JP2012180982A - 熱交換器およびそれを用いたヒートポンプ給湯機 - Google Patents

Abstract

【課題】熱交換器の冷媒流路の圧力損失と熱伝達率のバランスの最適化を実現する熱交換器を提供すること。
【解決手段】水流路を構成する水管６と、冷媒流路を構成する冷媒管（４ａ，４ｂ）とからなり、前記水流路を流れる水と前記冷媒流路を流れる冷媒とを熱交換する熱交換器１において、前記冷媒管（４ａ、４ｂ）は前記冷媒流路の上流側である高温部冷媒管４ａと下流側である低温部冷媒管４ｂからなり、前記高温部冷媒管４ａの本数Ｎ１および長さＬ１と、前記低温部冷媒管４ｂの本数Ｎ２および長さＬ２とした時、Ｎ１＞Ｎ２の関係で、かつ、（式１）で定義された平均パス数Ｎが、１．０５ないし１．６８の範囲に設けられたものである。
【選択図】図１

Description

本発明は、空調装置、給湯装置等の機器に用いられ、特にヒートポンプ式の給湯機等のように、水等の流体と冷媒等の二種の流体を熱交換させるための熱交換器に関するものである。

従来、この種の熱交換器としては、水流路を構成する水管と、冷媒流路を構成する冷媒管とからなり、水流路を流れる水と冷媒流路を流れる冷媒とを熱交換する二重管式タイプの熱交換器が考案されている（例えば、特許文献１参照）。

図８は、特許文献１に記載された従来の熱交換器の概略図であり、図９は同文献に記載された従来の熱交換器の二重管の軸方向断面図を示すものである。

図８と図９に示すように、この熱交換器１０１は、複数の二重管１０２ａ、１０２ｂを渦巻状に形成したものを連接した二重管式の熱交換器であり、二重管１０２ａ、１０２ｂは内部を冷媒流路１０３とする冷媒管１０４と、冷媒管１０４を内挿して冷媒管１０４の外壁との間に水流路１０５を形成した水管１０６からなる。冷媒流路１０３と水流路１０５は対向して流れており、この結果、熱交換効率を高めることができる。

そして、冷媒管１０４は、冷媒流路１０３の入口側（高温部と呼ぶ）に配置した２本の高温部冷媒管１０４ａと、冷媒流路１０３の出口側（低温部と呼ぶ）に併設した４本の低温部冷媒管１０４ｂを、途中、冷媒用ヘッダ１０７を介して、順次連接して形成されている。

また、高温部冷媒管１０４ａを内包する水管径は、低温部冷媒管１０４ｂを内包する水管径よりも拡径されている。

以上のように構成された熱交換器について、以下その動作を説明する。

熱交換器１０１は、冷媒流路１０３を流れる冷媒と水流路１０５を流れる水とが、冷媒管１０４ａを介して熱交換されるようになっている。

熱交換器１０１の高温部に配置された水管１０６は、低温部に配置された水管よりも拡径されているので、析出したスケール成分により管内を閉塞させることはない。

熱交換性能面では、高温部に配置された水管１０６の水管径が低温部よりも拡径されているので水側伝熱促進が弱くなるが、高温部の水管１０６の本数を低温部よりも少なくすることで、水流速の低下を回避し水側の伝熱促進効果を保っている。

特開２００５−１４７５６６号公報

しかしながら、前記従来における構成では、冷媒流路１０３の入口側、つまり高温部に配置した高温冷媒管１０４ａの本数は、冷媒流路１０３の出口側、つまり低温部に配置し
た低温冷媒管の本数よりも少ないため、高温であることと冷媒流路断面積が小さいことの両方の影響により高温部の冷媒流速が過度に大きくなり、高温部の冷媒圧力損失が増大し冷媒圧力と冷媒温度が低下してしまう。

その結果、冷媒と水との温度差が減少することなり、高温部での熱交換能力が低下するという課題があった。

一方、低温部においても、低温部冷媒管の本数が高温部冷媒管よりも多いため、低温部冷媒管の冷媒流速が小さく伝熱促進が弱くなるという課題も有していた。

本発明は、上記従来の課題を解決するもので、熱交換器の冷媒流路の圧力損失と熱伝達率のバランスの最適化を実現する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ために、本発明の熱交換器は、水流路を構成する水管と、冷媒流路を構成する冷媒管とからなり、前記水流路を流れる水と前記冷媒流路を流れる冷媒とを熱交換する熱交換器において、前記冷媒管は前記冷媒流路の上流側である高温部冷媒管と下流側である低温部冷媒管からなり、前記高温部冷媒管の本数Ｎ１および長さＬ１と、前記低温部冷媒管の本数Ｎ２および長さＬ２とした時、Ｎ１＞Ｎ２の関係で、かつ、（式１）で定義された平均パス数Ｎが、１．０５ないし１．６８の範囲に設けられたものである。

この構成によって、冷媒圧力損失が熱交換能力に与える影響が顕著な高温部冷媒管において冷媒圧力損失の増加を最小限に抑え、冷媒流速が熱交換能力に与える影響が顕著な低温部冷媒管において冷媒流速の低下を抑えることとなり、熱交換器全体の冷媒圧力損失と熱伝達率のバランスを最適することができ、熱交換器の小型軽量化が図れる。

本発明によれば、熱交換器の冷媒流路の圧力損失と熱伝達率のバランスの最適化を実現する熱交換器を提供できる。

本発明の実施の形態１における熱交換器の概略図 同熱交換器の高温部二重管と低温部二重管の軸方向断面図 同熱交換器の平均パス数と冷媒圧力損失の関係を示した図 同熱交換器の平均パス数が１．３の場合の冷媒エンタルピｈと冷媒温度Ｔの関係を示した図 同熱交換器の平均パス数とピンチ温度部の冷媒温度を示した図 同熱交換器の平均パス数と冷媒と水の温度差の関係を示した図 同熱交換器の平均パス数と熱交換能力比の関係を示した図 従来の熱交換器の概略図 従来の熱交換器の二重管の軸方向断面図

第１の発明は、水流路を構成する水管と、冷媒流路を構成する冷媒管とからなり、前記水流路を流れる水と前記冷媒流路を流れる冷媒とを熱交換する熱交換器において、前記冷媒管は前記冷媒流路の上流側である高温部冷媒管と下流側である低温部冷媒管からなり、前記高温部冷媒管の本数Ｎ１および長さＬ１と、前記低温部冷媒管の本数Ｎ２および長さＬ２とした時、Ｎ１＞Ｎ２の関係で、かつ、（式１）で定義された平均パス数Ｎが、１．０５ないし１．６８の範囲に設けられたものである。

これにより、冷媒圧力損失が熱交換能力に与える影響が顕著な高温部冷媒管において冷媒圧力損失の増加を最小限に抑え、冷媒流速が熱交換能力に与える影響が顕著な低温部冷媒管において冷媒流速の低下を抑えることとなり、熱交換器全体の冷媒圧力損失と熱伝達率のバランスを最適化することができ、熱交換器の小型軽量化が図れる。

第２の発明は、第１の発明の熱交換器を搭載し、前記冷媒を二酸化炭素としたヒートポンプ給湯機である。

これにより、当該熱交換器を、ヒートポンプ式給湯機用として、水と冷媒の間で熱交換を行う熱交換器として用いた場合、前記二酸化炭素は超臨界状態で動作し、フロン系の冷媒に比して密度が高い状態で作動するため、高いヒートポンプ効率を得ることができる。

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。なお、この実施の形態によって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における熱交換器の概略図である。図２は、同熱交換器の高温部二重管と低温部二重管の軸方向断面図である。

図１と図２において、熱交換器１は、複数の二重管２ａ、２ｂを渦巻状に形成したものを連接した二重管式の熱交換器であり、二重管２ａ、２ｂは内部を冷媒流路３とする冷媒管４と、冷媒管４を２本内挿して冷媒管４の外壁との間に水流路５を形成した水管６からなる。冷媒流路３と水流路５は対向して流れており、この結果、熱交換効率を高めることができる。

そして、冷媒管４は、冷媒流路３の入口側（高温部Ｈと呼ぶ）に配置した４本の高温部冷媒管４ａと、冷媒流路３の出口側（低温部Ｃと呼ぶ）に併設した２本の低温部冷媒管４ｂを、途中、冷媒用ヘッダ７を介して、順次連接して形成されている。
本実施の形態では、冷媒用ヘッダ７より冷媒流路３の上流を高温部Ｈ、下流側を低温部Ｃと定義し、冷媒管４は冷媒流路３の上流側である高温部冷媒管４ａと下流側である低温部冷媒管４ｂからなっている。

高温部冷媒管４ａの本数Ｎ１および長さＬ１と、低温部冷媒管４ｂの本数Ｎ２および長さＬ２とした時、Ｎ１＞Ｎ２の関係（本実施の形態ではＮ１が４本、Ｎ２が２本とする）で、かつ、（式１）で定義された平均パス数Ｎが、１．０５ないし１．６８の範囲に、好ましくは、１．２ないし１．５の範囲に設けられている。但し、（式１）において分母にＮ２を加えているのは、Ｎ２≧１とするためである。

また、冷媒流路３と水流路５は対向して流れる構成であり、冷媒流路３は冷媒入口９ａから流入し冷媒出口９ｂから流出し、冷媒流路３は水入り口１０ａから流入し水出口１０ｂから流出する。

以上のように構成された熱交換器について、以下その動作を説明する。

熱交換器１は、冷媒流路３を流れる冷媒（例えば二酸化炭素）と水流路５を流れる水が、冷媒管４を介して熱交換されるようになっている。

熱交換器１をヒートポンプ式給湯機用の水と冷媒の間で熱交換を行う熱交換器として用いた場合、二酸化炭素は超臨界状態で動作し、フロン系の冷媒に比して密度が高い状態で
作動するため、高いヒートポンプ効率を得ることができる。

熱交換器１の熱交換能力Ｑを効率的に高めるためには、冷媒熱伝達率αと冷媒圧力損失ＤＰをそれぞれ最適に作用させることが重要である。

冷媒熱伝達率αを高めるためには、例えば冷媒流路３の流路断面積を小さくして冷媒速度を増加させる方法があるが、同時に冷媒圧力損失ＤＰも増大してしまう。

この冷媒圧力損失ＤＰが大きいと冷媒温度Ｔｒが小さくなり、冷媒と水との温度差ＤＴが小さくなるため、冷媒熱伝達率αを増加させたとしても熱交換能力Ｑは向上せず好ましくない。

これと逆に、冷媒流路３の流路断面積を大きくして冷媒流速を減速させて冷媒圧力損失ＤＰを小さくする方法もあるが、冷媒熱伝達率αが低下してしまう。

この様に、冷媒熱伝達率αを必要量維持させながら、同時に冷媒圧力損失ＤＰを低減させるような冷媒熱伝達率αと冷媒圧力損失ＤＰのバランスの最適化こそが、熱交換能力Ｑを効率的に高めるポイントと言える。

具体的には高温部冷媒管４ａと低温部冷媒管４ｂの管本数と冷媒管の長さを、それぞれに最適化することにある。

以下、冷媒管本数と冷媒管の長さを最適化した一例について冷媒に二酸化炭素を用いて説明する。

本実施の形態では、Ｎ１が４本、Ｎ２が２本（以後、高温部４本仕様と呼ぶ）であるとし、参考までにＮ１が２本、Ｎ２が４本（以後、高温部２本仕様と呼ぶ）の特性を併記して示す。

熱交換器への材料投入量に対する効果をわかりやすくするため、平均パス数ＮをＸ軸とする特性図については、材料投入長さＳ（Ｓ＝Ｌ１×Ｎ１＋Ｌ２×Ｎ２）は一定とした。

図３に平均パス数Ｎと冷媒圧力損失ＤＰの関係について示す。これによると、材料投入長さＳがどれも同じであるにもかかわらず、高温部４本仕様の冷媒圧力損失ＤＰは高温部２本仕様よりも低減されている。

これは、冷媒密度が小さく冷媒流速が速くなる高温部においては、高温部２本仕様は冷媒管本数が少ないため、冷媒圧力損失をより大きくしてしまうためである。

図４には、熱交換器の冷媒エンタルピｈと冷媒温度Ｔの関係を、一例として平均パス数Ｎが１．３の時について示している。

これによると、高温部４本仕様の冷媒温度Ｔは、冷媒圧力損失ＤＰが比較的小さいため、高温部２本仕様よりも高く維持できる。

図５には、熱交換器としての平均パス数Ｎとピンチ温度部（二酸化炭素と水の温度差が最も小さくなるポイント）の冷媒温度Ｔｐの関係について示している。

このピンチ温度部の冷媒温度Ｔｐが高ければ高いほど理論熱交換能力が高くなり、熱交換能力の向上に有利になる。

この図によると、高温部４本仕様の冷媒温度Ｔｐは高温部２本仕様よりも高く、特に平均パス数Ｎが１．２ないし１．７の範囲が顕著であり効果的である。

図６には、平均パス数Ｎと冷媒と水の温度差ＤＴ（熱交換器の平均）の関係について示している。これによると、高温部４本仕様の冷媒と水の温度差ＤＴは、高温部２本仕様よりも高く維持できており、特に平均パス数Ｎが１．１ないし１．８の範囲が顕著である。

図７には、平均パス数Ｎと、Ｎ＝２のときの熱交換能力を１００％としたときをベースとする熱交換能力の比（熱交換能力比Ｑと呼ぶ）の関係について示している。

これによると、高温部４本仕様の熱交換能力比Ｑは高温部２本仕様よりも高く維持できており、特に平均パス数Ｎが１．０５ないし１．６８の範囲において熱交換能力比Ｑを効率的に高めている。

以上のように、冷媒流路３の上流側は冷媒圧力損失ＤＰの影響を受けやすくなるため、冷媒流路３の流路断面積を大きくして冷媒流速を低くするほうが効果的である一方、冷媒流路３の下流側は冷媒圧力損失ＤＰの影響は小さいので冷媒流路３の流路断面積を小さくして冷媒流速を速くして冷媒熱伝達率αを大きくするほうが効果的である。

さらに、（式１）で定義された平均パス数Ｎが、１．０５ないし１．６８の範囲に、好ましくは、１．２ないし１．５の範囲に設けることで、高温部Ｈと低温部Ｃのそれぞれの冷媒熱伝達率αと冷媒圧力損失ＤＰのバランスを最適化せしめ、熱交換能力比Ｑを効率的に高めることができる。

よって、熱交換器の軽量化が図れ、コストパフォーマンスに優れた熱交換器を提供することができる。
特に、ヒートポンプ式給湯機用の水・冷媒熱交換器として用いた場合には、高いヒートポンプ効率を得ることができる。

また、低温部の二重管２ｂが１本であることに対し、高温部の二重管２ａが２本のため水流路断面積が拡大され、スケール成分により管内を閉塞させることもない。

このように、本実施の形態１における熱交換器１は、水流路５を構成する水管６と、冷媒流路３を構成する冷媒管４とからなり、水流路５を流れる水と冷媒流路３を流れる冷媒とを熱交換するものであって、冷媒管４は冷媒流路３の上流側である高温部冷媒管４ａと下流側である低温部冷媒管４ｂからなり、高温部冷媒管４ａの本数Ｎ１および長さＬ１と、低温部冷媒管４ｂの本数Ｎ２および長さＬ２とした時、Ｎ１＞Ｎ２の関係で、かつ、（数１）で定義された平均パス数Ｎが、１．０５ないし１．６８の範囲に設けられている。

このため、冷媒圧力損失ＤＰが熱交換能力に与える影響が顕著な高温部冷媒管４ａにおいて冷媒圧力損失ＤＰの増加を最小限に抑え、かつ冷媒流速の熱交換能力に与える影響が顕著な低温部冷媒管４ｂでは冷媒流速の低下を抑えることとなり、熱交換器１全体の冷媒圧力損失ＤＰと熱伝達率αのバランスを最適化することができ、熱交換器１の小型軽量化が図れる。

そして、高温部冷媒管４ａと低温部冷媒管４ｂからなる冷媒管４を水管６の内に配設することにより、伝熱面がすべて水と接するため、冷媒からの熱を水に効率良く伝えることができ、熱交換器１の重量に対する熱交換能力の比を最大限に引き出すことができる。

さらに、冷媒を特に二酸化炭素とし、熱交換器１をヒートポンプ式給湯機用として水と冷媒の間で熱交換を行う熱交換器として用いた場合、二酸化炭素は超臨界状態で動作しフロン系の冷媒に比して密度が高い状態で作動するため、高いヒートポンプ効率を得ることができる。

尚、本発明の実施の形態１では、水管６内に配置する高温部冷媒管４ａと低温部冷媒管４ｂの本数をそれぞれ４本、２本としているが、それ以上の本数とすることもでき、同様の作用効果を期待することができる。

さらに、本発明の実施の形態１において、水管６、冷媒管４を銅製としたが、少なくともいずれか一方を真鍮、ステンレス、耐食性を持った鉄、アルミ合金等を材料として構成しても、同様の作用効果が期待できる。

また、本発明の実施の形態１では、冷媒管４を流れる冷媒を二酸化炭素としたが、ハイドロカーボン系やＨＦＣ系（Ｒ４１０Ａ等）の冷媒、あるいはこれらの代替冷媒とすることも同様の作用効果が期待できる。

以上のように、本発明にかかる熱交換器は、管長を長くして内管の伝熱面積を増加させることなく、熱交換器の熱交換能力を向上させることができるもので、二酸化炭素を用いた超臨界ヒートポンプ式給湯機や、暖房用ブラインを加熱する超臨界ヒートポンプ装置、さらには、家庭用、業務用の空気調和機、あるいはヒートポンプによる乾燥機能を具備した洗濯乾燥機、穀物貯蔵倉庫等のヒートポンプ機器の他に、燃料電池等の熱交換用途にも適用できる。

１ 熱交換器
３ 冷媒流路
４ 冷媒管
４ａ 高温部冷媒管
４ｂ 低温部冷媒管
５ 水流路
６ 水管
Ｈ 高温部
Ｃ 低温部
Ｎ 平均パス数
Ｌ１ 高温部冷媒管の長さ
Ｌ２ 低温部冷媒管の長さ
Ｎ１ 高温部冷媒管の本数
Ｎ２ 低温部冷媒管の本数

Claims (2)

1. 水流路を構成する水管と、冷媒流路を構成する冷媒管とからなり、前記水流路を流れる水と前記冷媒流路を流れる冷媒とを熱交換する熱交換器において、
   前記冷媒管は前記冷媒流路の上流側である高温部冷媒管と下流側である低温部冷媒管からなり、前記高温部冷媒管の本数Ｎ１および長さＬ１と、前記低温部冷媒管の本数Ｎ２および長さＬ２とした時、Ｎ１＞Ｎ２の関係で、かつ
   で定義された平均パス数Ｎが、１．０５ないし１．６８の範囲であることを特徴とする熱交換器。
2. 前記請求項１に記載の熱交換器を搭載し、前記冷媒を二酸化炭素としたヒートポンプ給湯機。