JP2020026903A - コルゲートフィン型熱交換器 - Google Patents

Abstract

【課題】偏平チューブとコルゲートフィンとが交互に並列されたコルゲートフィン型熱交換器において、コルゲートフィンの各ルーバがコルゲートフィンの幅方向に並列し、すべてのルーバが同一方向に傾斜して切り起こされて形成されているものであって、その空気側熱伝達率を向上させること。【解決手段】コルゲートフィンのルーバピッチＬｐを０．５〜０．６５とし、ルーバ角度θを１８〜３２度とするとともに、入口ルーバ５の長さＬとそれ以外のルーバ４の長さＬｏとの比（Ｌ１／Ｌｏ）を０．７〜１．２５に設定する。【選択図】図３

Description

本発明は、産業機械又は自動車のラジエータ、オイルクーラ、チャージエアクーラや、空調用熱交換器等に広く用いられるコルゲートフィン型熱交換器に関し、特に、そのフィン表面の切り起こしルーバに特徴があるものである。

特許文献１に記載の熱交換器コアは、そのコアが偏平チューブとコルゲートフィンと交互に配置され、偏平チューブの両端がタンクにそれぞれ挿通され、各部品間が一体にろう付固定されたものである。
そのコルゲートフィンの表面には、同文献の図２（Ａ）及び図３（Ａ）に示す如く、多数のルーバがコア幅の全長に渡って切り起こし形成されており、その切り起こし方向が同一の一方向のみに傾斜したものである。
この特許文献における一方向ルーバを有するコルゲートフィン型熱交換器において、入口ルーバ及び出口ルーバの切り起こし長さは、それ以外の通常ルーバの１／２程度に形成されている。

ＷＯ２０１５／１８２７８２Ａ１公報

一方向ルーバを有するコルゲートフィン型熱交換器において、本発明者は、入口ルーバの長さＬ１と他のルーバの長さＬｏとの比（Ｌ１／Ｌｏ）を変化させたとき、その熱伝達率比がどのようになるかを、実用的な各種条件を設定し、シミュレーションにより確認した。その結果、特に、入口ルーバの長さを、通常の場合のそれより長くすることにより、熱交換性能が向上することが明らかとなった。
即ち、一方向ルーバを有するコルゲートフィン型熱交換器においては、入口ルーバの長さを、他のルーバ４の長さの１／２よりも長くすると、入口ルーバによる空気流の偏向が促進され、熱伝達率比が向上することが明らかになった。
ただし、入口ルーバを長くしていくとやがてその偏向促進効果は飽和し、圧力損失の増加等の悪影響が表出してくるので、入口ルーバの適切な長さには上限があることも明らかになった。
そこで、本発明は係る知見に基づき、入口ルーバによる偏向促進の観点から、一方向ルーバフィンの性能を十分に発揮させる仕様範囲を特定し、熱伝達を向上させることを目的とする。

請求項１に記載の発明は、偏平チューブ１とコルゲートフィン２とが交互に並列され、偏平チューブ１内に冷媒が流通すると共に、偏平チューブ１の外面およびコルゲートフィン２に空気流３が流通するコルゲートフィン型熱交換器において、
前記コルゲートフィン２は、前記空気流３が流通するコルゲートフィン２の幅方向に並列するルーバ４が形成されているとともに、すべてのルーバ４が同一方向に傾斜して切り起こされており、
そのコルゲートフィン２のフィン幅Ｗが、８ｍｍ≦Ｗ≦１６ｍｍであり、
そのコルゲートフィン２のルーバピッチＬｐが、０．５≦Ｌｐ≦０．６５であり、
そのコルゲートフィン２のルーバ角度θが、１８度≦θ≦３２度であり、
前記コルゲートフィン２の入口ルーバ５の長さＬ１と、それ以外の前記各ルーバ４の長さＬｏとの比（Ｌ１／Ｌｏ）が、
０．７≦（Ｌ１／Ｌｏ）≦１．２５の範囲に設定されていることを特徴とするコルゲートフィン型熱交換器である。

請求項２に記載の発明は、前記入口ルーバ５のルーバ角度θが、それ以外のルーバ４のルーバ角度θと同一であると共に、入口ルーバ５とそれに対向するルーバ４との距離Ｐ１が、前記それ以外の各ルーバ４どうしの間の距離Ｐｏよりも大に形成された請求項１に記載のコルゲートフィン型熱交換器である。

請求項１に記載の発明においては、コルゲートフィン２の各ルーバが一方向のみに切り起こされた構成において、入口ルーバ５の長さＬ１とその他の各ルーバ４の長さＬｏとの比（Ｌ１／Ｌｏ）を、０．７≦（Ｌ１／Ｌｏ）≦１．２５に設定したことにより、入口ルーバによる空気流の偏向が促進され、かつ圧力損失の増加等の悪影響は抑制され、一方向ルーバを有するコルゲートフィンの性能が十分に発揮されるので、熱伝達が向上する。

請求項２に記載の発明においては、入口ルーバ５とそれに対向するルーバ４との距離Ｐ１を、各ルーバ４間の距離Ｐｏよりも大に形成したことにより、入口ルーバ５を通る空気流の流通がよりいっそう向上し、偏向が促進されるので、熱伝達がさらに向上する。

本発明の一方向ルーバフィンを有するコルゲートフィン型熱交換器の要部説明図であって、図３のＩ部拡大図。 本発明の一方向ルーバフィンを有するコルゲートフィン型熱交換器の要部説明図。 図２のＩＩＩ−ＩＩＩ矢視断面略図であって、空気流の流れを示す説明図。 同熱交換器の特性曲線であって、横軸に（Ｌ１／Ｌｏ）を、縦軸に熱伝達率比（％）を取り、フィン幅Ｗを８ｍｍ、１０ｍｍ、１２ｍｍ、１６ｍｍにそれぞれ設定したときの各特性曲線。 同熱交換器の特性曲線であって、横軸に（Ｌ１／Ｌｏ）を、縦軸に熱伝達率比（％）を取り、ルーバ角度θを１８度、２４度、３２度にそれぞれ設定したときの特性曲線。 同熱交換器の特性曲線であって、横軸に（Ｌ１／Ｌｏ）を、縦軸に熱伝達率比（％）を取り、ルーバピッチＬｐを、０．５ｍｍ、０．６５ｍｍにそれぞれ設定したときの特性曲線。

次に、図面に基づき、本発明の実施の形態につき、説明する。
本発明は、一例として、産業機械又は自動車のラジエータ、オイルクーラ、チャージエアクーラや、空調用熱交換器等に広く用いられる熱交換器に最適な一方向ルーバを有するコルゲートフィンに関するものである。
図１〜図３は、本願発明の一方向ルーバを有するコルゲートフィン（以下、一方向ルーバフィンと称する。）型熱交換器の説明図である。
その熱交換器は、図２に示す如く、偏平チューブ１とコルゲートフィン２とが並列されてコアを形成し、各偏平チューブ１の上下両端部が熱交換器の図示しないタンク（特許文献１と同様のもの）のヘッダプレートに連通して、挿通部が固定されている。

コルゲートフィン２は、図１〜図３に示す如く、多数のルーバ４がコアの幅方向に渡って切り起こし形成されており、すべてのルーバ４が同一方向に傾斜しており、各ルーバ間は同一のルーバピッチＬｐで並列されている。図３において、コア幅の入口側の先端部には、入口平坦部からへの字状に曲折されて入口ルーバ５が配置されている。この入口ルーバ５は、図１に示す如く、その長さＬ１が他のルーバ４の長さＬｏ／２よりも長く形成されている。すなわち、Ｌ１＞（Ｌｏ／２）である。
さらに、入口ルーバ５とそれに隣接するルーバ４との距離Ｐ１は、他のルーバ４どうしの距離Ｐｏよりも大、すなわち、Ｐ１＞Ｐｏである。

図３は、空気流３の全体的な流れを説明する説明図である。ただし、この図は流れを定性的に説明するためのものであって、それに図示された入口ルーバ５やその他のルーバ４の長さやピッチは必ずしも厳密なものではない。図３において、空気流３は、入口ルーバ５及びその他の多数のルーバ４に偏向され導かれて、全体として同図の網模様のように左端から右端に斜めに流通する。この流れの偏向は、特に、入口ルーバ５の長さに大きく影響される。

発明者の計算シミュレーションによれば、入口ルーバ５の長さＬ１を他のルーバ４の長さＬｏの１／２より長くすることにより、入口ルーバ５による偏向が促進され、熱伝達率が向上することが分かった。
図４は、ルーバ角度θを２４度に固定し、ルーバピッチＬｐを０．６５に固定し、フィン幅Ｗを８ｍｍ、１０ｍｍ、１２ｍｍ、１６ｍｍとした時の比（Ｌ１／Ｌｏ）（以下、端部ルーバ長比率と称する。）を横軸にとり、熱伝達率比（％）を縦軸にとって、熱交換器の特性を表したグラフである。
ここに、熱伝達率比（％）とは、入口ルーバ５の長さＬ１をルーバ４の長さＬｏの１／２（従来型の入口ルーバの長さ）としたコルゲートフィン型熱交換器の熱伝達率を基準（１００％）とし、それに比較したときの比率である。また、ルーバピッチＬｐとは、図１に示す、各ルーバ４の上流端どうしの距離である。

この時の計算条件は、コアに流入する空気流の温度２０℃で、前面風速４ｍ／ｓｅｃであり、各偏平チューブ１の内壁温度８０℃、フィン高さ５．３ｍｍ、フィンピッチ２．５ｍｍである。ここにフィン高さとは、図２においてｈで示す距離であり、これは偏平チューブ１、１間の距離に等しい。またフィンピッチＰｆとは同図のＰｆで示す距離でありフィンの蛇行する折り曲げピッチである。
いずれのフィン幅Ｗにおいても、端部ルーバ長比率（Ｌ１／Ｌｏ）が、０．８７５〜１付近で熱伝達率比が極大となり、端部ルーバ長比率（Ｌ１／Ｌｏ）が、０．７≦（Ｌ１／Ｌｏ）≦１．２５の範囲にある時、図４に示すように、熱伝達率比（％）が１％〜４％向上している。

次に、図５は、ルーバ幅Ｗを８ｍｍに固定し、ルーバピッチＬｐを０．６５に固定し、ルーバ角度θを１８度、２４度、３２度とした時の端部ルーバ長比率（Ｌ１／Ｌｏ）を横軸にとり、熱伝達率比（％）を縦軸にとった熱交換器の特性を表したグラフである。
この時の他の計算条件は、図４の計算条件と同一である。
図５から明らかなように、例によっては端部ルーバ長比率（Ｌ１／Ｌｏ）が、１より大となると熱伝達率比が減少に転じているが、いずれのルーバ角度θにおいても、端部ルーバ長比率（Ｌ１／Ｌｏ）が、０．７≦（Ｌ１／Ｌｏ）≦１．２５の範囲にある時、熱伝達率比が約１％〜１２％向上している。

次に、図６は、ルーバ幅Ｗを８ｍｍに固定し、ルーバ角度θを２４度とし、ルーバピッチＬｐを０．５ｍｍ、０．６５ｍｍとした時の端部ルーバ長比率（Ｌ１／Ｌｏ）を横軸にとり、熱伝達率比（％）を縦軸にとった、熱交換器の特性を表したグラフである。
この時の他の計算条件は、図４の計算条件と同一である。
図６から明らかなように、例によっては端部ルーバ長比率（Ｌ１／Ｌｏ）が、１より大となると熱伝達率比が減少に転じているが、いずれのルーバピッチＬｐにおいても、端部ルーバ長比率（Ｌ１／Ｌｏ）が、０．７≦（Ｌ１／Ｌｏ）≦１．２５の範囲にある時、熱伝達率比が３〜９％向上している。

よって、上述の図４〜図６のいずれの条件においても、端部ルーバ長比率（Ｌ１／Ｌｏ）が０．７≦（Ｌ１／Ｌｏ）≦１．２５の範囲で、熱伝達率比が基準に対して１％以上向上している。

本発明は、エンジン冷却水冷却用ラジエータや空調用熱交換器、オイルクーラ、チャージエアクーラなどに用いられる熱交換器のコルゲートフィンとして利用できる。

１ 偏平チューブ
２ コルゲートフィン
３ 空気流
４ ルーバ
５ 入口ルーバ
Ｐ１ 距離
Ｐｏ 距離
θ ルーバ角度
Ｌ１ 長さ
Ｌｏ 長さ
Ｌｐ ルーバビッチ
Ｐｆ フィンピッチ
ｈ フィン高さ

Claims (2)

1. 偏平チューブ（１）とコルゲートフィン（２）とが交互に並列され、偏平チューブ（１）内に冷媒が流通すると共に、偏平チューブ（１）の外面およびコルゲートフィン（２）に空気流（３）が流通するコルゲートフィン型熱交換器において、
   前記コルゲートフィン（２）は、前記空気流（３）が流通するコルゲートフィン（２）の幅方向に並列するルーバ（４）が形成されているとともに、すべてのルーバ（４）が同一方向に傾斜して切り起こされており、
   そのコルゲートフィン（２）のフィン幅（Ｗ）が、８ｍｍ≦Ｗ≦１６ｍｍであり、
   そのコルゲートフィン（２）のルーバピッチ（Ｌｐ）が、０．５≦Ｌｐ≦０．６５であり、
   そのコルゲートフィン（２）のルーバ角度（θ）が、１８度≦θ≦３２度であり、
   前記コルゲートフィン（２）の入口ルーバ（５）の長さ（Ｌ１）と、それ以外の前記各ルーバ（４）の長さ（Ｌｏ）との比（Ｌ１／Ｌｏ）が、
   ０．７≦（Ｌ１／Ｌｏ）≦１．２５の範囲に設定されていることを特徴とするコルゲートフィン型熱交換器。
2. 前記入口ルーバ（５）のルーバ角度（θ）が、それ以外のルーバ（４）のルーバ角度（θ）と同一であると共に、入口ルーバ（５）とそれに対向するルーバ（４）との距離（Ｐ１）が、前記それ以外の各ルーバ（４）どうしの間の距離（Ｐｏ）よりも大に形成された請求項１に記載のコルゲートフィン型熱交換器。

Images