JP2010096453A - ヒートポンプ式空調機の熱交換器用伝熱管 - Google Patents

Abstract

【課題】ヒートポンプ式空調機の熱交換器を構成する伝熱管を細径化した際に、凝縮時の単相流における伝熱促進効果を高め、且つ蒸発時の二相流における圧力損失を少なくすることが可能な内面溝付伝熱管を提供すること。
【解決手段】管内面に管軸と所定の角度を為す互いに平行な複数の溝１２が形成された内面溝付管において、管外径（ｄ₀ ）を３ｍｍ以上５ｍｍ以下とし、溝１２，１２間に形成されるフィン１４のフィン高さ（ｈ：ｍｍ）と管外径（ｄ₀ ：ｍｍ）との比（ｈ／ｄ₀ ）を０．０１２〜０．０４５の範囲内とすると共に、次式：
０．００８≦（液溜面積：ｍｍ² ／濡縁長さ：ｍｍ）／ｄ₀ ≦０．０１３
を満足するように、伝熱管１０を構成した。
【選択図】図３

Description

本発明は、ヒートポンプ式空調機における熱交換器に用いられる内面溝付伝熱管に係り、特に、凝縮時の液単相域における熱伝達性能を向上させ、且つ蒸発時の二相流における圧力損失の増大を抑制することの出来る、ヒートポンプ式空調機の熱交換器用伝熱管に関するものである。

近年、空調機器における省エネルギー化の要請は高まる一方であり、その主力となっているヒートポンプ式空調機の熱交換器においても、性能向上のための開発が、種々為されてきている。そして、その一つに、熱交換器を凝縮器として使用する際に、過冷却度を大きくとり、少ない冷媒循環量で、大きな凝縮能力を得る方法がある。このように冷媒循環量が減少すれば、圧縮機入力も相対的に減少するために、省エネルギーにつながるからである。

すなわち、ヒートポンプ式空調機においては、通常、圧縮機で加圧された高温の冷媒を熱交換器（凝縮器）内で空気や水等と熱交換するのであるが、その過程で、冷媒はガスから液へと変化（凝縮）するが、ガスと液の混在する二相域に比べ、冷媒が凝縮した後の液域は顕熱変化のため、二相域と比べ、相対的に熱交換効率が劣っている。これは、二相域と比較して、液域は、冷媒の比体積が小さくなるため、冷媒流速が低いことと、熱交換相手である空気や水との温度差が小さいことに起因するからである。このため、過冷却度を大きくとるためには、液域の熱伝達効率が鍵となる。

そこで、このような液域での熱伝達効率の向上を目的として、特開２００５−１２７５７０号公報（特許文献１）においては、凝縮器に用いられる内面溝付伝熱管の内面溝形状の最適化を図ったものが、明らかにされている。即ち、そこでは、熱交換器の冷媒が単相流として流れる部分に使用される伝熱管として、内面に管軸と所定の角度を為す複数の平行した溝を有し、かかる溝の溝ピッチが０．２５〜０．５ｍｍ、溝間のフィン高さが０．１ｍｍ〜０．２５ｍｍ、リード角（α）が２０〜４５°、フィン頂角が４０°以下とされ、且つ０．０５ｍｍ≦（液溜面積ｍｍ² ／濡縁長さｍｍ）・ｃｏｓα≦０．０９の関係を満足する内面溝付伝熱管が、明らかにされている。このような伝熱管によれば、管内面の溝形状が最適化されていることにより、単相流における伝熱促進効果が高められると共に、圧力損失が少なく抑えられ、以て、液域での熱伝達効率が向上せしめられることとなる。

一方、ヒートポンプ式空調機の熱交換器の性能向上の手段として、非常に有効とされている方法の一つとしては、伝熱管の細径化が知られている。即ち、伝熱管を細径化することによって、熱交換される空気側の伝熱性能が有利に促進されることとなり、以て、熱交換性能を向上させることが可能となると共に、同等の熱交換性能を発揮する太径のものよりも、素材使用量を大幅に削減することが可能となる効果も発揮されることとなる。

そして、上記の特許文献１の技術に加えて、この伝熱管を細径化する技術を、併せて採用することによって、より大きな熱交換性能の向上が期待されている。更に、伝熱管の細径化における課題の一つである、蒸発時の冷媒の分流に関しても、冷媒循環量の低減に加えて、管内圧力損失の増大を抑制することにより、分流器コストの削減も可能であることが期待されるのである。

しかしながら、特許文献１に開示された内面溝形状にあっては、伝熱管の外径を３〜５ｍｍに細径化した場合に、二相域での圧力損失の増大が著しく、熱交換性能の向上には、充分な形状であるとは言えないものであった。また、熱交換器を蒸発器として使用する際に、圧力損失の低減により空気と冷媒との温度差を増加して、大きな蒸発能力を得る方法が知られている。しかしながら、一般に、蒸発時には、管内の圧力損失が高いほど、冷媒入口温度が増加するため、より高温の空気との温度差が充分にとれない事態を招くこととなるのであった。即ち、蒸発性能を向上させるためには、二相域での圧力損失の低減が、鍵となるのである。

特開２００５−１２７５７０号公報

ここにおいて、本発明は、かかる事情を背景にして為されたものであって、その解決課題とするところは、ヒートポンプ式空調機の熱交換器を構成する伝熱管を細径化した際にも、凝縮時の単相流における伝熱促進効果を高め、且つ蒸発時の二相流における圧力損失を少なくすることが可能な内面溝付伝熱管を提供することにある。

そして、本発明にあっては、そのような課題を解決するために、ヒートポンプ式空調機における熱交換器に用いられる内面溝付伝熱管にして、３ｍｍ以上５ｍｍ以下の管外径を有し、且つ管内面に管軸と所定の角度を為す互いに平行な複数の溝を有していると共に、それら溝間のフィン高さ（ｈ：ｍｍ）と管外径（ｄ₀ ：ｍｍ）との比（ｈ／ｄ₀ ）が０．０１２〜０．０４５の範囲内にあり、且つ次式：
０．００８≦（液溜面積：ｍｍ² ／濡縁長さ：ｍｍ）／ｄ₀ ≦０．０１３
を満足することを特徴とするヒートポンプ式空調機の熱交換器用伝熱管を、その要旨とするものである。

なお、本発明に従うヒートポンプ式空調機の熱交換器用伝熱管の望ましい態様の一つにあっては、前記比（ｈ／ｄ₀ ）は０．０１２〜０．０３８とされ、且つ前記管軸に対する前記溝の為す角度は５〜２０°とされることとなる。

また、本発明にあっては、前記した伝熱管を用いて構成される、ヒートポンプ式空調機における熱交換器をも、その要旨とするものである。

従って、このような本発明に従うヒートポンプ式空調機の熱交換器用伝熱管によれば、伝熱管の外径を３〜５ｍｍと細径化した場合においても、管内面に形成された内面フィンの形状を最適化しているところから、凝縮時の単相流における伝熱促進効果を効果的に高め得ると共に、蒸発時の圧力損失を少なく抑え得ることが可能となり、以て、凝縮時および蒸発時の両運転条件下で、熱交換性能を向上せしめた内面溝付伝熱管を提供することが出来ることとなる。

また、かかる本発明に従うヒートポンプ式空調機の熱交換器用伝熱管にあっては、管外径が細径化されていることにより、空気側での伝熱性能が促進されて、伝熱管の熱交換性能を向上せしめることが可能となると共に、管を形成するための素材の使用量を効果的に低減して、伝熱管の製造コストを有利に削減することも可能となるのである。

加えて、かかる本発明に従う熱交換器用伝熱管を用いることによって、高い熱交換性能を発揮することが可能な、ヒートポンプ式空調機の熱交換器を構成することが出来るのである。また、伝熱管が従来よりも細径化されているため、熱交換器の大きさを小型化することが出来ると共に、伝熱管を形成する素材の使用量を抑えて、低コスト化が可能となる利点も発揮されることとなる。

以下、本発明を更に具体的に明らかにするために、本発明の実施の形態について、図面を参照しつつ、詳細に説明することとする。

先ず、図１には、本発明に従うヒートポンプ式空調機の熱交換器用伝熱管の一実施形態が、その管軸方向に平行な面にて切断した縦断面図の形態において、また図２には、管軸方向に垂直な面にて切断した横断面図の形態において、それぞれ示されている。そして、それらの図から明らかなように、伝熱管１０は、管内面に、複数の溝１２が互いに平行に且つ管周方向に又は管軸に対して所定のリード角（α）をもって螺旋状に延びるように、形成されている内面溝付管であり、それら溝１２，１２間に位置するように、フィン１４が、複数形成されている。

より詳細には、伝熱管１０は、要求される伝熱性能や該伝熱管内に流通せしめられる伝熱媒体の種類等に応じて、銅又は銅合金等の中から適宜に選択された所定の金属材質にて構成されており、その外径：ｄ₀ が、３ｍｍ以上５ｍｍ以下の大きさとされ、これによって、熱交換性能の向上に加えて、素材使用量の低減に大きく寄与せしめられている。また、管内面に形成された溝１２の底面と管外周面との間の管壁厚さが、所定の底肉厚：ｔとされている。なお、この底肉厚（ｔ）は、使用する冷媒の運転時の圧力によって適宜選択されることとなる。なお、材料重量減の観点からは、底肉厚（ｔ）は薄い方が好ましいのであるが、転造加工性の限界等による厚さの下限もあることから、一般に、０．２ｍｍ〜０．５ｍｍ程度とされることとなる。

また、そのような伝熱管１０の内面に形成された溝１２において、その隣り合う溝１２、溝１２間の間隔となる溝ピッチ（ｐ）は、ここでは、０．０１５〜０．２７ｍｍの範囲とされている。これは、溝ピッチが狭すぎると、フィンの幅が狭くなってしまうため、転造加工による管の製作が困難になってしまうためである。一方、溝ピッチが広くなり過ぎると、フィン数（溝条数）が減少してしまい、トータルの伝熱面積が低減し、単相域における凝縮伝熱性能が低下してしまう問題を惹起するからである。

さらに、伝熱管１０の内面の隣り合う溝１２と溝１２との間には、フィン１４が、所定のフィン高さ：ｈにおいて形成されている。そして、かかるフィン１４は、図２に示される如く、そのフィン頂部からフィン根元に向かうに従って次第に幅広となる、全体として略台形形状を呈する形状とされている。なお、かかる図において、内面フィン１４は、断面形状において、その頭部が円弧乃至は湾曲形状とされた略台形形状とされているが、頭部を平坦にした略台形形状や、或いは三角形形状とされていても、何等差支えない。

そして、そのような管外径（ｄ₀ ）とフィン高さ（ｈ）とは、それらの比（ｈ／ｄ₀ ）が、０．０１２〜０．０４５の範囲内となるような値とされている。これは、ｈ／ｄ₀ が０．０１２未満とされた場合には、伝熱面積や液溜り面積が減少してしまうため、単相域での凝縮伝熱性能が低下するといった問題を惹起するようになるからである。一方、ｈ／ｄ₀ が０．０４５を超えた場合にあっては、フィン潰れやフィン倒れ等の問題が発生し易くなることに加えて、蒸発時の二相域での圧力損失が大幅に増大してしまうという問題が誘発されてしまうこととなる。

ところで、かかる溝１２は、伝熱管１０の内面の周方向に、複数条設けられている。そして、この溝１２の条数をＮで表わし、管軸に垂直な面で切断した断面における溝１２の一つあたりの面積（図３参照）をＳ₁ としたとき、その総面積は、Ｓ₁ ・Ｎで求められるが、本発明では、これを液溜面積：Ｓとしているのである。また、一つの溝１２と液体とが接する部分の長さ（溝１２の管周方向長さ＋内面フィン１４の対応する両側面の長さ）をＬ₁ としたとき、伝熱管１０全体の管内面の総長さは、Ｌ₁ ・Ｎで求められ、これを濡縁長さ：Ｌとしている。そして、この濡縁長さ：Ｌと伝熱管１０の管長との積をとることによって、管内の実表面積が求められ得るのである。

そして、ここでは、それら液溜面積：Ｓ（ｍｍ² ）と濡縁長さ：Ｌ（ｍｍ）及び管外径：ｄ₀ （ｍｍ）との関係が、０．００８≦（Ｓ／Ｌ）／ｄ₀ ≦０．０１３を満足するように、設定されている。このような範囲の値とすることによって、二相域での圧力損失を有利に低減させて、蒸発熱伝達率を効果的に向上させ得ると共に、凝縮熱伝達率もバランス良く向上させることが可能となるのである。

なお、かかるフィン１４のフィン頂角（γ）は、従来から公知の適宜の角度とされるのであるが、好ましくは、５〜２０°の範囲が、有利に採用されることとなる。即ち、フィン頂角（γ）が大きくなると、単重が増加するだけでなく、前記した溝ピッチ（ｐ）と、フィン高さ（ｈ）と管外径（ｄ₀ ）の比（ｈ／ｄ₀ ）との最適なバランスを維持できなくなるところから、２０°以下とすることが望ましいのである。一方、転造加工を用いての溝形成の容易性を考慮すると、フィン頂角（γ）は５°以上とすることが望ましいのである。

また、管内面に形成される溝１２の管軸に対するリード角（α）としては、従来から公知の内面溝付管のリード角と同程度の角度を、適宜に採用することが可能であるが、望ましくは、５〜２０°とされ、更には、そのようなリード角を採用すると共に、前記した管外径（ｄ₀ ）とフィン高さ（ｈ）の比（ｈ／ｄ₀ ）を、０．０１２〜０．０３８の範囲内とすることが、より望ましく、このような範囲に設定することによって、より熱交換性能を向上せしめることが可能となるのである。

このように、本発明に従うヒートポンプ式空調機の熱交換器用伝熱管（１０）の構成によれば、管の外径を３〜５ｍｍと細径化した場合にあっても、凝縮時の単相流における伝熱促進効果を効果的に高め得ると共に、蒸発時の圧力損失を少なく抑え得ることが可能となり、以て、凝縮時および蒸発時の両運転条件下で、熱交換性能を向上せしめた伝熱管を提供することが出来ることとなる。

ところで、かかる本発明従うヒートポンプ式空調機の熱交換器用伝熱管（１０）を用いて構成される熱交換器は、例えば、図４に示されるような冷凍サイクルをもつヒートポンプ式空調機の熱交換器として使用することが出来る。そこにおいて、冷凍サイクル２０は、圧縮機２２と四方弁２４、室内熱交換器２６、膨張弁２８、室外熱交換器３０を順次接続して構成された、一般的に採用されている構成と同様なものとなっている。このような冷凍サイクル２０において、本発明に従う伝熱管（１０）を用いた熱交換器は、室内熱交換器２６及び室外熱交換器３０に、有利に適用されるものであり、前述したような高い熱交換性能を発揮することにより、冷凍サイクル２０の性能を、効果的に向上せしめることが出来るのである。

以上、本発明の代表的な実施形態について詳述してきたが、それは、あくまでも例示に過ぎないものであって、本発明は、そのような実施形態に係る具体的な記述によって、何等限定的に解釈されるものではないことが、理解されるべきである。さらに、一々列挙はしないが、本発明が、当業者の知識に基づいて、種々なる変更、修正、改良等を加えた態様において実施され得るものであり、また、そのような実施の態様が、本発明の趣旨を逸脱しない限りにおいて、何れも、本発明の範疇に属するものであることは、言うまでもないところである。

以下に、本発明の実施例を示し、本発明の特徴を更に明確にすることとするが、本発明が、そのような実施例の記載によって、何等の制約をも受けるものでないことは、言うまでもないところである。

先ず、供試伝熱管として、管内面に、多数条の内面溝が、管軸に対して所定の溝傾斜角（リード角）をもって延びる螺旋溝として、形成されていると共に、管外径やフィン高さ等のそれぞれの値が本発明に示す範囲とされている、下記表１に示される如き、それぞれ異なる諸元とされた、実施例１〜８の内面溝付伝熱管を準備した。また、比較例として、外径とフィン高さの比（ｈ／ｄ₀ ）が本発明の範囲外のもの、或いは液溜面積と濡縁長さ及び外径との関係が本発明の範囲外のものを、比較例１〜３として、それぞれ準備し、それらの諸元を、下記表１に併せ示した。さらに、管外径や底肉厚は実施例１〜８と同じであるものの、内面に溝が形成されていない平滑管も準備した。なお、これら実施例１〜８や比較例１〜３の内面溝付伝熱管、及び平滑管は、全て４．００ｍｍの管外径を有するものとし、その底肉厚にあっても、全て０．２８ｍｍとした。また、それら内面溝付管の最大内径（フィン頂上部における内径）は、全て３．４４ｍｍとし、フィン頂角にあっては、全て２０°となるようにした。更に、全ての管材質は、りん脱酸銅とした。

そして、それら準備された各供試伝熱管について、一般に用いられている通常の冷凍サイクルのバイパス回路に、図５に示すような二重管熱交換器を設置して、凝縮時の熱伝達率及び蒸発時の圧力損失を調査するための評価試験を行った。試験に用いた二重管熱交換器の長さ（テストセクションの長さ）は４ｍとし、冷媒と水とを対向流となるように流通させた。また、凝縮時の熱伝達率の測定は、液単相流の影響が出やすいように、入口過熱度を低く（２０Ｋ）し、出口過冷却度を大きく（１５Ｋ）設定した。更に、冷媒には、Ｒ４１０Ａを用い、冷媒飽和温度は４０℃、冷媒質量速度は３００ｋｇ／（ｍ² ・ｓ）の条件を採用した。一方、蒸発時の圧力損失の測定は、入口乾き度を０．２５、出口過熱度を５Ｋとし、冷媒にはＲ４１０Ａを用い、冷媒飽和温度は７℃、冷媒質量速度は３００ｋｇ／（ｍ² ・ｓ）の条件とした。以上の試験条件にて、それぞれ性能試験を行い、その結果を、下記表２に示した。なお、表２に示したそれぞれの結果は、平滑管の性能を１．０としたときの比率（凝縮熱伝達率比及び蒸発熱伝達率）で示されている。

かかる表２の結果から明らかなように、実施例１〜８の伝熱管は、平滑管と比較して、凝縮熱伝達率比が１．２以上となると共に、蒸発圧力損失比が２．４以下となり、凝縮熱伝達率比の向上と圧力損失の増大を適度に抑制する効果がバランスよく得られていることが確認出来る。特に、実施例１〜５，７の各伝熱管は、平滑管に対する蒸発圧力損失比が２．０以下と、圧力損失の増大抑制効果が良好となった。

一方、比較例１の伝熱管は、ｈ／ｄ₀ が本発明の範囲よりも大きいため、凝縮熱伝達率の向上率に比べて、蒸発圧力損失の増大率が大き過ぎる結果となった。また、比較例２の伝熱管は、液溜面積と濡縁長さ及び管外径との関係（Ｓ／Ｌ）／ｄ₀ が本発明の範囲の上限を超えたため、凝縮熱伝達率の向上率が充分でないことが確認出来る。更に、比較例３の伝熱管は、ｈ／ｄ₀ が小さ過ぎ、（Ｓ／Ｌ）／ｄ₀ が本発明の範囲の下限を下回ったため、凝縮熱伝達率の向上率が充分でないことが確認される。

本発明に従うヒートポンプ式空調機の熱交換器用伝熱管の一例を示す、縦断面説明図である。 図１に示される伝熱管の横断面説明図である。 図２におけるＡ部分を拡大して示す、断面説明図である。 本発明に従うヒートポンプ式空調機の熱交換器用伝熱管を用いて構成した熱交換器が用いられる冷凍サイクルの一例を概略的に示す、説明図である。 実施例において性能試験に用いられる二重管熱交換器を示す、断面説明図である。

符号の説明

１０ 伝熱管
１２ 溝
１４ フィン

Claims (3)

1. ヒートポンプ式空調機における熱交換器に用いられる内面溝付伝熱管にして、３ｍｍ以上５ｍｍ以下の管外径を有し、且つ管内面に管軸と所定の角度を為す互いに平行な複数の溝を有していると共に、それら溝間のフィン高さ（ｈ：ｍｍ）と管外径（ｄ₀ ：ｍｍ）との比（ｈ／ｄ₀ ）が０．０１２〜０．０４５の範囲内にあり、且つ次式：
   ０．００８≦（液溜面積：ｍｍ² ／濡縁長さ：ｍｍ）／ｄ₀ ≦０．０１３
   を満足することを特徴とするヒートポンプ式空調機の熱交換器用伝熱管。
2. 前記比（ｈ／ｄ₀ ）が、０．０１２〜０．０３８であり、且つ前記管軸に対する前記溝の為す角度が、５〜２０°である請求項１に記載のヒートポンプ式空調機の熱交換器用伝熱管。
3. 請求項１又は請求項２に記載の伝熱管を用いて構成される、ヒートポンプ式空調機における熱交換器。
   

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