JP2016138726A

JP2016138726A - 熱交換器

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Publication number: JP2016138726A
Application number: JP2015014837A
Authority: JP
Inventors: 轟　篤; Atsushi Todoroki; 篤轟; 隼次岡村; Junji Okamura; 賢司坂野上; Kenji Sakanoue
Original assignee: Panasonic Intellectual Property Management Co Ltd
Current assignee: Panasonic Intellectual Property Management Co Ltd
Priority date: 2015-01-28
Filing date: 2015-01-28
Publication date: 2016-08-04
Anticipated expiration: 2035-01-28
Also published as: CN105823271A; JP6575895B2; CN105823271B

Abstract

【課題】蒸発器における冷却効率ならびに耐腐食性を向上させること。
【解決手段】熱交換器１は、気体の流動方向と平行な列方向、および、気体の流動方向と直交する段方向に貫通穴が複数設けられ、各貫通穴の周囲に筒状のカラー部が設けられた複数の板状フィン２と、貫通穴を貫通してカラー部と接し、内部を冷媒が通過する伝熱管３と、を備え、伝熱管３の外径Ｄは７ｍｍ以上１０ｍｍ以下であり、複数の板状フィン２のフィンピッチＦｐは８ｍｍ以上１２ｍｍ以下であり、複数の板状フィン２は、各板状フィン２のカラー部が一方向に突出するように平行に配置され、複数の板状フィン２のうち、隣り合う板状フィン２の一方の板状フィン２のカラー部の端部は、他方の板状フィン２のカラー部が突出している面と反対側の面に接している。
【選択図】図１

Description

本発明は、空調冷凍装置に用いられる熱交換器に関するものである。

従来、スーパーマーケットやコンビニエンスストア等の店舗に設置されるショーケース用の冷凍装置では、店外に設置された冷凍機の圧縮機で圧縮された冷媒をガスクーラにて放熱した後、膨張弁に送り、この膨張弁にて減圧して膨張させる。そして、ショーケースに設けられた蒸発器にて蒸発させ、このときの冷媒の蒸発によりショーケースの庫内を冷却する。

また、自然環境の問題等から、ショーケース用の冷凍装置においてもＨＦＣ（Hydrofluorocarbon）系冷媒の代替品として自然冷媒である二酸化炭素を使用するものも開発されている（例えば、特許文献１を参照）。

また、近年では、冷凍装置への二酸化炭素冷媒の採用に併せ、冷凍装置に高圧化が求められるようになり、蒸発器に用いられる伝熱管にも、薄肉化とともに高強度化が求められている。

二酸化炭素冷媒は、ＨＦＣ系冷媒に比べて、ガス密度が高く粘性も小さいため、乾き度が小さい状態でも管摩擦に起因する圧力損失が少ない。そのため、ガスを送る配管を細径化できる。

しかし、冷凍機で用いられる蒸発器の冷凍効率は、冷媒の乾き度が大きい程小さくなるため、乾き度が大きい状態では、その分だけ冷媒循環量が多くなる。そのため、蒸発器を構成する伝熱管の管摩擦抵抗が大きくなり、蒸発器内での圧力損失が大きくなる。

このようなことから、蒸発器内を流れる冷媒流路を複数系統で構成した蒸発器も提案されている。この蒸発器では、蒸発器の入口部分で伝熱管を分流し、蒸発器の出口部分で伝熱管を合流させる。

特開２０１３−２４５８５７号公報

冷凍装置の蒸発器に用いられる熱交換器では、耐霜閉性が重要になる。熱交換器のフィンピッチ（板状フィンの間隔）が小さいと、蒸発器に着霜が発生した際に板状フィン間の隙間が閉塞されやすくなり、除霜処理を頻繁に行う必要が生じる。着霜による冷却効率の悪化を防ぐためには、伝熱管の管径によらず、フィンピッチをある程度大きくする必要がある。

一方、板状フィンにおいて、伝熱管が貫通する貫通穴の周囲にはカラー部が設けられるが、伝熱管が細径化するとカラー部の高背化が難しくなる。カラーの高さが所望のフィンピッチよりも小さいと、貫通穴に挿入した伝熱管の一部が露出する。この状態で蒸発器の使用を続けると、伝熱管がドレン水で腐食されるため、伝熱管に耐腐食剤をコーティングする必要がある。

本発明は、係る従来の技術的課題を解決するためになされたものであり、蒸発器における冷却効率ならびに耐腐食性を向上させることを目的とする。

前記目的を解決するため、本発明の熱交換器は、気体の流動方向と平行な列方向、および、気体の流動方向と直交する段方向に貫通穴が複数設けられ、各貫通穴の周囲に筒状のカラー部が設けられた複数の板状フィンと、貫通穴を貫通してカラー部と接し、内部を冷媒が通過する伝熱管と、を備え、伝熱管の外径Ｄは７ｍｍ以上１０ｍｍ以下であり、複数の板状フィンのフィンピッチＦｐは８ｍｍ以上１２ｍｍ以下であり、複数の板状フィンは、各板状フィンのカラー部が一方向に突出するように平行に配置され、複数の板状フィンのうち、隣り合う板状フィンの一方の板状フィンのカラー部の端部は、他方の板状フィンのカラー部が突出している面と反対側の面に接していることを特徴とする。

本発明によれば、伝熱管の外径Ｄが７ｍｍ以上１０ｍｍ以下の範囲で、フィンピッチが８ｍｍ以上１２ｍｍ以下となるようカラー部の高さを高くすることにより、蒸発器における冷却効率を向上させることができる。

また、隣り合う板状フィンの一方の板状フィンのカラー部の端部は、他方の板状フィンのカラー部が突出している面と反対側の面に接していることから、蒸発器の耐霜閉性を改善できる。また、係る構成とすることで、板状フィンの貫通穴に挿入した伝熱管の一部が露出することがなくなり、蒸発器の耐腐食性が向上する。

本発明の実施の形態に係る熱交換器の構成の一例を示す図図１に示した板状フィンの概略構成を示す図熱交換器における複数の板状フィンの配置を示す図伝熱管内の気液二相流の概念図Ｌｐ＝７２．８ｍｍ、Ｄｐ＝２１ｍｍの場合の冷凍装置の性能の計算結果を示す図Ｌｐ＝７２．８ｍｍ、Ｄｐ＝２１ｍｍの場合の管径とフィンピッチの関係を示す図Ｌｐ＝６５ｍｍ、Ｄｐ＝１９ｍｍの場合の冷凍装置の性能の計算結果を示す図Ｌｐ＝６５ｍｍ、Ｄｐ＝１９ｍｍの場合の管径とフィンピッチの関係を示す図Ｌｐ＝７５ｍｍ、Ｄｐ＝２５ｍｍの場合の冷凍装置の性能の計算結果を示す図Ｌｐ＝７５ｍｍ、Ｄｐ＝２５ｍｍの場合の管径とフィンピッチの関係を示す図

以下、本発明の実施形態について、図面を参照して詳細に説明する。なお、以下に説明する各実施の形態は一例であり、本発明はこの実施形態により限定されるものではない。

図１は、本発明の実施の形態に係る熱交換器１の構成の一例を示す図である。図２は、図１に示した板状フィン２の概略構成を示す図である。図３は、熱交換器１における複数の板状フィン２の配置を示す図である。

図１に示すように、熱交換器１は、板状フィン２、伝熱管３、管板４を備える。板状フィン２は、複数設けられ、各板状フィン２には、気体の流動方向（図１の実線の矢印、図２の点線の矢印で示される方向）と平行な列方向、および、気体の流動方向と直交する段方向に貫通穴２ａが複数設けられ、さらに各貫通穴２ａの周囲には筒状のカラー部２ｂが設けられる。

図１では、伝熱管３がみえるように、中央の管板４に隣接する板状フィン２と、両側の管板４に隣接する板状フィン２との間で板状フィン２が省略されているが、実際には多数の板状フィン２が隣接して設けられている。

複数の板状フィン２は、各板状フィン２のカラー部２ｂが一方向に突出するように平行に配置され、複数の板状フィン２のうち、隣り合う板状フィン２の一方の板状フィン２のカラー部２ｂの端部は、他方の板状フィン２のカラー部２ｂが突出している面と反対側の面に接している（図３を参照）。

このような構成により、板状フィン２の貫通穴２ａに挿入した伝熱管３が露出することがないので、伝熱管３がドレン水で腐食されることを防止できるため、伝熱管３に耐腐食剤をコーティングする必要がない。

伝熱管３は、内部を冷媒が通過する管であり、各板状フィン２に設けられた貫通穴２ａを貫通してカラー部２ｂと接し、熱交換器１の中央および両側で管板４により保持される。

冷媒としては、例えば、二酸化炭素冷媒が用いられる。二酸化炭素冷媒は、ＨＦＣ冷媒に比べてガス密度が高く粘性も小さいため、乾き度が小さい状態でも管摩擦に起因する圧力損失が少ない。そのため、ガスを送る配管を細径化できる。

また、伝熱管３には、例えば、高強度銅管が用いられる。これにより、伝熱管３をさらに細径化できるとともに、薄肉化により伝熱管３の内径を大きくすることができる。その結果、冷媒として用いる二酸化炭素の乾き度が大きくなり、その分だけ冷媒循環量が多くなった場合でも蒸発器内での圧力損失を抑えることができる。

本実施形態における熱交換器１では、板状フィン２の積層方向におけるフィンピッチＦｐ（図３を参照）は１０ｍｍ、フィン厚みＦｔ（図３を参照）は０．２５ｍｍ、熱交換器１の気体通過方向に沿った方向において隣接する伝熱管３の中心間距離である列ピッチＬｐ（図２を参照）は７２．８ｍｍ、熱交換器１の気体通過方向に対して直角である方向において隣接する伝熱管３の中心間距離である段ピッチＤｐ（図２を参照）は２１ｍｍ、伝熱管３の拡管後の外径Ｄは９．９ｍｍである。

また、伝熱管３は、熱交換器１の入口で第１系統と第２系統に分岐され、熱交換器１の出口で合流する。また、図１に示したように、第１系統の伝熱管３により、板状フィン２の前方側に２列に渡って蛇行状に配管流路が構成され、第２系統の伝熱管３により、板状フィン２の後方側に２列に渡って蛇行状に配管流路が構成されている。そして、第１系統、第２系統の伝熱管３は、気体通過方向からみて千鳥状に配置されている。

熱交換器１の伝熱性能と通風抵抗について、上述した形状パラメータの定性的傾向について以下に説明する。

熱交換器１（蒸発器）の耐霜閉性を改善するためにはフィンピッチＦｐを拡大することが有効であると考えられ、フィンピッチＦｐを拡大すると通風抵抗が減少する。そのため、風量増加を図ることができるが、収容可能な板状フィン２の数が減少するため伝熱面積は減少する。一方、フィンピッチＦｐを縮小すると伝熱面積は増加するが、通風抵抗が増加し、風量増加を図ることができない。

同様に、列ピッチＬｐ、段ピッチＤｐを拡大すると、フィン表面での熱伝達率は向上するが、伝熱管３の外周からフィン端部までの距離と伝熱との関係で定義されるフィン効率は低下する。また、通風抵抗が減少するため、風量増加を図ることができる。

加えてフィン厚さＦｔを拡大すると、フィン効率は向上するが、通風抵抗は増加する。一方フィン厚さＦｔを縮小すると、フィン効率は低下するが、通風抵抗は減少する。

以上ように、上述した形状パラメータには各々最適値があり、これを定量的に評価するため、以下に述べる手法にて熱交換器１の伝熱性能と通風抵抗を算出する。

一般に、空気と板状フィンの間の熱伝達率α［ｗ／ｍ^２・ｋ］は、次式で定義される。
α＝Ｎｕ×λ／Ｄｅ
Ｒｅ＝Ｕ×Ｄｅ／ν
Ｎｕ＝０．６６４×Ｒｅ^１／２×Ｐｒ^１／３（Ｒｅ＜３．２×１０^５の場合）
Ｎｕ＝０．０３７×Ｒｅ^０．８×Ｐｒ^１／３（Ｒｅ＞３．２×１０^５の場合）

ここで、Ｒｅはレイノルズ数、Ｎｕはヌッセルト数であり、これらの値は近似式により得られる。Ｐｒはプラントル数、λは空気の熱伝導率、νは空気の動粘性係数で、それぞれ常温常圧の場合に、Ｐｒ＝０．７２、λ＝０．０２６１［ｗ／ｍ・ｋ］、ν＝０．００００１６［ｍ^２／ｓ］という値となる。

また、代表長さＤｅ［ｍ］を次式により定義する。
Ｄｅ＝４×（Ｌｐ×Ｄｐ−π×Ｄ^２／４）×（Ｆｐ−Ｆｔ）／｛２×（Ｌｐ×Ｄｐ−π×Ｄ^２／４）＋π×Ｄ×（Ｆｐ−Ｆｔ）｝

板状フィン間の自由通過体積基準の風速Ｕ［ｍ／ｓ］と、熱交換器の前面風速Ｕｆ［ｍ／ｓ］との間の関係は、以下の式で定義される。
Ｕ＝Ｕｆ×Ｌｐ×Ｄｐ×Ｆｐ／｛（Ｌｐ×Ｄｐ−π×Ｄ^２／４）×（Ｆｐ−Ｆｔ）｝

さらに、フィン効率ηは次式で定義される。
η＝１／（１＋ψ×α）
ψ＝｛（４×Ｌｐ×Ｄｐ／π）^０．５−Ｄ｝^２×（４×Ｌｐ×Ｄｐ／π）^０．５／Ｄ^０．５／６／Ｆｔ／λｆ
ここで、λｆ［ｗ／ｍ・ｋ］は、板状フィンの熱伝導率である。

一方、空気と板状フィンの間の通風抵抗ΔＰ［Ｐａ］は次式で定義される。
ΔＰ＝２×Ｆ×Ｌｐ×Ｌｎ×ρ×Ｕ^２／Ｄｅ
Ｆ＝１４．２２７／Ｒｅ
ここで、Ｆは摩擦損失係数である。また、ρは空気の密度であり、常温常圧の場合には１．２［ｋｇ／ｍ^３］程度の値となる。

また、本実施形態における熱交換器１を空調冷凍装置に使用する場合、送風機の駆動力を低減することが重要となる。そのため、ここではさらに、送風機駆動力を考慮する。

送風機駆動力Ｐｆ［ｗ］は次式にて定義される。
Ｐｆ＝ΔＰ×Ｑ
ここで、Ｑは熱交換器を通過する空気流量［ｋｇ／ｓ］である。

また、伝熱管長手方向の長さをＷ［ｍ］、段数をＤｎとすると、これらと熱交換器の前面風速Ｕｆ［ｍ／ｓ］との間には、以下の関係がある。
Ｕｆ＝Ｑ／ρ／（Ｗ×Ｄｐ×Ｄｎ）

上述した空気流量Ｑは、段ピッチＤｐ、列ピッチＬｐ、フィンピッチＦｐ、フィン厚さＦｔ、伝熱管の外径ＤをそれぞれパラメータとしてΔＰを計算し、送風機駆動力Ｐｆ一定の条件で決定することができる。

この場合、熱交換器１の単位温度差当たりの熱交換量Ｅ［ｗ／ｋ］は次式により算出される。
Ｅ＝Ｑ×Ｈ×ε
ε＝１−ｅｘｐ（−Ｔ）
Ｔ＝Ａｏ×Ｋ／（Ｑ×Ｈ）
Ｋ＝１／（１／αｏ＋Ａｏ／Ａｉ／αｉ）
αｏ＝１／（Ａｏ／（Ａｐ＋η×Ａｆ）／α）
Ａｏ＝Ａｐ＋Ａｆ

ここで、Ｈ［ｗ／ｋｇ・ｋ］は空気比熱、εは温度効率、Ｋ［ｗ／ｍ^２・ｋ］は熱通過率、Ａｏ［ｍ^２］は熱交換器１の空気側全伝熱面積、Ａｐ［ｍ^２］は熱交換器１の空気側伝熱管伝熱面積、Ａｆ［ｍ^２］は熱交換器１の空気側フィン伝熱面積、Ａｉ［ｍ^２］は熱交換器１の冷媒側伝熱面積である。これらの面積は、熱交換器１の形状に依存する寸法、段ピッチＤｐ、列ピッチＬｐ、フィンピッチＦｐ、フィン厚さＦｔ、伝熱管３の外径Ｄが決まれば、算出可能な値である。

また、ＬｉｘｉｎＣｈｅｎｇらによる論文”Ｎｅｗｆｌｏｗｂｏｉｌｉｎｇｈｅａｔｔｒａｎｓｆｅｒｍｏｄｅｌａｎｄｆｌｏｗｐａｔｔｅｒｎｍａｐｆｏｒｃａｒｂｏｎｄｉｏｘｉｄｅｅｖａｐｏｒａｔｉｎｇｉｎｓｉｄｅｈｏｒｉｚｏｎｔａｌｔｕｂｅｓ, ＩｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌＪｏｕｒｎａｌｏｆＨｅａｔＴｒａｎｓｆｅｒ，４９，２００６，ｐ４０８２−４０９４”に記載されているように、熱交換器の管内を流れる流体の熱伝達率αｉ［ｗ／ｍ^２・ｋ］は、管内を流れる冷媒の状態に応じ、以下の式で求めることができる。

αｉ＝{θ_ｄｒｙ×α_ｖ＋（２π−θ_ｄｒｙ）×α_ｗｅｔ}
ここで、図４に示すように、θ_ｄｒｙは管内壁全周で液冷媒が存在しない領域の角度である。また、α_ｖ［ｗ／ｍ^２・ｋ］はガス冷媒の熱伝達率、α_ｗｅｔ［ｗ／ｍ^２・ｋ］は液冷媒の熱伝達率である。

さらに、ガス冷媒の熱伝達率α_ｖ［ｗ／ｍ^２・ｋ］、液冷媒の熱伝達率α_ｗｅｔ［ｗ／ｍ^２・ｋ］、核沸熱（nucleate boiling）伝達率α_ｎｂ［ｗ／ｍ^２・ｋ］、強制対流(convection boiling)熱伝達率α_ｃｂ［ｗ／ｍ^２・ｋ］は、以下の式で与えられる。

α_ｖ＝０．０２３×Ｒｅ_ｖ ^０．８×Ｐｒ_ｖ ^０．４×（ｋ_ｖ／Ｄ）
α_ｗｅｔ＝{（α_ｎｂ）^３＋（α_ｃｂ）^３}^１／３
α_ｎｂ＝１３１×Ｐｒ^{−０．００６３}×（−ｌｏｇ_１０Ｐｒ）^{−０．５５}×Ｍ×ｑ^{−０．５８}
α_ｃｂ＝０．０１３３×{４Ｇ（１−ｘ）δ／μ_Ｌ（１−β）}^０．６９×Ｐｒ_Ｌ ^０．４×（ｋ_Ｌ／δ）

ここで、Ｒｅ_ｖはガス冷媒のレイノルズ数、Ｐｒ_ｖはガス冷媒のプラントル数、ｋ_ｖ［ｗ／ｍ・ｋ］はガス冷媒の熱伝導率である。また、Ｇ［ｋｇ／ｍ^２・ｓ］は冷媒２相流の速度、Ｍ［ｋｇ／ｋｍｏｌ］は分子量、ｑ［Ｗ／ｍ^２］は熱流束、δ［ｍ］は管内の液冷媒の液膜厚さ（図４を参照）、ｘは乾き度(vapor quality)、μ_Ｌ［Ｎ・ｓ／ｍ^２］は液冷媒の粘性係数、βは断面蒸気体積率（cross-sectional vapor void fraction）、Ｐｒ_Ｌは液冷媒のプラントル数、ｋ_Ｌ［ｗ／ｍ・ｋ］は液冷媒の熱伝導率である。ここで、βは、図６に示したガス冷媒の存在割合を示すパラメータである。

図５は、列ピッチＬｐが７２．８ｍｍ、段ピッチＤｐが２１ｍｍである場合に、上述した計算式を利用して算出した｛冷凍能力／（空気側圧力損失×風速）｝、管径、および、フィンピッチの間の関係を示す図である。

ここでは、前面風速を１．１ｍ／ｓと一定にし、管径とフィンピッチをパラメータとして変化させ、｛冷凍能力／（空気側圧力損失×風速）｝の値を算出している。また、板状フィン２の段方向の長さを８４ｍｍ、列方向の長さを３３０ｍｍ、板状フィン２の厚さを０．２５ｍｍとした。

図５から、各フィンピッチにおいて、管径が大きくなるにつれ｛冷凍能力／（空気側圧力損失×風速）｝が大きくなり、ある管径で最大となり、その後小さくなることがわかる。

フィンピッチを小さくすると、板状フィン２間を空気流が通過する際の通風抵抗、すなわち空気側圧力損失が増加するため、冷凍能力が低下する傾向となる。一方、フィンピッチを拡大すると、所定のフィンピッチまでは冷凍能力は増加する。しかし、フィンピッチが適正範囲を超えると通風抵抗、すなわち空気側圧力損失は減少するが、伝熱面積が減少するため、冷凍能力が低下する傾向となる。

図６は、管径とフィンピッチの適正範囲を示す図である。図６において四角で表される点は、図５に実線矢印で示した各フィンピッチのグラフのピーク値に対応する。例えば、図５におけるフィンピッチが１０ｍｍのグラフでは、ピーク値に対応する管径がおよそ１０ｍｍである。そのため、図６には、フィンピッチが１０ｍｍ、管径がおよそ１０ｍｍの位置に四角で表される点が示されている。

また、三角で表される点は、図５に示した各グラフのピークよりも左側の点であって、各グラフのピーク値から１５％減少した点（図５の点線矢印で示される点）に対応する。この点を超えない範囲では、グラフの値は緩やかに減少するため、性能を高く維持しつつ冷凍装置を運転することが可能である。

例えば、図５におけるフィンピッチが１０ｍｍのグラフでは、管径がおよそ５．６ｍｍである場合に値がピーク値から１５％減少する。そのため、図６には、フィンピッチが１０ｍｍ、管径がおよそ５．６ｍｍの位置に三角で表される点が示されている。

図６に示した四角で表される点を結んだ直線と、三角で表される点を結んだ直線との間の領域にある管径、および、フィンピッチを選択すれば、図５に示したグラフのピーク値における性能と比べて１５％以内の性能が得られることになる。

ここで、管径が７ｍｍより小さくなると、製造技術的に板状フィン２に高さ８ｍｍを超えるフィンカラー（伝熱管を挿入する穴とカラー）を形成することが難しくなる。一方、管径を１０ｍｍより大きくすると、耐圧強度を上げるために管の肉厚を増やす必要があり、伝熱管をヘアピン形状に曲げることが困難となる。

また、フィンピッチを８ｍｍより小さくすると、前述のように、空気側圧力損失が増加するため、冷凍能力が低下する傾向となる。

また、本実施形態の熱交換器１では、フィンピッチを１２ｍｍ以上にするためにはフィンカラーの高さを１２ｍｍ以上にする必要がある。しかしながら、製造技術的に板状フィン２に高さ１２ｍｍを超えるフィンカラーを形成することは難しい。

このようなことから、図６の点線で示した範囲、すなわち、管径Ｄが７ｍｍ以上１０ｍｍ以下、フィンピッチＦｐが８ｍｍ以上１２ｍｍ以下の範囲が望ましい範囲といえる。

図７は、列ピッチＬｐが６５ｍｍ、段ピッチＤｐが１９ｍｍである場合の｛冷凍能力／（空気側圧力損失×風速）｝、管径、および、フィンピッチの間の関係を示す図である。また、図８は、この場合の管径とフィンピッチの適正範囲を示す図である。他の条件は、図５、図６の場合と同様である。

図６の場合と同様に、図８において四角で表される点は、図７に実線矢印で示した各フィンピッチのグラフのピーク値に対応する。また、三角で表される点は、図７に示した各グラフのピークよりも左側の点であって、各グラフのピーク値から１５％減少した点（図７の点線矢印で示される点）に対応する。

この場合も、図６に示した場合と同様に、図８の点線で示した範囲、すなわち、管径Ｄが７ｍｍ以上１０ｍｍ以下、フィンピッチＦｐが８ｍｍ以上１２ｍｍ以下の範囲が望ましい範囲として選択できる。この範囲であれば、図７に示したグラフのピーク値における性能と比べて１５％以内の性能が得られることになるためである。

なお、図８の点線で示した範囲の一部が、四角で表される点を結んだ直線の上側にあるが、この領域内の管径、および、フィンピッチを選択した場合も、冷媒循環量や風速を最適化することで、図７に示したグラフのピーク値における性能と比べて１５％以内の性能が得られる。

また、図９は、列ピッチＬｐが７５ｍｍ、段ピッチＤｐが２５ｍｍである場合の｛冷凍能力／（空気側圧力損失×風速）｝、管径、および、フィンピッチの間の関係を示す図である。また、図１０は、この場合の管径とフィンピッチの適正範囲を示す図である。他の条件は、図５、図６の場合と同様である。

図６の場合と同様に、図１０において四角で表される点は、図９に実線矢印で示した各フィンピッチのグラフのピーク値に対応する。また、三角で表される点は、図９に示した各グラフのピークよりも左側の点であって、各グラフのピーク値から１５％減少した点（図９の点線矢印で示される点）に対応する。

この場合も、図６に示した場合と同様に、図１０の点線で示した範囲、すなわち、管径Ｄが７ｍｍ以上１０ｍｍ以下、フィンピッチＦｐが８ｍｍ以上１２ｍｍ以下の範囲が望ましい範囲として選択できる。

なお、図１０の点線で示した範囲の一部が、三角で表される点を結んだ直線の下側にあるが、この領域内の管径、および、フィンピッチを選択した場合も、冷媒循環量や風速を最適化することで、図９に示したグラフのピーク値における性能と比べて１５％以内の性能が得られる。

また、列ピッチＬｐは７５ｍｍ以下、段ピッチＤｐは２５ｍｍ以下であることが望ましい。列ピッチが７５ｍｍ、段ピッチＤｐが２５ｍｍを越える場合は、熱交換器の配置容積を一定と考えたとき、板状フィン２の外形寸法に限度があるため、カラー部２ｂの数（貫通穴２ａの数）を少なくする必要がある。しかし、カラー部２ｂの数を少なくすると、伝熱管３の内部を流れる冷媒循環量を増加させることが必要となる。その結果、伝熱管３の管内圧損が増大し、熱交換器１の性能を悪化させる。この管内圧損は、管径が小さくなるほど大きくなる。

一方、段ピッチＤｐが１９ｍｍ、列ピッチＬｐが６５ｍｍより小さくなると、製造技術上、板状フィン２に高さ８ｍｍ以上のカラー部２ｂを形成することが難しい。このようなことから、段ピッチＤｐは１９ｍｍ以上、列ピッチＬｐは６５ｍｍ以上であることが望ましい。

上述してきたように、本発明によれば、伝熱管３の外径Ｄが７ｍｍ以上１０ｍｍ以下の範囲で、フィンピッチが８ｍｍ以上１２ｍｍ以下となるようカラー部２ｂの高さを高くすることにより、熱交換器１における冷却効率を向上させることができる。

また、隣り合う板状フィン２の一方の板状フィン２のカラー部２ｂの端部は、他方の板状フィン２のカラー部２ｂが突出している面と反対側の面に接していることから、熱交換器１の耐霜閉性を改善できる。また、係る構成とすることで、板状フィン２の貫通穴２ａに挿入した伝熱管３の一部が露出することがなくなり、熱交換器１の耐腐食性が向上する。

本発明に係る熱交換器は、空調冷凍装置に用いるのに好適である。

１熱交換器
２板状フィン
２ａ貫通穴
２ｂカラー部
３伝熱管
４管板

Claims

気体の流動方向と平行な列方向、および、前記気体の流動方向と直交する段方向に貫通穴が複数設けられ、各貫通穴の周囲に筒状のカラー部が設けられた複数の板状フィンと、
前記貫通穴を貫通して前記カラー部と接し、内部を冷媒が通過する伝熱管と、を備え、
前記伝熱管の外径Ｄは７ｍｍ以上１０ｍｍ以下であり、前記複数の板状フィンのフィンピッチＦｐは８ｍｍ以上１２ｍｍ以下であり、
前記複数の板状フィンは、各板状フィンのカラー部が一方向に突出するように平行に配置され、前記複数の板状フィンのうち、隣り合う板状フィンの一方の板状フィンのカラー部の端部は、他方の板状フィンの前記カラー部が突出している面と反対側の面に接していることを特徴とする熱交換器。
前記列方向における前記伝熱管の列ピッチＬｐは６５ｍｍ以上７５ｍｍ以下であり、前記段方向における前記伝熱管の段ピッチＤｐは１９ｍｍ以上２５ｍｍ以下である請求項１に記載の熱交換器。
前記冷媒は二酸化炭素冷媒である請求項１または２に記載の熱交換器。