JP2020012621A - 熱交換器 - Google Patents

Abstract

【課題】熱交換器において、熱交換性能を、より一層高めること。【解決手段】熱交換器は、排気（第１流体）が流路方向に流通する第１流路２１と、冷却水（第２流体）が流通する第２流路２２と、を仕切るチューブ５０と、第１流路２１に配置されるインナーフィン４０と、を備える。インナーフィン４０は、チューブ５０に接触する平壁４１と、平壁４１の交差方向に連なって第１流路２１を複数の小流路２３に仕切る起立壁４２と、平壁４１から切り起こされて小流路２３に突出するフィン部４３、４４と、を有する。チューブ５０は、第１流路２１に面する流路面６３から窪み、かつ第２流路２２に面する流路面６２から隆起する対向ディンプル７７、縦ディンプル７３、９３(ディンプル)を有する。【選択図】図４

Description

本発明は、流体どうしの間で熱交換が行われる熱交換器に関する。

特許文献１には、内燃機関の排気を冷却水によって冷却する排気熱交換器が開示されている。

上記排気熱交換器では、水タンクの内部に排気流路を形成するチューブが配置される。チューブには、排気と冷却流体との熱交換を促進するための伝熱部材としてのインナーフィンが配置される。排気熱交換器内に導入される排気は、インナーフィンに接触しながらチューブ内を流通し、チューブの外部を流通する冷却水に放熱することによって冷却される。

上記チューブには、その外表面から突出する凸状部として複数のディンプルが形成されている。ディンプルは、冷却水の温度境界層の温度を低下させる手段として設けられる。

特開２０１４−１６９８５７号公報

しかし、近年、熱交換器の高性能化に対する要求が高まる傾向にあり、特許文献１に記載されたような熱交換器においても、更なる高性能化のために改善の余地が模索されていた。

本発明は、熱交換器において、熱交換性能を、より一層高めることを目的とする。

本発明のある態様によれば、第１流体と第２流体との間で熱交換が行われる熱交換器であって、第１流体が流路方向に流通する第１流路と、第２流体が流通する第２流路と、を仕切るチューブと、前記第１流路に配置されるインナーフィンと、を備え、前記インナーフィンは、前記チューブに接触する平壁と、前記平壁の交差方向に連なり、前記第１流路を流路幅方向に並ぶ複数の小流路に仕切る起立壁と、前記平壁から切り起こされて前記小流路に突出するフィン部と、を有し、前記チューブは、前記第１流路に面する流路面から窪み、かつ第２流路に面する流路面から隆起するディンプルを有する、ことを特徴とする熱交換器が提供される。

上記態様によれば、熱交換器では、ディンプルの窪みによってチューブとインナーフィンとの接触面積が減少するが、ディンプルによって第２流体からチューブへの熱伝達が促されるとともに、フィン部によって第１流体からチューブへの熱伝達が促される。これにより、熱交換器は、熱交換性能を高められる。

図１は、本発明の実施形態に係る熱交換器を示す斜視図である。 図２は、熱交換器の分解斜視図である。 図３は、チューブの分解斜視図である。 図４は、熱交換器の一部を切り欠いた断面を示す斜視図である。 図５は、インナーフィンの一部を切り欠いた断面を示す斜視図である。 図６は、インナーフィンの平面図である。 図７は、ディンプルによる非接触面積の比率Ａと温度差Ｔとの関係を示す線図である。 図８は、変形例に係る熱交換器の一部を切り欠いた断面を示す斜視図である。

以下、添付図面を参照しながら本発明の実施形態に係る熱交換器１００について説明する。なお、説明の簡略化のため、添付図面は、熱交換器１００の一部を省略して図示している。

熱交換器１００は、車両のＥＧＲ（Ｅｘｈａｕｓｔ Ｇａｓ Ｒｅｃｉｒｃｕｌａｔｉｏｎ）システム（図示せず）に用いられる、水冷式ＥＧＲクーラである。熱交換器１００は、エンジンから排出される排気の一部（第１流体）を冷却水（第２流体）によって冷却する。冷却回路を循環する冷却水は、熱交換器１００を流通した後に、放熱器を流通して外気に放熱するようになっている。

図１及び図２に示すように、熱交換器１００は、内部に排気が流通する第１流路２１を形成する複数のチューブ５０と、積層される各チューブ５０の間に冷却水が循環する第２流路２２を形成するケーシング１０と、を備える。

以下、各図面において互いに直交するＸ、Ｙ、Ｚの３軸を設定して熱交換器１００の構成を説明する。なお、チューブ５０において、第１流路２１が延びるＸ軸方向を「流路方向」と呼び、Ｙ軸方向を「流路幅方向」と呼ぶ。

図２に示すように、チューブ５０は、半筒状のアッパープレート６０及びロアプレート８０が組み付けられることによって、Ｚ軸方向に扁平な筒状に形成される。アッパープレート６０とロアプレート８０との間には、伝熱部材としてインナーフィン４０が配置される。

アッパープレート６０及びロアプレート８０は、金属板をプレス加工することによって扁平な半筒状に形成される。

アッパープレート６０は、Ｘ軸方向及びＹ軸方向に延在する板状をした伝熱板部６１を有する。伝熱板部６１には、後述するように冷却水の流れを導くディンプル（隆起部）として、１本の斜めディンプル７１と、１本の上流側斜めディンプル７２と、４本の縦ディンプル７３（直線状ディンプル）と、多数本の対向ディンプル７７（渦発生ディンプル）と、が形成される。

ロアプレート８０は、Ｘ軸方向及びＹ軸方向に延在する板状をした伝熱板部８１を有する。伝熱板部８１には、ディンプルとして、１本の斜めディンプル９１と、１本の上流側斜めディンプル９２と、４本の縦ディンプル９３（直線状ディンプル）と、が形成される。

斜めディンプル７１、９１、上流側斜めディンプル７２、９２、及び縦ディンプル７３、９３は、それぞれＺ軸方向について互いに対向して第２流路２２に突出し、冷却水の流れを導くようになっている。

ケーシング１０は、半筒状のアッパシェル２０及びロアシェル３０が組み付けられることによって断面が略矩形の筒状に形成される。ケーシング１０には、パイプ１７、１８が接続される。

図１に示すように、ケーシング１０の内部には、パイプ１７から導かれる冷却水を各チューブ５０間の第２流路２２に分配する第２入口２５と、第２流路２２から流出する冷却水をパイプ１８へと導く第２出口２７と、が設けられる。

ケーシング１０の両開口端部には、枠状をしたヘッダ１５、１６を介してＥＧＲ通路の管（図示せず）が接続される。ヘッダ１５の内部には、ＥＧＲ通路の管から導かれる排気を第１流路２１に分配する第１入口３５が設けられる。ヘッダ１６の内部には、第１流路２１から流出する排気をＥＧＲ通路の管へと導く第１出口３６が設けられる。

熱交換器１００の製造時には、上記各部材が組み立てられる組立体が形成される。金属製の組立体は、加熱炉に搬送されて熱処理されることにより各接合部がろう付けによって接合される。

熱交換器１００の作動時に、冷却回路を循環する冷却水は、図１に黒矢印で示すように、パイプ１７内から第２入口２５に流入し、各チューブ５０間の第２流路２２に分配される。第２流路２２を流通した冷却水は、第２出口２７にて集合し、パイプ１８内を通じて流出する。一方、ＥＧＲ通路を流通する排気は、図１に白抜き矢印で示すように、ヘッダ１５内の第１入口３５を通じて各チューブ５０内の第１流路２１に分配される。第１流路２１を流通する排気は、各チューブ５０を介して第２流路２２を流通する冷却水に放熱することで冷却される。第１流路２１から流出した排気は、ヘッダ１６内の第１出口３６を通じて集合してエンジンの燃焼室に供給される。

次に、図３〜図６を参照しながらチューブ５０の構成について説明する。

図３は、チューブ５０を分解した状態のアッパープレート６０及びインナーフィン４０を示す斜視図である。インナーフィン４０は、略矩形の断面を有する波板形状をしている。チューブ５０は、Ｘ軸方向及びＹ軸方向に延在する平壁４１と、平壁４１の交差方向（Ｘ軸方向及びＺ軸方向）に連なる起立壁４２と、が交互に並んでいる。オフセット型のインナーフィン４０は、Ｘ軸方向に所定長さで区切られる区画ごとに、平壁４１及び起立壁４２の位置が、Ｙ軸方向に所定長さだけ変位するようにオフセットされている。

図４は、チューブ５０の一部を切り欠いた断面を示す斜視図である。第１流路２１は、アッパープレート６０とロアプレート８０との間に扁平な空間として形成される。第１流路２１は、インナーフィン４０の平壁４１及び起立壁４２からなる各セグメントによって複数の小流路２３に仕切られる。

図５は、インナーフィン４０の一部を拡大して示す斜視図である。インナーフィン４０は、セグメントごとに平壁４１から切り起こされる上流側のフィン部４３及び下流側のフィン部４４を有する。平壁４１には、フィン部４３、４４が切り起こされた部位に開口するフィン開口部４５、４６が形成される。インナーフィン４０は、プレス加工によって形成される。

上流側のフィン部４３は、排気流れ方向について上流に対向するように切り起こされる。フィン部４３は、平壁４１から曲折する曲折辺４３ａと、小流路２３を横切る傾斜辺４３ｂと、曲折辺４３ａ及び傾斜辺４３ｂを結ぶ長辺４３ｃ及び短辺４３ｄと、を有する台形状に形成される。

下流側のフィン部４４は、排気流れ方向について下流側に対向するように切り起こされる。フィン部４４は、平壁４１から曲折する曲折辺４４ａと、小流路２３を横切る傾斜辺４４ｂと、曲折辺４４ａ及び傾斜辺４４ｂを結ぶ長辺４４ｃ及び短辺４４ｄと、を有する台形状に形成される。

上流側のフィン部４３の曲折辺４３ａと、下流側のフィン部４４の曲折辺４４ａとは、Ｙ軸に対して略同一角度で傾斜し、互いに略平行に配置される。

上流側のフィン部４３の傾斜辺４３ｂ、及び下流側のフィン部４４の傾斜辺４４ｂは、Ｙ軸に対して傾斜して小流路２３を横切るように配置される。後述するように、第１流路２１を流通する排気の流れは、Ｙ軸に対する斜め方向に延在するフィン部４３、４４の傾斜辺４３ｂ、４４ｂによって遮られることで、Ｘ軸まわりに旋回する螺旋状の縦渦流になる。

図３に示すように、アッパープレート６０の伝熱板部６１には、複数の対向ディンプル７７が縦ディンプル７３に沿って並ぶように形成される。Ｘ軸方向に並ぶ対向ディンプル７７どうしの間隔Ｌは、後述するように熱交換器１００に要求される性能に応じて任意に設定される。

Ｖ字状の対向ディンプル７７は、Ｙ軸に対して傾斜する一対の傾斜部７７ａと、一対の傾斜部７７ａが互いに交差する交差部７７ｂと、を有する。対向ディンプル７７は、一対の傾斜部７７ａが排気流れ方向について上流側に向かって開くように傾斜し、交差部７７ｂが排気流れ方向について下流側に向かって突出する。後述するように、第２流路２２を流通する冷却水の流れは、Ｙ軸に対する斜め交差方向に延在する対向ディンプル７７の傾斜部７７ａによって遮られることで、Ｘ軸まわりに旋回する螺旋状の縦渦流になる。

図４に示すように、対向ディンプル７７は、アッパープレート６０にプレス加工によって形成される。対向ディンプル７７は、アッパープレート６０の第２流路２２に面する流路面６２に対して堤状に隆起し、アッパープレート６０の第１流路２１に面する流路面６３に対して溝状に窪む。対向ディンプル７７は、溝状の窪み７７ｃを有する。縦ディンプル７３は、同様にアッパープレート６０にプレス加工によって形成される。縦ディンプル７３は、溝状の窪み７３ｃを有する。また、ロアプレート８０には、縦ディンプル９３がプレス加工によって形成される。縦ディンプル９３は、溝状の窪み９３ｃを有する。

図６は、インナーフィン４０を実線で示し、アッパープレート６０を２点鎖線で示す平面図である。アッパープレート６０には、小流路２３を介してインナーフィン４０の平壁４１に面する部位と、平壁４１に接触して接合される部位と、がＹ軸方向について交互に並んでいる。

Ｖ字状の対向ディンプル７７は、Ｙ軸方向について小流路２３を跨いで複数（４つ）のセグメントの平壁４１にわたって延在する。

直線状の縦ディンプル７３は、Ｘ軸方向ついて小流路２３を跨いで複数のセグメントの平壁４１にわたって延在する。

図４に示すように、インナーフィン４０のフィン部４３、４４が切り起こされた後に開口するフィン開口部４５、４６は、縦ディンプル９３の窪み９３ｃに面する部位を有する。また、インナーフィン４０のフィン開口部４５、４６は、対向ディンプル７７の窪み７７ｃ、縦ディンプル７３の窪み７３ｃに面する部位を有する。

次に、熱交換器１００の作用について説明する。

熱交換器１００の作動時に、ＥＧＲ通路を流通する排気は、インナーフィン４０及びチューブ５０に接触しながら第１流路２１を流通し、チューブ５０を介して第２流路２２を流通する冷却水に放熱することで冷却される。インナーフィン４０は、排気の熱をチューブ５０のアッパープレート６０及びロアプレート８０に伝える伝熱部材として機能する。

第１流路２１を流通する排気の流れは、インナーフィン４０のフィン部４３、４４によってＸ軸に対する斜め方向に遮られることで、Ｘ軸まわりに旋回する螺旋状の縦渦流を生じる。これにより、第１流路２１においてチューブ５０の内壁面（流路面６３）及びインナーフィン４０の表面の近傍の境界層を含む領域では、渦流（乱流）によって排気の熱伝達が促される。フィン部４３、４４の下流側に生じる排気の縦渦流は、Ｙ軸まわりに旋回する横渦流に比べて、排気の流通抵抗が抑えられ、かつ乱流を生じさせる領域がＸ軸方向について大きくなる。

一方、第２流路２２を流通する冷却水の流れは、対向ディンプル７７によってＸ軸に対する斜め交差方向に遮られることで、Ｘ軸まわりに旋回する螺旋状の縦渦流を生じる。これにより、第２流路２２においてチューブ５０の外壁面（流路面６２）の近傍の境界層を含む領域では、渦流（乱流）によって排気の熱伝達が促される。

対向ディンプル７７の下流側に生じる冷却水の縦渦流は、Ｙ軸まわりに旋回する横渦流に比べて、冷却水の流通抵抗が抑えられるが、乱流を生じさせる領域がＸ軸方向についてある範囲に限られる。このため、熱交換器１００では、Ｘ軸方向に並ぶ対向ディンプル７７どうしの間隔Ｌをある程度まで小さくすることで、冷却水の熱伝達が促され、熱交換効率が高まる。

しかし、熱交換器１００では、対向ディンプル７７どうしの間隔Ｌを小さくすると、対向ディンプル７７の窪み７７ｃがインナーフィン４０に対峙する面積が増えるため、チューブ５０とインナーフィン４０との非接触面積が増加する。このため、熱交換器１００では、対向ディンプル７７どうしの間隔Ｌをある程度より小さくすると、インナーフィン４０の熱伝達量が減少し、熱交換効率が低くなる。

図７は、所定条件で熱交換器１００に冷却水及び排気を流通させた作動時において、熱交換器１００を流通することによって生じる冷却水の温度差Ｔが、ディンプルによる非接触面積の比率Ａに応じて変化する値を、シミュレーション解析によって求めた結果を示している。なお、冷却水の温度差Ｔは、第２入口２５を流れる冷却水の温度と、第２出口２７を流れる冷却水の温度との差である。ディンプルによる非接触面積の比率Ａは、ディンプル（対向ディンプル７７、縦ディンプル７３、及び縦ディンプル９３）が設けられない場合のチューブ５０とインナーフィン４０との接触面積Ｂに対する、ディンプルが設けられる場合のチューブ５０とインナーフィン４０との接触面積Ｃの比率であり、次式で表される。
Ａ＝（Ｃ／Ｂ）×１００

図７に示すように、冷却水の温度差Ｔは、ディンプルによる非接触面積の比率Ａが０％より大きくなるほど次第に高まってピーク値をとり、ピーク値をとった後に比率Ａがより大きくなるほど次第に低くなる。そして、比率Ａが２％以上１４％以下の範囲で、温度差Ｔが市場で要求される基準値以上となる。

熱交換器１００では、上記シミュレーション解析による結果に基づいて、ディンプルによる非接触面積の比率Ａが２％以上１４％以下の範囲に収まるように、Ｘ軸方向に並ぶ対向ディンプル７７どうしの間隔Ｌが設定される。

次に、本実施形態の効果について説明する。

［１］本実施形態によれば、熱交換器１００は、排気（第１流体）がＸ軸方向（流路方向）に流通する第１流路２１と、冷却水（第２流体）が流通する第２流路２２と、を仕切るチューブ５０と、第１流路２１に配置されるインナーフィン４０と、を備える。インナーフィン４０は、チューブ５０に接触する平壁４１と、平壁４１の交差方向に連なり、第１流路２１をＹ軸方向（流路幅方向）に並ぶ複数の小流路２３に仕切る起立壁４２と、平壁４１から切り起こされて小流路２３に突出するフィン部４３、４４と、を有する。チューブ５０は、第１流路２１に面する流路面６３から窪み、かつ第２流路２２に面する流路面６２から隆起する対向ディンプル７７、縦ディンプル７３、９３（ディンプル）を有する構成とした。

上記構成に基づき、熱交換器１００では、インナーフィン４０及びチューブ５０が排気と冷却水との間で熱を伝達するが、対向ディンプル７７、縦ディンプル７３、９３の窪み７７ｃ、７３ｃ、９３ｃが設けられることによって、チューブ５０とインナーフィン４０との接触面積が減少する。その反面、冷却水が対向ディンプル７７、縦ディンプル７３、９３によって導かれることで、冷却水からチューブ５０への熱伝達が促される。そして、フィン部４３、４４が排気の流れに渦流を発生させることで、排気からチューブ５０への熱伝達が促される。これにより、熱交換器１００は、熱交換性能を高められて、小形軽量化が図れる。

［２］また、チューブ５０は、ディンプルとして、冷却水（第２流体）の流れに対向するように小流路２３を跨いで複数の平壁４１にわたって延在する対向ディンプル７７を備える構成とした。

上記構成に基づき、第２流路２２をＸ軸方向に流通する冷却水は、第２流路２２を横切るように配置された対向ディンプル７７を越えることで、渦流になる。こうして、熱交換器１００では、冷却水の流れに渦流が発生することで、冷却水からチューブ５０への熱伝達が促される。

［３］また、対向ディンプル７７は、冷却水（第２流体）の流れに対向するようにＸ軸方向（流路方向）に対して傾斜する対の傾斜部７７ａと、対の傾斜部７７ａが互いに交差する交差部７７ｂと、を有する構成とした。

上記構成に基づき、第２流路２２を流通する冷却水は、Ｘ軸方向に対して傾斜する傾斜部７７ａ、及び交差部７７ｂを越えることで、縦渦流になる。こうして、熱交換器１００では、対向ディンプル７７によって冷却水の流れに縦渦流が発生することで、冷却水の流通抵抗の低減を図りつつ、冷却水からチューブ５０への熱伝達が促される。

［４］チューブ５０は、ディンプルとして、Ｘ軸方向（流路方向）に延在する縦ディンプル７３、９３を有する。複数の対向ディンプル７７は、対向ディンプル７７に沿って並ぶ構成とした。

上記構成に基づき、第２流路２２を流通する冷却水は、縦ディンプル７３、９３に沿ってＸ軸方向に流れる。複数の対向ディンプル７７を対向ディンプル７７に沿って並ぶように配置することで、冷却水が対向ディンプル７７を越える度に渦流となって流通する。こうして、熱交換器１００では、冷却水の渦流がＸ軸方向に並んで発生することで、冷却水からチューブ５０への熱伝達が促される。

［５］縦ディンプル７３、９３は、Ｚ軸方向（積層方向）について互いに対向して前記第２流路２２に突出する構成とした。

上記構成に基づき、第２流路２２を流通する冷却水は、互いに対向する対の縦ディンプル７３、９３に沿って流れることで、Ｘ軸方向に流れる勢力が高まり、縦ディンプル７３、９３に沿って並ぶ複数の対向ディンプル７７を越える度に強い渦流になる。これにより、冷却水からチューブ５０への熱伝達が促される。また、対向ディンプル７７が互いに積層される対のチューブ５０の一方のみに形成されることで、冷却水の流通抵抗が抑えられる。

［６］インナーフィン４０のフィン部４３、４４が切り起こされたところに開口するフィン開口部４５、４６は、チューブ５０の対向ディンプル７７、縦ディンプル７３、９３（ディンプル）の窪み７７ｃ、７３ｃ、９３ｃに面する部位を有する構成とした。

［７］チューブ５０に対向ディンプル７７、縦ディンプル７３、９３（ディンプル）が設けられることによりチューブ５０がインナーフィン４０に対して接触しない非接触面積の比率Ａは、２％以上１４％以下の範囲に設定される構成とした。

上記構成に基づき、熱交換器１００では、対向ディンプル７７、縦ディンプル７３、９３の窪み７７ｃ、７３ｃ、９３ｃによるチューブ５０とインナーフィン４０との非接触面積が抑えられるとともに、対向ディンプル７７、縦ディンプル７３、９３に導かれる冷却水の流れ（渦流）によって冷却水からチューブ５０への熱伝達が促される効果が十分に得られる。これにより、熱交換器１００は、市場で要求される熱交換性能が得られる。

次に、図８に示すチューブ５０の変形例について説明する。

上記実施形態のチューブ５０は、アッパープレート６０に対向ディンプル７７が形成され、ロアプレート８０に対向ディンプルが形成されない構成とした。これに対して、本変形例に係るチューブ５０は、アッパープレート６０に対向ディンプル７７が形成され、かつロアプレート８０にも対向ディンプル９７が形成される構成とした。

アッパープレート６０の対向ディンプル７７とロアプレート８０の対向ディンプル９７とは、同じＶ字形状を有し、かつ同一位置でＺ軸方向に並ぶ。そして、対向ディンプル７７の交差部７７ｂと、対向ディンプル９７の交差部（図示せず）とは、同一位置でＺ軸方向に並ぶ。

［８］本変形例に係る熱交換器１００は、対の対向ディンプル７７、９７がＺ軸方向（積層方向）について互いに対向して第２流路２２に突出する構成とした。

上記構成に基づき、第２流路２２を流通する冷却水は、互いに対向する対の対向ディンプル７７、９７の両方を越えて流れることで、渦流の勢力が高められる。これにより、冷却水からチューブ５０への熱伝達が促される。

以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一部を示したに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的構成に限定する趣旨ではない。

例えば、上記実施形態の対向ディンプル７７（渦発生ディンプル）は、Ｖ字状に隆起するものであったが、これに限らず、例えばＷ字状に隆起するものであってもよい。Ｗ字状の対向ディンプル７７は、二対の傾斜部及び２つの交差部を有する。この場合に、対向ディンプル７７によって冷却水の縦渦流が生じる領域がＹ軸方向について拡がり、冷却水からチューブ５０への熱伝達が促される効果が高められる。

また、上記実施形態のフィン部４３、４４は、４つの辺を有する台形状に切り起こされるが、これに限らず、例えば５つ以上の辺を有する多角形状に切り起こされてもよい。

本発明は、車両に搭載される熱交換器として好適であるが、車両以外に使用される熱交換器にも適用できる。

２１ 第１流路
２２ 第２流路
２３ 小流路
４０ インナーフィン
４１ 平壁
４２ 起立壁
４３、４４ フィン部
４５、４６ フィン開口部
５０ チューブ
６２、６３ 流路面
７３、９３ 縦ディンプル（ディンプル）
７３ｃ、７７ｃ、９３ｃ 窪み
７７、９７ 対向ディンプル（ディンプル）
７７ａ 傾斜部
７７ｂ 交差部
１００ 熱交換器

本発明のある態様によれば、第１流体と第２流体との間で熱交換が行われる熱交換器であって、第１流体が流路方向に流通する第１流路と、第２流体が流通する第２流路と、を仕切るチューブと、前記第１流路に配置されるインナーフィンと、を備え、前記インナーフィンは、前記チューブに接触する平壁と、前記平壁の交差方向に連なり、前記第１流路を流路幅方向に並ぶ複数の小流路に仕切る起立壁と、前記平壁から切り起こされて前記小流路に突出するフィン部と、を有し、前記チューブは、前記第１流路に面する流路面から窪み、かつ第２流路に面する流路面から隆起し、第２流体の流れに対向するように前記小流路を跨いで複数の前記平壁にわたって延在する対向ディンプルを有し、前記対向ディンプルは、前記流路方向に対して傾斜する対の傾斜部と、対の前記傾斜部が互いに交差する交差部と、を有する、ことを特徴とする熱交換器が提供される。

上記態様によれば、熱交換器では、対向ディンプルの窪みによってチューブとインナーフィンとの接触面積が減少するが、対向ディンプルによって第２流体からチューブへの熱伝達が促されるとともに、フィン部によって第１流体からチューブへの熱伝達が促される。これにより、熱交換器は、熱交換性能を高められる。

Claims (8)

1. 第１流体と第２流体との間で熱交換が行われる熱交換器であって、
   第１流体が流路方向に流通する第１流路と、第２流体が流通する第２流路と、を仕切るチューブと、
   前記第１流路に配置されるインナーフィンと、を備え、
   前記インナーフィンは、
   前記チューブに接触する平壁と、
   前記平壁の交差方向に連なり、前記第１流路を流路幅方向に並ぶ複数の小流路に仕切る起立壁と、
   前記平壁から切り起こされて前記小流路に突出するフィン部と、を有し、
   前記チューブは、前記第１流路に面する流路面から窪み、かつ前記第２流路に面する流路面から隆起するディンプルを有する、
   ことを特徴とする熱交換器。
2. 請求項１に記載の熱交換器であって、
   前記ディンプルは、第２流体の流れに対向するように前記小流路を跨いで複数の前記平壁にわたって延在する対向ディンプルである、
   ことを特徴とする熱交換器。
3. 請求項２に記載の熱交換器であって、
   前記対向ディンプルは、
   前記流路方向に対して傾斜する対の傾斜部と、
   対の前記傾斜部が互いに交差する交差部と、を有する、
   ことを特徴とする熱交換器。
4. 請求項３に記載の熱交換器であって、
   対の前記対向ディンプルは、互いに対向して前記第２流路に突出する、
   ことを特徴とする熱交換器。
5. 請求項２から４のいずれか一つに記載の熱交換器であって、
   前記ディンプルは、前記流路方向に延在する縦ディンプルであり、
   複数の前記対向ディンプルは、前記縦ディンプルに沿って並ぶ、
   ことを特徴とする熱交換器。
6. 請求項５に記載の熱交換器であって、
   対の前記縦ディンプルは、互いに対向して前記第２流路に突出する、
   ことを特徴とする熱交換器。
7. 請求項１から６のいずれか一つに記載の熱交換器であって、
   前記インナーフィンは、前記インナーフィンの前記フィン部が切り起こされたところに開口するフィン開口部を有し、
   前記フィン開口部は、前記ディンプルの窪みに面する部位を有する、
   ことを特徴とする熱交換器。
8. 請求項１から７のいずれか一つに記載の熱交換器であって、
   前記チューブに前記ディンプルが設けられることにより前記チューブが前記インナーフィンに対して接触しない非接触面積の比率は、２％以上１４％以下の範囲に設定される、
   ことを特徴とする熱交換器。

Images