（外管の配置の説明）
次に、このような形状の外管２２を内管２１に対してどのように配置するかを説明する。４つの第二内管２１ｂが、外管２２の中心と外管２２の最大径となる点を結ぶ線上にあるように、外管２２を配置する。このように配置することで、外管２２の外方に凸の部分と第二内管２１ｂとの軸回りの位置が一致して、外管２２が内管（第二内管２１ｂ）に接触することがなく、外管２２と内管（第二内管２１ｂ）との間に所定の間隔を空ける。そして、外管２２の最小径となる点は、隣り合う第二内管２１ｂの中間の位置にて第二フィン２４ｂに接している。なお、この場合の外管２２の最小径はφ８．５２である。

さて、内管２１の外径をφ２．３８（３／３２ｉｎ． 肉厚ｔ＝０．３）とすると内管２１の占有する面積は、

となる。
また、第一フィン２４ａの長さは１．８８mmであり、その厚さを０．mm
とすると、第一フィン２４ａの占有面積は４枚分で、

である。

一方、第二フィン２４ｂの長さは外管２２に内接する円の周長さから内管２１の外径４つ分を差し引いたものに近似できる。したがって、第二フィン２４ｂの長さは、

となり、その厚さを０．５mmとすれば、第二フィン２４ｂの占有面積は、

である。

したがって、水の流路断面積は、下記式［１４］より約７３．３ｍｍ²であり、内管２１とフィン２４の伝熱面相当の周囲長さは、式［１５］より約７９．４ｍｍとなり、これにより、伝熱面に相当する濡れ長さは、式［１６］より約１６４．６ｍｍであり、したがって、水力直径（相当直径）は、式［１７］より約１．７８ｍｍとなる。

本実施の形態との比較に当たり特開２００５−９８３３号公報の内面溝付き外管を用いた二重管式熱交換器を例に挙げる。この例においては、外管の外径φ１２．７ｍｍ、底肉厚１．０ｍｍ、溝深さ０．３０ｍｍ、内管外径φ５．０ｍｍある。この二重管の水の流路断面積は、下記式［１８］より約６５．３ｍｍ²であり、濡れ長さは、式［１９］より約６７．３ｍｍであり、したがって、水力直径（相当直径）は、式［２０］より約３．８８ｍｍとなる。しかしながら、伝熱面は外管と内管が互いに独立しているので伝熱面に相当する濡れ長さは内管の外周のみとなる。したがって、伝熱面に相当する濡れ長さは、式［２１］より約１５．７ｍｍである。

である。

ちなみに、外管が平滑管の場合、水の流路断面積は、下記式［２２］より約８７．９ｍｍ²であり、濡れ長さは、式［２３］より約４９．３ｍｍであり、したがって、水力直径（相当直径）は、式［２３］より約７．１３ｍｍとなり、伝熱面に相当する濡れ長さは、同じく式［２５］より約１５．７ｍｍである。

これらを表にまとめると、以下の通りである。

更に計算した結果について詳細に説明する。本実施の形態の二重管式熱交換器２は、水力直径が極めて小さい。これは従来の二重管式熱交換器（溝付き）の４６％程度、二重管式熱交換器（平滑管）の２５％程度である。水力直径が小さいほど水の流量が減少した際でも速い流速を保つことができ、水の流れが層流になる可能性を十分に低くすることができ、水側の熱伝達率を高く維持するうえで好都合である。しかも外管の最大外径や流路断面積が従来の二重管式熱交換器と殆ど変わらないにもかかわらず、伝熱面相当濡れ長さはおよそ１０．５倍にもなっている。一方、内管（冷媒管）２１は従来の半分以下の外径として内径もφ１．７８程として大幅に細径化されている。そして、内管２１の本数を５本にすることで冷媒側の流路断面積をほぼ同じに保っている。二酸化炭素冷媒のような高密度で粘性率が小さい冷媒では、内管２１を細径にすることで流動抵抗が小さくなり、また熱伝達率が良くなって伝熱性能は向上する。また内管２１を細径にすることで管の肉厚を薄くしても高耐圧化への対応を十分に可能とする。

以上のように、本実施の形態の二重管式熱交換器２は、軸方向に平行に延び内側に第一流路を形成する５本の内管２１と、この内管２１を収容するとともに内管２１との間に第二流路を形成する外管２２とを有しており、５本の内管２１のうち４本の第二内管２１ｂは、中心軸から等距離の位置に配置されている。そして、第二フィン２４ｂが配置された位置を第一仮想円筒、外管カバー２３の位置を第二仮想円筒と仮定した場合に、外管２２は、第一仮想円筒と第二仮想円筒とに交互に接するように波形にうねって形成されている。そのため、水力直径を極めて小さくすることができる。これにより、水の流量が減少した際でも速い流速を保つことができ、水の流れが層流になる可能性を低くすることができるとともに、第一流路を流れる加熱流体と第二流路を流れる被加熱流体と間の伝熱面を拡大して熱交換効率を向上させることができる。

また、外管２２は、内管（第二内管２１ｂ）との間に所定の間隔を空けて波形にうねって形成されている。これにより、第二流路において流通断面が小さくなる箇所をなくしてさらに熱交換効率を向上させることができる。

さらに、本実施の形態の二重管式熱交換器２は、隣り合う内管２１との間に渡されたフィン２４を有しており、外管２２は最小径となる位置でこのフィン（第二フィン２４ｂ）と接触している。そして、フィン２４は、二重管式熱交換器２の軸方向ほぼ全長に渡って延び、第二流路を複数に分割している。そのため、伝熱面を大きくすることができ、さらに熱交換効率を向上させることができる。

また、本実施の形態の二重管式熱交換器２は、断面形状において、外管２２の最大径となる点と外管２２の中心点を結ぶ線上に内管（第二内管２１ｂ）が配置されている。これにより、外管２２と内管（第二内管２１ｂ）との間に容易な方法により所定の間隔を空けることができる。

さらにまた、本実施の形態の二重管式熱交換器においては、断面形状において、外管２２をサイクロイド曲線に沿わせるように形成して伝熱面の拡大を図っている。ここで、外管２２は、正確にサイクロイド曲線にならずとも概略類似の形状とすることで同程度の効果を得ることができる。すなわち、外管２２を、内管（第二内管２１ｂ）が配置されている仮想円筒の位置近傍まで内径側に入り込むように、大きく波形にうねった形状とすることで、本実施の形態と概略同程度の効果を得ることができる。

具体的には、図３において、内管（第二内管２１ｂ）に外接するか、或いは、この外接円筒よりさらに径の小さい円筒を第一仮想円筒Ｄ１と仮定し、この第一仮想円筒Ｄ１より径の大きい円筒（この場合には外管カバー２３）を第二仮想円筒Ｄ２と仮定して、第一仮想円筒Ｄ１と第二仮想円筒Ｄ２の間の空間を、第一仮想円筒Ｄ１と第二仮想円筒Ｄ２とに交互に接するように、内管（第二内管２１ｂ）の数だけ（この場合４個）、波形にうねるように外管２２を形成すれば、概略同程度の効果を得ることができる。

実施の形態２．
図４は本発明の実施の形態２の二重管式熱交換器の断面図である。本実施の形態の二重管式熱交換器２Ｂは、３本の内管４１を有している。内管４１は、内部が高温高圧の冷媒を流通させる第一流路とされている。３本の内管４１は、中心軸から等しい距離の位置に互いに１２０°間隔を空けながら配置されて、中心軸に沿って平行に延設されている。

各々の内管４１の間には、隣り合う内管４１との間に架け渡されるようにして、銅製のフィン４４が設けられている。フィン４４は、断面直線状の第一フィン４４ａと、断面円弧状の第二フィン４４ｂとから構成されている。第一フィン４４ａは、隣り合う２本の内管４１の中心軸を含む面上に配設されている。第二フィン４４ｂは、外管４２の最小径の点に内接する円筒面上に配設されている。これらフィン４４は、熱交換器２の軸線方向に全長に渡って延び、内管４１と外管４２との間に形成された第二流路（図３中薄墨の部分）を、軸方向に複数の流路に分割している。

外管４２は、実施の形態１のものと同様に、第二フィン４４ｂと外管カバー４３との間に形成された空間内を、第二フィン４４ｂと外管カバー４３とに交互に接するように大きく波形にうねって設けられている。そして、外管４２は断面がサイクロイド曲線（定円と動円の半径の比が３：１）に沿う形状に成形されている。

本実施の形態の二重管式熱交換器２Ｂは、軸方向に平行に延び内側に第一流路を形成する３本の内管４１と、この内管４１を収容するとともに内管４１との間に第二流路を形成する外管４２とを有している。そして、第二フィン４４ｂが配置された位置を第一仮想円筒、外管カバー４３の位置を第二仮想円筒と仮定した場合に、外管４２は、第一仮想円筒と第二仮想円筒とに交互に接するように波形にうねって形成されている。そのため、水力直径を極めて小さくすることができる。これにより、水の流量が減少した際でも速い流速を保つことができ、水の流れが層流になる可能性を低くすることができるとともに、加熱流体と被加熱流体と間の熱交換効率を向上させることができる。

なお、実施の形態１及び２において、円筒面に沿って配置された内管の数がｎ（実施の形態１は４、実施の形態２は３）のとき、外管は円周方向にｎ個の凸ができるように波形にうねって形成されている。つまり、円筒面に沿って配置された内管の数と外管の外方に凸の部分の数が一致している。このように構成することで、内管の周囲を所定距離離れて外管が取り囲むこととなり、高効率の熱交換を行うことができる。

しかしながら、円筒面に沿って配置された内管の数と外管の外方に凸の部分の数とは、必ずしも一致しなくてもよく、例えば外管の外方に凸の数が少なくてもよい。具体的には、図３に示す実施の形態１の例にて、外管２２の外方に凸の数が例えば２個とされてもよい。このように構成することで、２本の内管（第二内管２１ｂ）を包括して外管が取り囲むこととなり、実施の形態１のものよりは熱交換効率が若干落ちることとなるが、形状が簡素化されて作製容易となるとともに、従来の二重管式熱交換器より高効率の熱交換を行うことができる。

以上のように、本発明にかかる二重管式熱交換器は、ヒートポンプ式給湯機の二重管式熱交換器に好適なものであり、特に二酸化炭素冷媒による遷臨界サイクルを利用したヒートポンプ式給湯機の二重管式熱交換器に適用されて最適なものである。

本発明の実施の形態１の二重管式熱交換器が用いられたヒートポンプ式給湯機のシステム構成図である。 図１の熱交換器を拡大して示す概略の構成図である。 実施の形態１の二重管式熱交換器の断面図である。 実施の形態２の二重管式熱交換器の断面図である。

符号の説明

１ 圧縮機
２，２Ｂ 二重管式熱交換器
３ 電子膨張弁
４ 蒸発器
５ 送風ファン
６ アキュームレータ
７ 冷媒配管
１０ 冷媒回路
１１ 水循環ポンプ
１２ 貯湯タンク
１３ 温水配管
２０ 温水回路
２１，４１ 内管
２１ａ，４１ａ 第一内管
２１ｂ，４１ｂ 第二内管
２２，４２ 外管
２３，４３ 外管カバー
２４，４４ フィン
２４ａ，４４ａ 第一フィン
２４ｂ，４４ｂ 第二フィン
３１ 冷媒温度センサ
３２ 冷媒圧力センサ
３３ 外気温度センサ
３４ 温水温度センサ
３５ 制御装置
４０ 制御システム
５０ ヒートポンプ式給湯機

Claims (9)

1. 軸方向に平行に延び内側に第一流路を形成する複数の内管と該内管を収容するとともに該内管との間に第二流路を形成する外管とを有する二重管式熱交換器において、
   中心軸から等距離の位置に配置された複数本の内管と、
   前記内管に外接する前記円筒より径の小さい第一仮想円筒と、前記第一仮想円筒より径の大きい第二仮想円筒との間を、前記第一仮想円筒と前記第二仮想円筒とに交互に接するように波形にうねって形成された外管と
   を備えたことを特徴とする二重管式熱交換器。
2. 前記外管は、前記内管との間に所定の間隔を空けて波形にうねって形成されている
   ことを特徴とする請求項１に記載の二重管式熱交換器。
3. 隣り合う前記内管との間に渡されたフィンを備え、前記外管は最小径となる位置で前記フィンと接触している
   ことを特徴とする請求項１又は２に記載の二重管式熱交換器。
4. 前記フィンは軸方向ほぼ全長に渡って延び、前記第二流路を複数に分割する
   ことを特徴とする請求項３に記載の二重管式熱交換器。
5. 断面形状において、前記外管の最大径となる点と前記外管の中心点を結ぶ線上に前記内管が配置されている
   ことを特徴とする請求項１から４の何れか１項に記載の二重管式熱交換器。
6. 前記外管は、断面形状においてサイクロイド曲線に沿って形成されている
   ことを特徴とする請求項１から５の何れか１項に記載の二重管式熱交換器。
7. 前記サイクロイド曲線は、定円と動円の半径の比がｎ：１（ｎ＞１）であり、
   前記中心軸から等距離の位置に配置された内管がｎ本である
   ことを特徴とする請求項６に記載の二重管式熱交換器。
8. 前記サイクロイド曲線の定円と動円の半径の比が４：１であり、
   前記中心軸から等距離の位置に配置された内管が４本である
   ことを特徴とする請求項７に記載の二重管式熱交換器。
9. 前記第一流路に高圧流体が流れ、前記第二流路に低圧流体が流れ、前記高圧流体と前記低圧流体との間で熱交換される
   ことを特徴とする請求項１から８の何れか１項に記載の二重管式熱交換器。

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