JP2019049385A

JP2019049385A - 熱交換器及びそれを用いたヒートポンプ装置及び冷却装置

Info

Publication number: JP2019049385A
Application number: JP2017173634A
Authority: JP
Inventors: 遠藤　和広; Kazuhiro Endo; 和広遠藤; 博光清野; Hiromitsu Kiyono
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 2017-09-11
Filing date: 2017-09-11
Publication date: 2019-03-28

Abstract

【課題】本発明は、伝熱管内の気液二相冷媒のスラグ流から環状流への遷移領域で発生するドライアウトによる蒸発伝熱性能の低下を抑える熱交換器を提供することを目的とする。【解決手段】気液二相冷媒を直線状に流す伝熱流路を有し、前記伝熱流路の流路方向の中間部に流路断面積を連続的に拡大し、その後、流路断面積を連続的に縮小する流路断面変化領域を備える熱交換器。【選択図】図３

Description

本発明は、熱交換器及びそれを用いたヒートポンプ装置及び冷却装置に関する。

非特許文献１には、伝熱管の径が小さいほど、気液二相冷媒の同一乾き度（クオリティ）での蒸発熱伝達率が向上するが、熱伝達率が低下し始めるドライアウトの開始乾き度が低下し、高乾き度において熱伝達率が低下することが示されている。ドライアウトの開始乾き度は、３．１ｍｍ管が０．９、１．１２ｍｍ管が０．８〜０．９、０．５１ｍｍ管が０．５〜０．６である。（非特許文献１のＦｉｇ．３を参照）。また、非特許文献２には、蒸発管の入口流動様式がスラグ流の場合、蒸発管の局所熱伝達率の低下し始めが、スラグ流と環状流の境界にほぼ一致することが示されている。（非特許文献２の４３頁の上から４行目を参照）
一方、特許文献１には、周方向にねじれながら軸方向に延びるフィンからなる遠心力作用フィンにより、噴霧流で流れている場合の冷媒の液滴を内側流路の内面に付着しやすくし、ドライアウトによる蒸発伝熱性能の低下を抑える構成が記載されている。

特開２０１１−６４４４８号公報

Shizuo Saitoh, Hirofumi Daiguji, and Eiji Hihara, Effect of tube diameter on boiling heat transfer of R-134a in horizontal small-diameter tubes, International Journal of Heat and Mass Transfer, 48, (2005) p. 4973-4984 齋藤静雄、「冷媒ＨＦＣ−１３４ａの水平平滑管内沸騰熱伝達における管径の影響」、東京大学大学院新領域創成科学研究科学位請求論文、２００７年１１月、ｐ．３９−４６

特許文献１には、ドライアウトによる蒸発伝熱性能の低下を抑える構成が記載されているが、対象が噴霧流で、非特許文献２に述べているスラグ流と環状流の境界（スラグ流から環状流への遷移）に関連する蒸発伝熱性能の低下に対しては考慮されていない。

そこで、本発明は、伝熱管内の気液二相冷媒のスラグ流から環状流への遷移領域で発生するドライアウトによる蒸発伝熱性能の低下を抑える熱交換器を提供することを目的とする。

本発明の熱交換器は、気液二相冷媒を直線状に流す伝熱流路を有し、前記伝熱流路の流路方向の中間部に流路断面積を連続的に拡大し、その後、流路断面積を連続的に縮小する流路断面変化領域を備える。

本発明によれば、伝熱管内の気液二相冷媒のスラグ流から環状流への遷移領域で発生するドライアウトによる蒸発伝熱性能の低下を抑える熱交換器を提供することができる。

実施例１に係る機器冷却装置のサイクル構成図である。実施例１に係る蒸発器の図である。実施例１に係る蒸発器の伝熱流路を形成する部材の図である。実施例１に係る蒸発器のカバー部材の図である。実施例１に係る乾き度と蒸発熱伝達率との関係図である。実施例１に係る流路断面変化の現象モデル図である。実施例１に係る流路断面変化有無での液体スラグ個数を示す図である。実施例２に係る空気調和機のサイクル構成図である。実施例２に係る熱交換器の図である。実施例２に係る熱交換器の伝熱管の断面図である。

本発明の実施形態について、適宜図面を参照しながら詳細に説明する。なお、各図において共通する部分には同一の符号を付し、重複した説明を省略する。

図１は本実施例に係るヒートポンプ装置としての機器冷却装置のサイクル構成図ある。圧縮機３より吐出された高温且つ高圧の冷媒は、凝縮器８に流入する。凝縮器８に流入した冷媒は、凝縮器ファン８ｆによって送られる空気と熱交換することで、凝縮されて液冷媒となる。液冷媒は、膨張弁５を通過することで低温低圧の気液二相冷媒になり、蒸発器６０に流入する。蒸発器６０に流入した低温低圧の気液二相冷媒は、蒸発器６０と接合されている発熱体である機器７０と熱交換し蒸発する。このとき、機器７０は、蒸発器６０に流入した低温低圧の気液二相冷媒によって冷却され、機器７０の温度を下げることができる。蒸発器６０は機器７０のヒートシンクとして働く。蒸発器６０で熱交換された冷媒は圧縮機３に戻る。

図２は実施例１に係る蒸発器６０の図である。蒸発器６０は伝熱流路を形成する部材６１、カバー部材６２、冷媒配管６３ａ、６３ｂを接合して構成されている。

図３は蒸発器６０の伝熱流路を形成する部材の図であり、図４はカバー部材の図である。伝熱流路を形成する部材６１には矩形の溝が加工され、ヘッダ部６１ａ、６１ｂ及び複数の直線状の伝熱流路６１ｃを形成している。また、伝熱流路６１ｃには、その流路方向の中間部に流路断面積が連続的に拡大する流路拡大部６１ｄ、流路断面が連続的に縮小する流路縮小部６１ｅを設けている。さらに、カバー部材６２には、伝熱流路を形成する部材６１の流路拡大部６１ｄ、流路縮小部６１ｅに対応する場所に凹部６２ｄと凹部６２ｅを設けている。伝熱流路の加工は切削または鍛造で行う。また、部材６１と部材６２との接合はロウ付けにより行う。

流路拡大部６１ｄと流路縮小部６１ｅからなる流路断面変化領域を設ける位置は、スラグ流と環状流の境界（スラグ流から環状流への遷移域）である。スラグ流と環状流の境界は、例えば、蒸発器６０のカバー部材６２をガラス板で製作し、観察する予備検討を行うことにより推定することができる。

低温低圧の乾き度０．２程度の気液二相冷媒は冷媒配管６３ａを介して、ヘッダ６１ａの下方より流入し、ヘッダ６１ａで各伝熱流路６１ｃに分配され蒸発しほぼ乾き度１．０の状態となり、ヘッダ６１ｂで合流し、下方の冷媒配管６３ｂを介して流出する。

本実施例では、伝熱流路６１ｃの水力直径は０．３ｍｍで、流路断面変化領域（流路拡大部６１ｄ、流路縮小部６１ｅ）は、伝熱流路６１ｃのヘッダ６１ａからヘッダ６１ｂの流れ方向に４分の１の位置に設けている。したがって、この流路断面変化領域は冷媒の乾き度がほぼ０．４の位置となる。

図５に実験に基づく水力直径０．３ｍｍの流路断面変化有り無しの乾き度と蒸発熱伝達率の関係図を示す。流路断面変化が無い場合、乾き度０．４付近（スラグ流と環状流の境界付近）から、蒸発熱伝達率が低下し始め、乾き度０．５以上で大幅に低下する。スラグ流は液体スラグと気体プラグの間欠流で，気体プラグの周囲に薄い液膜を形成している。蒸発による乾き度の増加に伴い，液体スラグは短くなり、気体プラグは長くなる。スラグ流と環状流の境界（スラグ流から環状流への遷移域）付近では、液体スラグが残存し、長くなった気体プラグの周囲の液膜の一部が消失して、ドライアウトが発生し、熱伝達率の低下が起こる。

一方、本発明の流路断面変化が有る場合について、図６の現象モデル図を用いて説明する。流路断面変化領域の流路拡大部において、液体スラグは表面張力の影響により、流路断面積が連続的に拡大する流路壁に沿って付着しながら流れることにより、流路拡大部の中央に空隙（気泡）が形成されるため、そのまま液体は流路断面積が緩やかに縮小する流路縮小部の流路壁に沿って流れ、元の断面形状と同じ伝熱流路において環状流となる。この時、スラグ流の液体スラグの中央部の液体部分が環状流の液膜の増加に寄与するため、ドライアウトが抑制される。

図５に示すように、流路断面変化が有る場合、ドライアウト開始乾き度が増加し０．７付近となり、流路断面変化が無い場合のスラグ流と環状流の境界付近からの蒸発熱伝達率の低下を抑えている。乾き度０．７以上で熱伝達率が低下し始めドライアウトが開始するのは、環状流の壁面の液膜から液滴が飛散し、それにより液膜の一部が消失して、ドライアウトが発生し、熱伝達率が低下するためである。

図７に流路断面変化有無での液体スラグ個数を示す。これは、発明者らが伝熱流路の可視化を行い、流路断面変化有り無しで、乾き度０．６における単位時間当たりの液体スラグ個数を測定した結果である。流路断面変化が無い場合の単位時間当たりの液体スラグ個数は４４に対して、有りの場合は６で、流路断面変化を設けることにより、液体スラグの個数が大幅に低減している。なお、図５に示したように乾き度０．４をスラグ流と環状流の境界と定めたが、乾き度が０．６となっても流動様式の遷移が完了しておらず、遷移域にかなり幅があることがわかる。

したがって、スラグ流から環状流への遷移をさらに促進するため、スラグ流から環状流への遷移域に流路断面変化領域を複数設けても良い。

本発明は伝熱流路の水力直径が０．５ｍｍ以下のものに対して特に効果がある。それは、流路断面変化が無い場合、ドライアウトの開始乾き度は、例えば、前述の非特許文献１の1.１２ｍｍ管では０．８〜０．９であるのに対して、０．５１ｍｍ管では０．５〜０．６となり、発明者らの実験の水力直径０．３ｍｍでは０．４となり、０．５ｍｍ以下の場合、かなり低い乾き度でドライアウトが開始するため、流路断面変化を設けることによる改善効果が大きい。

流路断面変化領域を設ける位置をスラグ流から環状流への遷移域と前述した。また、非特許文献２には、蒸発管の局所熱伝達率の低下し始め（ドライアウトの開始）が、スラグ流と環状流の境界にほぼ一致することが示されている。したがって、流路断面変化領域を設ける位置は、より具体的には水力直径０．５ｍｍで乾き度が０．５〜０．６となる位置、水力直径０．３ｍｍで乾き度０．４となる位置である。概略、水力直径（Ｙ）０．３〜０．５ｍｍにおいて、乾き度（Ｘ＝Ｙ＋０．１±０．１）の位置である。

本実施例では、ヒートポンプ装置としての機器冷却器において、伝熱管内の気液二相冷媒のスラグ流から環状流への遷移領域で発生するドライアウトによる蒸発伝熱性能の低下を抑える熱交換器を提供することができる。

本実施例ではヒートポンプ装置を対象としたが、圧縮機を用いず、液冷媒をポンプで循環させ、蒸発と凝縮を行わせる冷却装置の蒸発器に適用しても同様な効果が得られる。

第１実施例と異なる部分について説明し、第１実施例と重複する部分については説明を省略する。図８は本実施例２に係るヒートポンプ装置としての空気調和機のサイクル構成図である。冷房運転時は、圧縮機３より吐出された高温且つ高圧の冷媒は、四方弁４を介して凝縮器として働く室外熱交換器２に流入する。室外熱交換器２に流入した冷媒は、室外送風ファン２ｆによって送られる室外の空気と熱交換することで、凝縮されて液冷媒となる。液冷媒は、膨張弁５を通過することで低温低圧の気液二相冷媒になり、蒸発器として働く室内熱交換器１に流入する。室内熱交換器１に流入した低温低圧の気液二相冷媒は、室内送風ファン１ｆによって送られる室内の空気と熱交換し蒸発する。このとき、室内熱交換器１に送られた室内の空気は、室内熱交換器１に流入した低温低圧の気液二相冷媒によって冷却され、吹出口から室内に吐出される。吹出口から室内に吐出される空気は、吸込口における空気の温度よりも低いため、室内の温度を下げることができる。室内熱交換器１で熱交換された冷媒は四方弁４を介して再び圧縮機３に戻る。圧縮機３と室外熱交換器２と室外送風ファン２ｆと膨張弁５は室外機に配置され、室内熱交換器１と室内送風ファン１ｆは室内機に配置されている。

図９は本実施例に係る室内熱交換器１の図である。室内熱交換器１は、長手方向を鉛直方向に配置された円筒状のヘッダ１０、２０と、水平方向に所定の間隔で配置されるとともに、ヘッダ１０、２０の鉛直方向の側壁に接続される複数の伝熱管３０と、波形に折り曲げその頂部をそれぞれ上側の伝熱管３０と下側の伝熱管３０とに接合した複数のフィン４０とから構成されている。冷房運転時は、ヘッダ１０の下方より気液二相の冷媒が流入し、冷媒はヘッダ１０で各伝熱管３０に分配され蒸発し、ヘッダ２０で合流し、上方より冷媒が流出する。伝熱管３０は直線状で、図１０に示すように、（ａ）円管、（ｂ）円形の多孔扁平管、（ｃ）矩形の多孔扁平管が用いられる。

伝熱管３０には、その流路方向の中間部に流路断面積が緩やかに拡大する流路拡大部３０ｄ、流路断面が緩やかに縮小する流路縮小部３０ｅを設けている。流路断面変化領域（流路拡大部３０ｄ、流路縮小部３０ｅ）の加工は、予め単体の伝熱管３０に流路断面変化部をかたどった金型を挟み、伝熱管３０内を液圧縮することにより形成する。流路断面変化領域を設ける位置は、スラグ流と環状流の境界（スラグ流から環状流への遷移域）である。スラグ流と環状流の境界は前述の非特許文献２に示すように、伝熱管の代わりにガラス管を観察する予備検討を行うことにより推定することができる。

本実施例での、流路断面変化の無い場合と有る場合の説明は実施例１と同じため、説明を省略する。

本実施例では、ヒートポンプ装置としての空気調和機において、伝熱管内の冷媒のスラグ流から環状流への遷移領域で発生するドライアウトによる蒸発伝熱性能の低下を抑える熱交換器を提供することができる。

１・・・室内熱交換器、１０，２０，６１ａ，６１ｂ・・・ヘッダ、３０・・・伝熱管、３０ｄ，６１ｄ・・・流路拡大部、３０ｅ，６１ｅ・・・流路縮小部、６０・・・蒸発器、６１ｃ・・・伝熱流路

Claims

気液二相冷媒を直線状に流す伝熱流路を有し、前記伝熱流路の流路方向の中間部に流路断面積を連続的に拡大し、その後、流路断面積を連続的に縮小する流路断面変化領域を備える熱交換器。
前記流路断面変化領域を気液二相冷媒のスラグ流から環状流への遷移領域に設けることを特徴とする請求項１に記載の熱交換器。
前記伝熱流路の水力直径を０．５ｍｍ以下とすることを特徴とする請求項１又は２に記載の熱交換器。
前記伝熱流路の水力直径（Ｙ）が０．３〜０．５ｍｍの時、前記流路断面変化領域を乾き度（Ｘ＝Ｙ＋０．１±０．１）の位置に設けることを特徴とする請求項１乃至３のいずれか１項に記載の熱交換器。
請求項１乃至４のいずれか１項に記載の熱交換器を用いたヒートポンプ装置。
請求項１乃至４のいずれか１項に記載の熱交換器を用いた冷却装置。