JP2017026281A - 熱交換器 - Google Patents

Abstract

【課題】複数のチューブ群ごとにヘッダーを有する構成において、最適なチューブ群の数を設定することにより高性能化を図ることのできる熱交換器を提供する。
【解決手段】コア部２のチューブ群の配列数を３列とするとともに、チューブ２０の幅寸法Ｔｗごとに、チューブ１本当たりの熱媒体流通孔２１の数Ｎを設定し、チューブの幅寸法Ｔｗと流路断面積ＳとがＳ1 ≦Ｓ≦Ｓ2 の関係を満たすようにチューブ２０を形成するようにしたので、コア部２におけるチューブ群の配列数を吸熱能力の向上及び軽量化を図る上で最適な配列数とすることができるとともに、十分な冷媒流通量及び耐圧性を確保することができる。これにより、熱交換器全体のサイズに制約がある場合でも、軽量で高性能な熱交換器を構成することができ、部品の軽量化と高性能化が求められる車両用空気調和装置の蒸発器として用いる場合に極めて有利である。
【選択図】図１

Description

本発明は、例えば車両用空気調和装置の蒸発器として用いられる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、互いに上下に間隔をおいて配置された一対のヘッダーと、互いに熱交換器の幅方向に間隔をおいて配列され、各ヘッダーの周面に両端をそれぞれ接続された扁平状の複数のチューブと、各チューブの間に設けられた伝熱フィンとを備え、各ヘッダー間で各チューブを介して熱媒体を流通することにより、各チューブの外部を前後方向に流通する外部空気と各チューブ内の熱媒体とを熱交換するようにしたものが知られている。

前記熱交換器は、互いに前後方向に配列された複数のチューブ群を有し、熱媒体が前方のチューブ群から後方のチューブ群へと各ヘッダーを介して順次流通するようになっている。この場合、従来の熱交換器として、各チューブ群の一端側と他端側にそれぞれタンク状のヘッダーを一つずつ設けたものと（例えば、特許文献１参照）、チューブ群の一端側と他端側にそれぞれ円筒状のヘッダーを設けてなるコア部を前後方向に複数配列したものがある（例えば、特許文献２参照）。

特開２００５−３００１３５ 特開２０１５−５５４０８

前者の熱交換器では、ヘッダーが上下に分割された複数の部材からなり、これらの部材をろう付けで接合しているが、ヘッダーの内部は各チューブ群のチューブに連通する複数の流路に仕切られているため、流路を仕切る部分に接合不良が生ずると、ヘッダー内の流路間で熱媒体の漏洩が生ずることになる。しかしながら、完成後はヘッダーの内部を外部から目視により確認することができないため、非破壊でヘッダー内の接合不良の有無を検査することは不可能であった。特に、熱媒体として二酸化炭素冷媒を使用する熱交換器では、フロン冷媒の約１０倍の耐圧性を得るためにヘッダーの壁厚を大きくする必要があり、その分だけ重量の増加や加工性の低下を来すという問題点もあった。また、前者の熱交換器のヘッダーは、前後に配列された複数のチューブ群のチューブをすべて接続するために前後方向の幅が大きくなっており、その分だけ下方のヘッダーの上面に各チューブから流下する凝縮水が溜まりやすくなっている。このため、下方のヘッダーの上面に溜まった凝縮水が凍結し、凍結による周辺部材の破損を生ずるおそれがあった。

一方、後者の熱交換器では、円筒状のヘッダーがチューブ群ごとに独立して設けられているので、各チューブから流下した凝縮水は下方の各ヘッダーの間を通過して排出されるため、下方のヘッダー上に凝縮水が溜まることがないという利点がある。後者の熱交換器のように、複数のチューブ群ごとにヘッダーを有する構造では、チューブ群の数が多くなるほど熱交換面積が大きくなる点では有利であるが、熱交換器全体の最大寸法に制約がある場合は、各チューブの幅寸法が小さくなり、チューブ１本当たりの流路断面積が減少するとともに、熱媒体の流通経路が長くなって圧力損失が大きくなり、熱交換量が低下する。一方、チューブ群の数が少なくなると、各チューブの幅寸法が大きくなり、チューブ１本当たりの流路断面積も増加するとともに、熱媒体の流通経路も短くなって圧力損失も小さくなるが、熱交換器全体の最大寸法に制約がある場合は、ヘッダーの外径が大きくなる分、各チューブの長さが短くなってチューブ群に対する外部空気の流通面積が小さくなり、これにより熱交換量が低下する。従って、チューブ群ごとにヘッダーを有する熱交換器では、チューブ群の数によって熱交換量が変わるため、限られた全体寸法のもとで最大の熱交換量を得るために最適なチューブ群の数を設定することは困難であった。

本発明は前記課題に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、複数のチューブ群ごとにヘッダーを有する構成において、最適なチューブ群の数を設定することにより高性能化を図ることのできる熱交換器を提供することにある。

本発明は前記目的を達成するために、互いに径方向に間隔をおいて上下に配置された円筒状の一対のヘッダーと、互いにヘッダーの軸方向に間隔をおいて配置され、各ヘッダーに両端をそれぞれ接続された扁平状の複数のチューブとを備え、両端に前記ヘッダーを有する複数のチューブからなるチューブ群を空気流通方向に複数配列し、各チューブ群によって形成されるコア部を流通する空気と、各チューブ内の流路を形成する複数の熱媒体流通孔を流通する熱媒体とを熱交換する熱交換器において、前記ヘッダー及びチューブ群を空気流通方向に３つ配列することによって前記コア部を形成し、チューブの幅寸法をＴｗ、チューブ１本当たりの流路断面積をＳ、チューブ１本当たりの熱媒体流通孔の数をＮとすると、チューブの幅寸法Ｔｗは５ｍｍ以上１１ｍｍ以下であり、５ｍｍ≦Ｔｗ≦６ｍｍのとき３≦Ｎ≦５、６ｍｍ＜Ｔｗ≦７ｍｍのとき４≦Ｎ≦５、７ｍｍ＜Ｔｗ≦８ｍｍのとき５≦Ｎ≦６、８ｍｍ＜Ｔｗ≦９ｍｍのとき５≦Ｎ≦７、９ｍｍ＜Ｔｗ≦１０ｍｍのとき６≦Ｎ≦８、１０ｍｍ＜Ｔｗ≦１１ｍｍのとき７≦Ｎ≦９であり、チューブの幅寸法Ｔｗと流路断面積Ｓが、−０．００２４７０×Ｔｗ⁵ ＋０．０９５４２×Ｔｗ⁴ −１．４３６×Ｔｗ³ ＋１０．５０×Ｔｗ² −３７．０８×Ｔｗ＋５１．３１≦Ｓ≦０．００５６１６×Ｔｗ⁵ −０．２３１４×Ｔｗ⁴ ＋３．７４６×Ｔｗ³ −２９．７０×Ｔｗ² ＋１１５．４×Ｔｗ−１７３．９の関係を満たすようにしている。

これにより、コア部のヘッダー及びチューブ群の配列数を３列とするとともに、チューブの幅寸法Ｔｗごとに、チューブ１本当たりの熱媒体流通孔の数Ｎを設定し、チューブの幅寸法Ｔｗと流路断面積Ｓとが前記関係を満たすようにチューブが形成されることから、コア部におけるチューブ群の配列数を吸熱能力の向上及び軽量化を図る上で最適な配列数とすることができるとともに、十分な冷媒流通量及び耐圧性を確保することができる。

本発明によれば、コア部におけるヘッダー及びチューブ群の配列数を吸熱能力の向上及び軽量化を図る上で最適な配列数とすることができるとともに、十分な冷媒流通量及び耐圧性を確保することができるので、熱交換器全体のサイズに制約がある場合でも、軽量で高性能な熱交換器を構成することができ、例えば部品の軽量化と高性能化が求められる車両用空気調和装置の蒸発器として用いる場合に極めて有利である。

本発明の一実施形態を示す熱交換器の斜視図 ヘッダーの部分側面図 チューブの要部平面図 チューブの図３におけるＡ−Ａ線矢視方向断面図 ヘッダー及びチューブの一部断面部分斜視図 ヘッダー及びチューブの一部断面部分分解斜視図 ヘッダーへのチューブ挿入工程を示す平面図 ヘッダーへのチューブ挿入状態を示す平面図 熱交換器の側面断面図 熱交換器の要部分解平面断面図 熱交換器の要部平面断面図 熱交換器の要部分解平面図 熱交換器の要部平面図 コア部の冷媒流通経路を示す概略図 チューブ群が１列のコア部を示す側面及び正面図 チューブ群が２列のコア部を示す側面及び正面図 チューブ群が３列のコア部を示す側面及び正面図 チューブ群が４列のコア部を示す側面及び正面図 チューブ群が５列のコア部を示す側面及び正面図 ヘッダーの最小肉厚とチューブ群の数との関係を示すグラフ コア部の開口面積とチューブ群の数との関係を示すグラフ コア部の重量とチューブ群の数との関係を示すグラフ 圧力損失とチューブ群の数との関係を示すグラフ 単位重量当たりの吸熱量とチューブ群の数との関係を示すグラフ チューブ幅ごとの冷媒流通路及び流路断面積の関係を示す図 流路断面積とチューブ幅との関係を示すグラフ ヘッダーの内径とチューブ群の数との関係を示すグラフ ヘッダーの内径とコア幅との関係を示すグラフ ヘッダーの隙間に関する試験結果を示す図

図１乃至図２９は本発明の一実施形態を示すもので、例えば車両用空気調和装置の蒸発器として用いられ、熱媒体としての二酸化炭素冷媒を流通する熱交換器を示すものである。

この熱交換器は、熱交換器本体１のコア部２が、両端にヘッダーを有するチューブ群を前後方向に３つ配列することによって形成されている。

即ち、本実施形態の熱交換器は、互いに径方向に間隔をおいて上下に配置された円筒状の一対のヘッダー１０と、互いにヘッダー１０の軸方向に間隔をおいて配置され、各ヘッダー１０に両端をそれぞれ接続された扁平状の複数のチューブ２０とを備えている。

各ヘッダー１０は、アルミニウム等の金属を左右方向に延びる円筒状に形成した部材からなり、その側面（周壁面）には、各チューブ２０の端部がそれぞれ接続される複数の接続孔１１が互いにヘッダー１０の軸方向に等間隔で設けられている。接続孔１１はヘッダー１０の周方向に延びる長孔状に形成され、ヘッダー１０の周壁部を貫通するように形成されている。各ヘッダー１０は、熱交換器本体１の前後方向（空気流通方向）に３本ずつ近接して配列され、その軸方向の両端は蓋部材１２によってそれぞれ閉塞されている。蓋部材１２は熱交換器本体の前後方向に配列される３本のヘッダー１０の上端または下端開口部をそれぞれ閉塞する３つの蓋部１２ａを有し、各蓋部１２ａは互いに一体に形成されている。

各チューブ２０は、アルミニウム等の金属の押出成形品からなり、厚さ方向の寸法が幅方向の寸法に対して小さい扁平状に形成されている。また、チューブ２０の幅方向両端は半円形の曲面状に形成されている。チューブ２０には、チューブ２０内の流路を形成する複数の熱媒体流通孔２１が互いにチューブ２０の幅方向に等間隔で設けられ、各熱媒体流通孔２１は上下方向に長い断面長円形状に形成されている。熱媒体流通孔２１は、その中心を通る幅Ｌの最小値が１．６ｍｍ未満に形成されている。一般に、車両用空気調和装置にフロン冷媒（Ｒ−１３４ａ）を使用する場合は、熱媒体流通孔の中心を通る幅が１．６ｍｍのチューブが主に用いられるが、二酸化炭素冷媒を使用する本実施形態では、チューブ２０の壁厚を大きくして耐圧性を確保するために、熱媒体流通孔２１の中心を通る幅Ｌの最小値を１．６ｍｍ未満としている。

また、チューブ２０の端部側はヘッダー１０の接続孔１１に挿入される挿入部２２を形成しており、挿入部２２は他の部分（チューブ２０の長手方向中央側）よりも幅が狭くなっている。これにより、挿入部２２と他の部分との間には、チューブ挿入時に接続孔１１の縁部に係止する段差部２３が形成されている。また、挿入部２２は、段差部２３からチューブ２０の先端側に向かって徐々に幅が狭くなるように延びるテーパ部２２ａと、テーパ部２２ａからチューブ２０の先端まで同一幅で延びるストレート部２２ｂとからなり、テーパ部２２ａの基端側（段差部２３側）は接続孔１１と同等の幅寸法に形成されている。

ヘッダー１０にチューブ２０の端部を接続する場合は、チューブ２０の挿入部２２をヘッダー１０の接続孔１１に挿入するとともに、チューブ２０の段差部２３を接続孔１１の縁部に係止することにより、チューブ２０がヘッダー１０に対して挿入方向に位置決めされる。その際、挿入部２２の先端側のストレート部２ｂがテーパ部２２ａによって接続孔１１よりも幅寸法が小さくなっているので、挿入部２２を接続孔１１に容易に挿入することができる。

各伝熱フィン３０は、アルミニウム等の金属板を波形状に形成した部材からなり、それぞれ各チューブ２０の間に配置されるとともに、熱交換器の幅方向両側に配置されるチューブ２０の外側にも配置されている。

前記熱交換器は、両端にヘッダー１０が接続された複数のチューブ２０からなる３つのチューブ群（前方から順に第１のチューブ群２０ａ、第２のチューブ群２０ｂ、第３のチューブ群２０ｃを前後方向に配列することによってコア部２を形成している。各チューブ２０の間には伝熱フィン３０が配置され、熱交換器本体１の幅方向両端側のチューブ２０の外側に配置される伝熱フィン３０は、チューブ２０に沿って延びる端板３１によってそれぞれ覆われる。各端板３１は長手方向両端側をチューブ２０側に屈曲するとともに、各チューブ群２０ａ，２０ｂ，２０ｃの伝熱フィン３０を全て覆う幅に形成されている。更に、第１のチューブ群２０ａの下方のヘッダー１０の一端には流入パイプ１３が接続され、第３のチューブ群２０ｃの下方のヘッダー１０の一端には流出パイプ１４が接続されている。

また、各チューブ群２０ａ，２０ｂ，２０ｃの下方のヘッダー１０は互いに連通部材１５を介して連通している。この場合、第１及び第２のチューブ群２０ａ，２０ｂの下方のヘッダー１０の軸方向方向半分（図中左側）が互いに連通し、第２及び第３のチューブ群２０ｂ，２０ｃの下方のヘッダー１０の軸方向方向半分（図中右側）が互いに連通している。

連通部材１５は、ヘッダー１０の軸方向に延びる板状部１５ａと、ヘッダー１０に接続される複数の接続部１５ｂとからなり、各接続部１５ａは互いにヘッダー１０の軸方向に間隔をおいて設けられている。各接続部１５ａは連通部材１５の厚さ方向外側に向かって突出するように形成され、各接続部１５ａにはヘッダー１０同士を連通する連通孔１５ｃが連通部材１５を厚さ方向に貫通するように設けられている。下方に配置される各ヘッダー１０には、連通部材１５が接続される複数の接続孔１６が設けられ、各接続孔１６はヘッダー１０同士の連通位置に熱交換器本体の前後方向に向かって開口するように形成されている。

即ち、第１及び第２のチューブ群２０ａ，２０ｂの下方のヘッダー１０の間と、第２及び第３のチューブ群２０ｂ，２０ｃの下方のヘッダー１０の間にそれぞれ連通部材１５が配置され、ヘッダー１０の接続孔１６に連通部材１５の接続部１５ａを挿入することにより、各チューブ群２０ａ，２０ｂ，２０ｃの下方のヘッダー１０同士が連通部材１５を介して接続されている。この場合、各ヘッダー１０の間には、連通部材１５の板状部１５ａが介在しており、板状部１５ａの厚さ分の隙間Ａが形成されている。

また、第２のチューブ群２０ｂの下方のヘッダー１０には、ヘッダー１０内の軸方向中央を仕切る仕切板１７が設けられ、第２のチューブ群２０ｂの下方のヘッダー１０内が、第１のチューブ群２０ａの下方のヘッダー１０と連通する第１の空間２０ｂ−１と、第３のチューブ群２０ｃの下方のヘッダー１０と連通する第２の空間２０ｂ−２に仕切られている。

以上のように構成された熱交換器は、車両用空気調和装置の冷凍回路（図示せず）の冷媒が流入パイプ１３から流入し、各チューブ群２０ａ，２０ｂ，２０ｃを順次流通した後、流出パイプ１４から流出するようになっている。その際、流入パイプ１３から流入した冷媒が、図１４に示すように第１のチューブ群２０ａの上方のヘッダー１０から第１のチューブ群２０ａを介して第１のチューブ群２０ａの下方のヘッダー１０に流入し、一方の連通部材１５の連通孔１５ｃを介して第２のチューブ群２０ｂにおける下方のヘッダー１０の第１の空間２０ｂ−１に流入する。次に、第１の空間２０ｂ−１の冷媒が第２のチューブ群２０ｂの図中左半分を流通した後、第２のチューブ群２０ｂの上方のヘッダー１０を介して第２のチューブ群２０ｂの図中右半分を流通し、第２のチューブ群２０ｂにおける下方のヘッダー１０の第２の空間２０ｂ−２に流入する。この後、第２の空間２０ｂ−２の冷媒が、他方の連通部材１５の連通孔１５ｃを介して第３のチューブ群２０ｃにおける下方のヘッダー１０に流入した後、第３のチューブ群２０ｃを流通し、第３のチューブ群２０ｃの上方のヘッダー１０に流入して流出パイプ１４から流出する。各チューブ群２０ａ，２０ｂ，２０ｃによって形成されるコア部２には、車室内空気が熱交換器本体の後方から前方に向かって流通し、車室内空気と各チューブ群２０ａ，２０ｂ，２０ｃの冷媒とが熱交換される。

本実施形態のようにコア部２が複数のチューブ群２０ａ，２０ｂ，２０ｃごとにヘッダー１０を有する構造では、チューブ群の数により、ヘッダーの肉厚、コア部の開口面積、コア部２の重量、圧力損失、単位重量当たりの吸熱量（熱交換量）が変わる。そこで、コア部２の高さ方向の寸法Ｈを２３０ｍｍ、コア部２の左右方向の寸法Ｗを２００ｍｍ、コア部２の幅寸法Ｆｄ（前後方向の寸法）を３０ｍｍ、４０ｍｍ、５０ｍｍ、図１５乃至図１９に示すようにチューブ群の数を１〜５とした場合について、以下の考察により最適なチューブ群の数を検討した。尚、伝熱フィンはコア部２の高さ方向の寸法に応じて波形の屈曲部の数を増減し、チューブ２０の幅寸法はヘッダー１０の内径と等しい寸法とし、チューブ２０の流路断面積はチューブ２０の幅寸法に比例するものとした。

ヘッダー１０の肉厚については、ヘッダー１０（管）の外径をＤｏ［ｍｍ］、設計圧力をＰ［ＭＰａ］、材料の許容引張応力をσａ［Ｎ／ｍｍ² ］、溶接継手の効率をηとすると、ヘッダー１０の最小肉厚ｔ［ｍｍ］は以下の式(1) により求まる（冷凍保安規則関係例示基準２３．６．１より）。

ｔ＝（Ｐ・Ｄｏ）／（２σａ・η＋０．８Ｐ） …(1)
ここで、Ｐ＝４２ＭＰａ、σａ＝９５Ｎ／ｍｍ² 、η＝１、Ｄｏをコア部２の幅寸法Ｆｄとチューブ群の数（前後方向のヘッダーの数）から決まるヘッダー１本当たりの外径とすると、ヘッダー１０の最小肉厚ｔとチューブ群の数との関係は図２０のグラフのようになる。このグラフによれば、いずれのコア幅Ｆｄ（３０ｍｍ、４０ｍｍ、５０ｍｍ）においても、チューブ群の数が少ないほどヘッダー１０の最小肉厚が大きくなり、チューブ群の数が多いほどヘッダー１０の最小肉厚が小さくなることがわかる。

次に、コア部２の開口面積については、コア部２の開口部の高さをＨ′とすると、コア部２の高さ寸法Ｈから上下２本のヘッダー１０の外径Ｄｏを減じた高さがＨ′（＝Ｈ−２Ｄｏ）となるから、コア部２の開口面積Ｍは以下の式(2) により求まる。

Ｍ＝Ｈ′×Ｗ …(2)
上記式(2) により、コア部２の開口面積Ｍとチューブ群の数との関係は図２１のグラフのようになる。このグラフによれば、いずれのコア幅Ｆｄにおいても、チューブ群の数が少ないほどコア部２の開口面積Ｍが小さくなり、チューブ群の数が多いほどコア部２の開口面積Ｍが大きくなることがわかる。

コア部２の重量については、図２０に示すヘッダー１０の最小肉厚ｔとチューブ群の数との関係から、コア部２の重量とチューブ群の数との関係は図２２のグラフのようになる。このグラフによれば、いずれのコア幅Ｆｄ（３０ｍｍ、４０ｍｍ、５０ｍｍ）においても、チューブ群の数が少ないほどコア部２の重量が大きくなり、チューブ群の数が多いほどコア部２の重量が小さくなることがわかる。

圧力損失及び単位重量当たりの吸熱量については、冷媒の条件を、熱交換器（蒸発器）の入口エンタルピが２７２ｋＪ／ｋｇ、出口圧力が３．４ＭＰａＧ、出口過熱度が２Ｋ以下、入口圧力及び冷媒循環量が成り行き、冷媒が二酸化炭素冷媒とし、コア部２を流通する空気の条件を、温度が４０℃、湿度が４０％、風量が４２０ｍ³ ／ｈとして、圧力損失及び単位重量当たりの吸熱量を実験及びシミュレーションにより求めた。

実験及びシミュレーションの結果、圧力損失とチューブ群の数との関係は図２３のグラフのようになる。このグラフによれば、いずれのコア幅Ｆｄ（３０ｍｍ、４０ｍｍ、５０ｍｍ）においても、チューブ群の数が少ないほど圧力損失が小さく、チューブ群の数が多いほど圧力損失が大きいことがわかる。

また、単位重量当たりの吸熱量とチューブ群の数との関係は図２４のグラフのようになる。このグラフによれば、いずれのコア幅Ｆｄ（３０ｍｍ、４０ｍｍ、５０ｍｍ）においても、単位重量当たりの吸熱量は、チューブ群の数が３つの場合が最も高く、チューブ群の数が３つよりも少ないほど低く、チューブ群の数が３つよりも多いほど低くなることがわかる。

以上より、コア部２のチューブ群の数が多いほど、コア部２の開口面積が大きく、熱交換面積を大きくできる点と、コア部２の重量が小さく、軽量化できる点では有利であるが、チューブ群の数が多いと各チューブ２０の幅寸法が小さくなり、チューブ１本当たりの流路断面積が減少するとともに、冷媒の流通経路が長くなって圧力損失が大きくなり、熱交換量が低下する点で不利となる。一方、チューブ群の数が少なくなると、各チューブの幅寸法が大きくなり、チューブ１本当たりの流路断面積も増加するとともに、冷媒の流通経路も短くなって圧力損失も小さくなる点で有利であるが、ヘッダー１０の外径寸法が大きくなる分、コア部２の開口面積が小さくなり、熱交換面積が減少する点と、コア部２の重量が大きくなり、軽量化が図れない点でも不利である。従って、ヘッダー１０の肉厚、コア部２の開口面積、コア部の重量、圧力損失の評価のみでは、最適なチューブ群の数を決定することは困難である。

これに対し、単位重量当たりの吸熱量は、チューブ群の数が３つの場合が最も多いという評価結果が得られた。即ち、コア部２のチューブ群の数を３つとすることにより、他のチューブ群の数に比べて最も軽量で吸熱能力の高い熱交換器を構成することができる。

一方、チューブ２０の幅寸法が等しくても、チューブ２０の流路を形成する熱媒体流通孔２１の数によってチューブ１本当たりの流路断面積は異なる。そこで、性能面及び耐圧面で有利となるようにチューブの幅と流路断面積との関係を設定する。

即ち、チューブの幅寸法をＴｗ［ｍｍ］、チューブ１本当たりの流路断面積をＳ［ｍｍ² ］、チューブ１本当たりの熱媒体流通孔２１の数をＮ、チューブの幅寸法Ｔｗを５ｍｍ以上１１ｍｍ以下とし、熱媒体流通孔２１の数をＮとしたチューブの幅寸法Ｔｗに対する流路断面積Ｓの最小値及び最大値を実験及びシミュレーションにより求めた。この場合、流路断面積Ｓの最小値は十分な冷媒流通量を確保することのできる最小限の流路断面積であり、流路断面積Ｓの最大値は十分な耐圧性を確保することのできる最大限の流路断面積である。また、チューブ幅ごとの熱媒体流通孔２１の数Ｎの最小値は、そのチューブ幅において十分な冷媒流通量を確保することのできる最小限の熱媒体流通孔２１の数であり、チューブ幅ごとの熱媒体流通孔２１の数Ｎの最大値は、そのチューブ幅において十分な耐圧性を確保することのできる最大限の熱媒体流通孔２１の数である。図２５に示すように、シミュレーションの結果は以下のとおりである
チューブ２０の幅寸法Ｔｗが５ｍｍのとき、熱媒体流通孔２１の数Ｎの最小値は３、Ｎの最大値は４、流路断面積Ｓの最小値は０．８８９ｍｍ² 、Ｓの最大値は１．７９７ｍｍ² であった。

チューブ２０の幅寸法Ｔｗが６ｍｍのときは、熱媒体流通孔２１の数Ｎの最小値は４、Ｎの最大値は５、流路断面積Ｓの最小値は１．１８５ｍｍ² 、Ｓの最大値は２．２４６ｍｍ² であった。

チューブ２０の幅寸法Ｔｗが７ｍｍのときは、熱媒体流通孔２１の数Ｎの最小値は５、Ｎの最大値は５、流路断面積Ｓの最小値は１．４８２ｍｍ² 、Ｓの最大値は２．２４６ｍｍ² であった。

チューブ２０の幅寸法Ｔｗが８ｍｍのときは、熱媒体流通孔２１の数Ｎの最小値は５、Ｎの最大値は６、流路断面積Ｓの最小値は１．４８２ｍｍ² 、Ｓの最大値は２．６９５ｍｍ² であった。

チューブ２０の幅寸法Ｔｗが９ｍｍのときは、熱媒体流通孔２１の数Ｎの最小値は６、Ｎの最大値は７、流路断面積Ｓの最小値は１．７７８ｍｍ² 、Ｓの最大値は３．１４５ｍｍ² であった。

チューブ２０の幅寸法Ｔｗが１０ｍｍのときは、熱媒体流通孔２１の数Ｎの最小値は７、Ｎの最大値は８、流路断面積Ｓの最小値は２．０７４ｍｍ² 、Ｓの最大値は３．５９４ｍｍ² であった。

チューブ２０の幅寸法Ｔｗが１１ｍｍのときは、熱媒体流通孔２１の数Ｎの最小値は８、Ｎの最大値は９、流路断面積Ｓの最小値は２．３７１ｍｍ² 、Ｓの最大値は４．０４３ｍｍ² であった。

以上の結果より、チューブ２０の幅寸法Ｔｗが５ｍｍ以上１１ｍｍ以下において、流路断面積Ｓの最小値Ｓ1 の近似曲線は以下の式(3) であらわされ、流路断面積Ｓの最大値Ｓ2 の近似曲線は以下の式(4) であらわされる。尚、流路断面積Ｓとチューブの幅Ｔｗとの関係は図２６のグラフのようになり、図２６には最小値Ｓ1 の近似曲線と流路断面積Ｓの最大値Ｓ2 の近似曲線を示す。

Ｓ1 ＝−０．００２４７０×Ｔｗ⁵ ＋０．０９５４２×Ｔｗ⁴ −１．４３６×Ｔｗ³ ＋１０．５０×Ｔｗ² −３７．０８×Ｔｗ＋５１．３１ …(3)
Ｓ2 ＝０．００５６１６×Ｔｗ⁵ −０．２３１４×Ｔｗ⁴ ＋３．７４６×Ｔｗ³ −２９．７０×Ｔｗ² ＋１１５．４×Ｔｗ−１７３．９ …(4)
従って、チューブ１本当たりの熱媒体流通孔２１の数Ｎが、５ｍｍ≦Ｔｗ≦６ｍｍのとき３≦Ｎ≦５、６ｍｍ＜Ｔｗ≦７ｍｍのとき４≦Ｎ≦５、７ｍｍ＜Ｔｗ≦８ｍｍのとき５≦Ｎ≦６、８ｍｍ＜Ｔｗ≦９ｍｍのとき５≦Ｎ≦７、９ｍｍ＜Ｔｗ≦１０ｍｍのとき６≦Ｎ≦８、１０ｍｍ＜Ｔｗ≦１１ｍｍのとき７≦Ｎ≦９であり、チューブ２０の幅寸法Ｔｗと流路断面積Ｓが、Ｓ1 ≦Ｓ≦Ｓ2 の関係を満たすようにチューブ１本当たりの熱媒体流通孔２１の数Ｎ及び流路断面積Ｓを設定することにより、十分な冷媒流通量と耐圧性を確保することができる。

このように、本実施形態によれば、コア部２のチューブ群の配列数を３列とするとともに、チューブ２０の幅寸法Ｔｗごとに、チューブ１本当たりの熱媒体流通孔２１の数Ｎを設定し、チューブの幅寸法Ｔｗと流路断面積Ｓとが上記Ｓ1 ≦Ｓ≦Ｓ2 の関係を満たすようにチューブ２０を形成するようにしたので、コア部２におけるチューブ群の配列数を吸熱能力の向上及び軽量化を図る上で最適な配列数とすることができるとともに、十分な冷媒流通量及び耐圧性を確保することができる。これにより、熱交換器全体のサイズに制約がある場合でも、軽量で高性能な熱交換器を構成することができ、部品の軽量化と高性能化が求められる車両用空気調和装置の蒸発器として用いる場合に極めて有利である。

また、ヘッダー１０の内径Ｄは、前述のように、ヘッダー１０の外径Ｄｏ、設計圧力Ｐ、材料の許容引張応力σａ、溶接継手の効率ηが決まれば、前記式(1) によりヘッダーの最小肉厚ｔ［ｍｍ］を求めることにより、ヘッダー１０の内径Ｄ［ｍｍ］が設定される。ここで、前述と同様、Ｐ＝４２ＭＰａ、σａ＝９５Ｎ／ｍｍ² 、η＝１、Ｄｏをコア部２の幅寸法Ｆｄとチューブ群の数（前後方向のヘッダーの数）から決まるヘッダー１本当たりの外径とし、前後方向に配列されるヘッダー１０同士の隙間Ａを１ｍｍ、２ｍｍ、３ｍｍとした場合、ヘッダー１０の内径Ｄとチューブ群の数との関係は図２７のグラフのようになる。

ここで、コア部２におけるヘッダー１０及びチューブ群の配列数を３列とし、ヘッダー１０の内径Ｄとチューブ２０の幅寸法Ｔｗが等しく、ヘッダー１０同士の隙間Ａを１ｍｍ〜３ｍｍとした場合、ヘッダー１０の内径Ｄの最小値及び最大値を実験及びシミュレーションにより求めた。この場合、ヘッダー１０の内径Ｄの最小値は十分な冷媒流通量を確保することのできる最小限の内径であり、ヘッダー１０の内径Ｄの最大値は十分な耐圧性を確保することのできる最大限の内径である。シミュレーションの結果、ヘッダー１０の内径Ｄとコア部２の幅寸法Ｆｄとの関係は図２８のグラフのようになる。

即ち、コア部２の幅寸法Ｆｄが３０ｍｍ以上５０ｍｍ以下において、ヘッダー１０の内径Ｄの最小値Ｄ1 ［ｍｍ］は以下の式(5) であらわされ、ヘッダー１０の内径Ｄの最大値Ｄ2 ［ｍｍ］は以下の式(6) であらわされる。

Ｄ1 ＝０．２０８１×Ｆｄ−１．２４８７ …(5)
Ｄ2 ＝０．２０８１×Ｆｄ−０．４１６２ …(6)
従って、コア部２の幅寸法Ｆｄとヘッダーの内径Ｄが、Ｄ1 ≦Ｄ≦Ｄ2 の関係を満たすようにヘッダー１０を形成することにより、十分な冷媒流通量と耐圧性を確保することができる。

また、前記構成において、各ヘッダーのうち前後方向に隣り合うヘッダー１０同士の隙間Ａを０．５ｍｍ〜２ｍｍとし、各ヘッダー１０間に水が表面張力により液ブリッジを生ずるか否かの試験を行った。

この試験では、ヘッダー１０と同じ材質のパイプを２本平行に配置し、径方向の隙間Ａを０．５ｍｍ、１．０ｍｍ、１．５ｍｍ、２．０ｍｍとした場合の液ブリッジの発生状態を目視により確認した。

試験の結果、図２９に示すように、隙間Ａが０．５ｍｍでは各パイプ間に広い範囲に亘って液ブリッジが形成され、隙間Ａが１．０ｍｍでは各パイプ間の狭い範囲で液ブリッジが形成された。また、隙間Ａが１．５ｍｍでは各パイプ間のごく狭い範囲のみに液ブリッジが形成され、隙間Ａが２．０ｍｍでは各パイプ間に液ブリッジは形成されなかった。これにより、隙間Ａが１．０ｍｍ以上であれば、各パイプ間の排水性はほぼ良好であると判定した。

従って、ヘッダー１０同士の隙間Ａを１ｍｍ以上にすることにより、ヘッダー１０間の排水性を十分に確保することができるので、チューブ２０や伝熱フィン３０から下方のヘッダー１０に流下した凝縮水がヘッダー１０間に容易に溜まることがなく、ヘッダー１０間に溜まった凝縮水の凍結による周辺部材の破損防止に効果的である。この場合、隙間Ａが２．０ｍｍであれば十分な排水性を確保することができるが、ヘッダー１０の表面性状（傷、汚れ等）によっては排水性が低下する場合があることを考慮し、隙間Ａを３．０ｍｍ以下とする。これにより、ヘッダー１０間から凝縮水を確実に排水することができるとともに、隙間Ａが大きすぎることによってコア部２が前後方向に無用に大型化することがないという利点がある。

また、本実施形態では、各ヘッダー１０のうち互いに前後方向に隣り合う下方のヘッダー１０の間に配置され、ヘッダー１０同士を連通する板状の連通部材１５を備え、連通部材１５の板状部１５ａの厚さによってヘッダー１０間に前記隙間Ａを形成するようにしたので、連通部材１５の板状部１５ａの厚さを設定することにより、ヘッダー１０間の隙間Ａを設定することができ、ヘッダー１０間の隙間Ａを容易且つ正確に形成することができる。

また、本実施形態では、前記コア部２が、前方から順に配置された第１、第２及び第３のチューブ群２０ａ，２０ｂ，２０ｃからなり、第１のチューブ群２０ａの上下方向一方のヘッダー１０の軸方向一端側の流入パイプ１３から流入した冷媒が第１のチューブ群２０ａを流通して第１のチューブ群２０ａの上下方向他方のヘッダー１０に流入し、第１のチューブ群２０ａの上下方向他方のヘッダー１０から第２のチューブ群２０ｂの上下方向一方のヘッダー１０の第１の空間２０ｂ−１に流入した冷媒が第２のチューブ群２０ｂの一部を流通して第２のチューブ群２０ｂの上下方向他方のヘッダー１０に流入し、第２のチューブ群２０ｂの上下方向他方のヘッダー１０に流入した冷媒が第２のチューブ群２０ｂの他の部分を流通して第２のチューブ群の上下方向一方のヘッダー１０の第２の空間２０ｂ−２に流入し、第２のチューブ群２の上下方向一方のヘッダー１０の第２の空間２０ｂ−２に流入した冷媒が第３のチューブ群２０ｃの上下方向一方のヘッダー１０に流入し、第３のチューブ群２０ｃの上下方向一方のヘッダー１０に流入した冷媒が第３のチューブ群２０ｃを流通して第３のチューブ群２０ｃの上下方向他方のヘッダー１０に流入し、第３のチューブ群２０ｃの上下方向他方のヘッダー１０の軸方向一端側の流出パイプ１４から流出するように形成したので、流入パイプ１３及び流出パイプ１４を上方のヘッダー１０の一端側にそれぞれ配置することができ、流入パイプ１３及び流出パイプ１４への配管を容易に行うことができる。

１…熱交換器本体、２…コア部、１０…ヘッダー、１５…連通部材、２０…チューブ、２０ａ…第１のチューブ群、２０ｂ…第２のチューブ群、２０ｂ−１…第１の空間、２０ｂ−２…第２の空間、２０ｃ…第３のチューブ群、２１…熱媒体流通孔。

Claims (5)

1. 互いに径方向に間隔をおいて上下に配置された円筒状の一対のヘッダーと、互いにヘッダーの軸方向に間隔をおいて配置され、各ヘッダーに両端をそれぞれ接続された扁平状の複数のチューブとを備え、両端に前記ヘッダーを有する複数のチューブからなるチューブ群を空気流通方向に複数配列し、各チューブ群によって形成されるコア部を流通する空気と、各チューブ内の流路を形成する複数の熱媒体流通孔を流通する熱媒体とを熱交換する熱交換器において、
   前記ヘッダー及びチューブ群を空気流通方向に３つ配列することによって前記コア部を形成し、
   チューブの幅寸法をＴｗ、チューブ１本当たりの流路断面積をＳ、チューブ１本当たりの熱媒体流通孔の数をＮとすると、
   チューブの幅寸法Ｔｗは５ｍｍ以上１１ｍｍ以下であり、
   ５ｍｍ≦Ｔｗ≦６ｍｍのとき３≦Ｎ≦５、６ｍｍ＜Ｔｗ≦７ｍｍのとき４≦Ｎ≦５、７ｍｍ＜Ｔｗ≦８ｍｍのとき５≦Ｎ≦６、８ｍｍ＜Ｔｗ≦９ｍｍのとき５≦Ｎ≦７、９ｍｍ＜Ｔｗ≦１０ｍｍのとき６≦Ｎ≦８、１０ｍｍ＜Ｔｗ≦１１ｍｍのとき７≦Ｎ≦９であり、
   チューブの幅寸法Ｔｗと流路断面積Ｓが、−０．００２４７０×Ｔｗ⁵ ＋０．０９５４２×Ｔｗ⁴ −１．４３６×Ｔｗ³ ＋１０．５０×Ｔｗ² −３７．０８×Ｔｗ＋５１．３１≦Ｓ≦０．００５６１６×Ｔｗ⁵ −０．２３１４×Ｔｗ⁴ ＋３．７４６×Ｔｗ³ −２９．７０×Ｔｗ² ＋１１５．４×Ｔｗ−１７３．９の関係を満たす
   ことを特徴とする熱交換器。
2. 前記コア部の空気流通方向の寸法をＦｄ、ヘッダーの内径をＤとすると、
   コア部の空気流通方向の寸法Ｆｄは３０ｍｍ以上５０ｍｍであり、
   コア部の空気流通方向の寸法Ｆｄとヘッダーの内径Ｄが、０．２０８１×Ｆｄ−１．２４８７≦Ｄ≦０．２０８１×Ｆｄ−０．４１６２の関係を満たす
   ことを特徴とする請求項１記載の熱交換器。
3. 前記各ヘッダーのうち互いに空気流通方向に隣り合うヘッダー同士の隙間は１ｍｍ以上３ｍｍ以下である
   ことを特徴とする請求項１または２記載の熱交換器。
4. 前記各ヘッダーのうち互いに空気流通方向に隣り合うヘッダーの間に配置され、ヘッダー同士を連通する板状の連通部材を備え、
   連通部材の厚さによってヘッダー間に隙間を形成した
   ことを特徴とする請求項１、２または３記載の熱交換器。
5. 前記コア部は、前方から順に配置された第１、第２及び第３のチューブ群からなり、
   第１のチューブ群の上下方向一方のヘッダーの軸方向一端側から流入した熱媒体が第１のチューブ群を流通して第１のチューブ群の上下方向他方のヘッダーに流入し、第１のチューブ群の上下方向他方のヘッダーから第２のチューブ群の上下方向一方のヘッダーの一部に流入した熱媒体が第２のチューブ群の一部を流通して第２のチューブ群の上下方向他方のヘッダーに流入し、第２のチューブ群の上下方向他方のヘッダーに流入した熱媒体が第２のチューブ群の他の部分を流通して第２のチューブ群の上下方向一方のヘッダーの他の部分に流入し、第２のチューブ群の上下方向一方のヘッダーの他の部分に流入した熱媒体が第３のチューブ群の上下方向一方のヘッダーに流入し、第３のチューブ群の上下方向一方のヘッダーに流入した熱媒体が第３のチューブ群を流通して第３のチューブ群の上下方向他方のヘッダーに流入し、第３のチューブ群の上下方向他方のヘッダーの軸方向一端側から流出するように形成した
   ことを特徴とする請求項１、２または３記載の熱交換器。

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