JP2020101362A - Ebullition type heat transfer pipe - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、大型冷凍機(ターボ、スクリュー)等の蒸発器に組み込まれる沸騰型伝熱管に関し、特に、低熱流束域において沸騰伝熱性能の向上を図った沸騰型伝熱管に関する。 The present invention relates to a boiling heat transfer tube incorporated in an evaporator such as a large refrigerator (turbo, screw), and more particularly to a boiling heat transfer tube having improved boiling heat transfer performance in a low heat flux region.
大型冷凍機の蒸発器として、シェルアンドチューブ型熱交換器が使用されており、この熱交換器においては、多数の伝熱管を水平に配置し、伝熱管の一方の端部を蒸発器の媒体入口に集めて配置し、伝熱管の他方の端部を蒸発器の媒体出口に配置して、これらの伝熱管が組み立てられている。そして、これらの伝熱管を格納する格納容器内に液冷媒を供給して、伝熱管を液冷媒に浸漬し、これらの伝熱管の外表面にこの液冷媒を接触させると共に、伝熱管に対し、媒体入口から、管内に、温水・ブライン等の媒体を流し、媒体出口からこの媒体を排出させる。これにより、伝熱管の内外で熱交換をさせることにより、管内の媒体の熱を奪うと共に、管外の液冷媒を沸騰させる。 A shell-and-tube heat exchanger is used as an evaporator for large refrigerators. In this heat exchanger, a large number of heat transfer tubes are arranged horizontally, and one end of the heat transfer tubes is used as the evaporator medium. These heat transfer tubes are assembled by arranging them collectively at the inlet and placing the other end of the heat transfer tubes at the medium outlet of the evaporator. Then, the liquid refrigerant is supplied into the storage container that stores these heat transfer tubes, the heat transfer tubes are immersed in the liquid refrigerant, and the liquid refrigerant is brought into contact with the outer surfaces of these heat transfer tubes. A medium such as hot water or brine is caused to flow from the medium inlet into the pipe, and the medium is discharged from the medium outlet. As a result, heat is exchanged inside and outside the heat transfer tube to remove heat from the medium inside the tube and boil the liquid refrigerant outside the tube.
大型冷凍機は、更に一層の省エネルギ化の取組みが、種々、なされており、その中で、熱交換器の高性能化を図ると共に、蒸発温度を上げて圧縮機の吸入圧力を上げ、圧縮機の動力を低減させることにより、省エネルギ化が図られている。 Various efforts have been made to further save energy in large refrigerators. Among them, in order to improve the performance of the heat exchanger, the evaporation temperature is raised to raise the suction pressure of the compressor, Energy saving is achieved by reducing the power of the machine.
大型冷凍機の蒸発器はシェルアンドチューブ型熱交換器を用いており、より冷凍機の効率を上げるために満液式蒸発器が採用されるものが多い。この満液式蒸発器は、シェルアンドチューブ型熱交換器内に水平でかつ多本数の伝熱管を配置し、伝熱管を液冷媒中に浸漬して伝熱管の外表面に液冷媒を充満させ、伝熱管の管内に空調機から戻ってきた温水(約12℃程度)を通水して熱交換させる。なお、伝熱管の外面を覆う液冷媒は、凝縮器で液化された冷媒が膨張弁等で減圧されて温度を下げた状態にて蒸発器に供給される。伝熱管の管内に温水を通水することにより、伝熱管の外面を覆う液冷媒が沸騰する。一方、伝熱管の管内に通水した温水は、熱を奪われて温度が低下(約7℃程度)する。 The evaporator of a large-scale refrigerator uses a shell-and-tube type heat exchanger, and in many cases, a full-fill type evaporator is adopted to improve the efficiency of the refrigerator. This liquid-filled evaporator has a large number of horizontal heat transfer tubes arranged in a shell-and-tube heat exchanger, and the heat transfer tubes are immersed in the liquid refrigerant to fill the outer surface of the heat transfer tubes with the liquid refrigerant. The hot water (about 12°C) returned from the air conditioner is passed through the heat transfer tube to exchange heat. The liquid refrigerant covering the outer surface of the heat transfer tube is supplied to the evaporator in a state where the refrigerant liquefied in the condenser is decompressed by the expansion valve or the like to lower the temperature. By passing hot water into the heat transfer tube, the liquid refrigerant covering the outer surface of the heat transfer tube boils. On the other hand, the hot water passing through the heat transfer tube loses heat and its temperature drops (about 7° C.).
大型冷凍機の効率を上げるためには、圧縮機の摩擦を低減させれば動力が低減し、駆動電力を少なくすることが可能である。一方、蒸発器においては蒸発温度(蒸発圧力)を上げることにより、圧縮機の圧縮比を下げることが可能になり、圧縮機の駆動電力を少なくすることが可能である。 In order to increase the efficiency of the large-scale refrigerator, it is possible to reduce the power and drive power by reducing the friction of the compressor. On the other hand, in the evaporator, by increasing the evaporation temperature (evaporation pressure), the compression ratio of the compressor can be lowered, and the driving power of the compressor can be reduced.
しかしながら、蒸発温度を上げると冷媒温度と管外表面との温度差が小さく、また熱流束(単位表面積あたりの伝熱量)も小さくなり、沸騰の駆動力が低下するために熱交換性能が低下する。そのため、冷媒温度と管外表面との温度差、すなわち低熱流束域での沸騰を促進する伝熱管の要求が強い。 However, when the evaporation temperature is raised, the temperature difference between the refrigerant temperature and the outer surface of the tube is small, and the heat flux (heat transfer amount per unit surface area) is also small, and the driving force for boiling is reduced, so the heat exchange performance is reduced. .. Therefore, there is a strong demand for a heat transfer tube that promotes boiling in the low heat flux region, that is, the temperature difference between the refrigerant temperature and the outer surface of the tube.
このような背景の下に、従前、使用されている代表的な伝熱管としては、まず、平滑管がある。この平滑管は、管表面が平滑面につき、管外にて冷媒が沸騰した際に発生する気泡が離脱しやすくなる。さらに、気泡離脱後に液冷媒が再付着する。この結果、管表面が液冷媒により管表面が冷却され、沸騰促進が低下する。 Against this background, as a typical heat transfer tube that has been conventionally used, there is a smooth tube. The surface of this smooth tube is smooth, and bubbles generated when the refrigerant boils outside the tube are easily removed. Furthermore, the liquid refrigerant reattaches after the bubbles are removed. As a result, the tube surface is cooled by the liquid refrigerant, and the boiling promotion is reduced.
そこで、現在、平滑管に代わり、沸騰型伝熱管が多く使用されている。特許文献1に記載された沸騰型伝熱管は、管外にらせん状の空洞部を設け、この空洞部と外面とを連通する部分に狭い開口部を設けている。この空洞にて冷媒の沸騰により気泡が発生する。この気泡は加工部が狭いことにより離脱しにくくなり、管表面が過熱状態になる。その結果、沸騰が促進されて性能が向上する。
Therefore, at present, boiling type heat transfer tubes are often used instead of the smooth tubes. The boiling heat transfer tube described in
また、特許文献2に記載された沸騰型伝熱管は、管外にらせん状の空洞部を設け、この空洞部と外面とを連通する部分に狭い開口部を設けている。更に、空洞の底面にらせん状の突起を設けている。この突起により、空洞部内において液冷媒の濡れ面積を増大させることによって、気泡発生力を向上させている。更に、突起谷部で気泡が発生しやすくなり、より沸騰を促進させる。
Further, the boiling heat transfer tube described in
更に、特許文献3に記載された沸騰型伝熱管は、管外にらせん状の空洞部を設け、この空洞部と外面とを連通する部分に狭い開口部を設けている。また、空洞部の底部に、その両側壁をつなぐ小突起を設けている。この突起により、空洞部内の伝熱面積の増大、凸凹部による気泡発生の助長、突起角部による連続沸騰時の薄膜維持等の効果がある。更に、突起が空洞部を横切る形で設けられているため、空洞部の底部に小区画が形成され、フィン根元径部に近い部分で空洞部内の液の移動を抑制することができる。
Further, the boiling heat transfer tube described in
更にまた、特許文献4に記載された沸騰型伝熱管は、管外にらせん状の空洞部を設け、この空洞部と外面とを連通する部分に狭い開口部を設けている。また、開口部に沿って凸部を設けていると共に、開口部の形状を、より最適化を図って形成されている。更に、前述の凸部を設けたことにより、気泡の離脱を制御して沸騰を促進させている。
Furthermore, in the boiling heat transfer tube described in
しかしながら、特許文献1に記載された沸騰型伝熱管は、低熱流束域での使用になると、すなわち熱駆動力が小さくなると、気泡発生力が低下することから、伝熱性能が低下するという問題点がある。
However, the boiling heat transfer tube described in
また、特許文献2に記載された沸騰型伝熱管は、らせん状突起を設けたことにより、より低熱流束条件の下で運転した場合、空洞部の面積が増加することにより、空洞内の液冷媒が冷却されやすくなり、性能が向上しにくくなる。
In addition, the boiling type heat transfer tube described in
更に、特許文献3に記載された沸騰型伝熱管は、液の移動が抑制されることにより、空洞底部でドライアウトすることがある。ドライアウト状態が続くと、その部分がドライパッチ状態、すなわち乾燥状態となる。その結果、長期間使用すると性能が低下していく。
Further, the boiling heat transfer tube described in
更にまた、特許文献4に記載された沸騰型伝熱管は、低熱流束域での使用になると、凸部での気泡が離脱しやすくなり、空洞部および凸部にて管表面が冷却されてしまい、性能が低下する。
Furthermore, in the boiling heat transfer tube described in
本発明はかかる問題点に鑑みてなされたものであって、低熱流束域での沸騰伝熱性能を向上させることができ、またドライアウトを防止して、伝熱性能を向上させることができる沸騰型伝熱管を提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of such problems, and it is possible to improve the boiling heat transfer performance in a low heat flux region, and to prevent dryout and improve the heat transfer performance. An object is to provide a boiling type heat transfer tube.
本発明に係る沸騰型伝熱管は、
金属又は合金管であって、
管外面に管周方向に連続し管軸方向にらせん状になるように形成された複数個のフィンと、
このフィンの上部を管軸方向に延びる複数本の直線状の溝により凹ませて、前記フィンの連続方向に適長間隔で形成された複数個の凹部と、
前記フィンの上部が相互に対向する方向に張り出して形成された張出部と、
を有し、
隣接する前記フィンの対向側面とこのフィン上部の前記張出部とにより囲まれるようにして形成され、前記フィンと共にらせん状に延びる空洞を有し、
前記フィンは、
その管軸方向のピッチP1が、0.40乃至1.60mmであり、前記フィンの高さfhは0.41乃至0.65mm、前記フィンの上部張出部の相互間隔である開口部幅wPは0.064乃至0.188mm、前記フィンの相互間とその上部の張出部に囲まれて形成された前記空洞の管軸方向の最大幅である空洞底幅wBが0.282乃至0.491mmであり、
前記凹部は、
管中心を基準として、管の最外面の半径をR1、前記凹部の底面の半径をR2とし、管軸直交断面における前記凹部の底面の両端角部の直線距離をw1、管軸直交断面における隣接する凹部の上端角部間の直線距離をw2としたとき、
0.953≦R2/R1≦0.995
w1<w2
であり、
前記凹部の一方の端部と、管周方向に隣接する他の凹部の一方の端部との間の直線距離としての前記凹部のピッチをP2としたとき、
0.40≦P2≦0.90mm
であると共に、
管最外面の直径Doは12.5乃至25mm、管の底肉厚は0.45乃至1.20mmであることを特徴とする。
The boiling heat transfer tube according to the present invention,
Metal or alloy tube,
A plurality of fins formed on the outer surface of the tube in the circumferential direction and spirally in the axial direction of the tube;
The upper part of the fin is recessed by a plurality of linear grooves extending in the tube axis direction, and a plurality of recesses formed at appropriate intervals in the continuous direction of the fin,
An overhanging portion formed by overhanging the upper portions of the fins in directions opposite to each other,
Have
The cavity is formed so as to be surrounded by the opposing side surfaces of the adjacent fins and the projecting portion on the upper part of the fin, and has a cavity extending spirally with the fin,
The fins are
The pitch P1 in the tube axis direction is 0.40 to 1.60 mm, the height fh of the fins is 0.41 to 0.65 mm, and the opening width wP is the mutual distance between the upper protrusions of the fins. Is 0.064 to 0.188 mm, and the cavity bottom width wB, which is the maximum width in the tube axis direction of the cavity formed between the fins and the overhanging portion above the fin, is 0.282 to 0. 491 mm,
The recess is
With the center of the pipe as a reference, the radius of the outermost surface of the pipe is R1, the radius of the bottom surface of the recess is R2, the linear distance between both end corners of the bottom surface of the recess in the cross section orthogonal to the pipe axis is w1, and the adjacent in the cross section orthogonal to the pipe axis. When the straight line distance between the upper corners of the recess is w2,
0.953≦R2/R1≦0.995
w1<w2
And
When the pitch of the recesses as a linear distance between one end of the recess and one end of another recess adjacent in the pipe circumferential direction is P2,
0.40 ≤ P2 ≤ 0.90 mm
And
The outermost surface of the pipe has a diameter Do of 12.5 to 25 mm and a bottom wall thickness of 0.45 to 1.20 mm.
本発明は、伝熱管の管外面に形成した隣接するフィンの対向側面とこのフィン上部の張出部とにより囲まれた空洞を、螺旋状に設け、フィン上部の前記張出部間の狭い開口部を介して、前記空洞と伝熱管の外部とを連通させた沸騰型伝熱管である。そして、螺旋状の空洞と伝熱管の外部とを連通する狭い開口部には、フィンの最上面(管最外周面)を凹ませて形成した凹部を、フィンの連続方向に適長間隔で配置し、管最外周面と凹部とを交互に配置している。 According to the present invention, a cavity surrounded by opposing side surfaces of adjacent fins formed on the outer surface of a heat transfer tube and an overhang portion of the fin upper portion is spirally provided, and a narrow opening between the overhang portions of the fin upper portion is formed. It is a boiling type heat transfer tube in which the cavity and the outside of the heat transfer tube are communicated with each other via a section. And, in the narrow opening that connects the spiral cavity and the outside of the heat transfer tube, recesses formed by denting the uppermost surface of the fin (outermost peripheral surface of the tube) are arranged at appropriate intervals in the continuous direction of the fin. However, the outermost peripheral surface of the pipe and the recess are arranged alternately.
そこで、この伝熱管の管全体を液冷媒に浸漬した場合に、(1)空洞部分に対する液冷媒の流入圧力は、フィン上部における管最外周部分よりも凹部の部分に、適度に集中する。このため、前記凹部部分が、管外面の液冷媒が前記空洞内に適度に流入する経路として機能する。(2)一方、フィンの最外周部分は前記凹部部分よりも、液冷媒の圧力集中が緩和される。更に、フィン上部の張出部間の開口部においては、フィン上部の凹部の位置よりも、フィン最外周部分の位置に、空洞の気泡が集まり、適度に気泡が離脱する。よって、上記(1)と(2)が各々機能することで、凹部の位置から液冷媒が空洞内に流入し、最外周部分の位置から空洞内の気泡が排出され、適度に液冷媒が流入し、適度に冷媒気泡が排出されることになる。この効果を得るために、0.953≦R2/R1≦0.995、W1<W2であることが必要である。 Therefore, when the entire tube of the heat transfer tube is immersed in the liquid refrigerant, (1) the inflow pressure of the liquid refrigerant into the hollow portion is appropriately concentrated in the concave portion rather than the outermost peripheral portion of the tube in the upper part of the fin. Therefore, the recessed portion functions as a path through which the liquid refrigerant on the outer surface of the pipe appropriately flows into the cavity. (2) On the other hand, in the outermost peripheral portion of the fin, the pressure concentration of the liquid refrigerant is relaxed more than in the concave portion. Further, in the openings between the overhanging portions on the upper part of the fins, the bubbles in the cavities gather at the position of the outermost peripheral portion of the fins rather than the position of the recesses on the upper part of the fins, and the bubbles properly escape. Therefore, by the above (1) and (2) functioning respectively, the liquid refrigerant flows into the cavity from the position of the concave portion, the bubbles in the cavity are discharged from the position of the outermost peripheral portion, and the liquid refrigerant appropriately flows. However, the refrigerant bubbles are appropriately discharged. In order to obtain this effect, it is necessary that 0.953≦R2/R1≦0.995 and W1<W2.
このようにして、本発明によれば、低熱流束域における沸騰伝熱性能を向上させることができる。これにより、大型冷凍機(ターボ、スクリュー)等の蒸発器に組み込まれる沸騰型伝熱管の伝熱性能を向上させることができる。 Thus, according to the present invention, the boiling heat transfer performance in the low heat flux region can be improved. As a result, the heat transfer performance of the boiling heat transfer tube incorporated in an evaporator such as a large refrigerator (turbo, screw) can be improved.
以下、添付の図面を参照して、本発明の実施形態について詳細に説明する。図1乃至図3は、本発明の実施形態に係る沸騰型伝熱管を示す図であり、図1はこの伝熱管1の外面のフィン形状を示す模式的斜視図、図2は管軸方向に直交する断面における伝熱管の一部を示す断面図、図3は管軸を含む面の断面図である。伝熱管1の外面には、管周方向に連続するフィン2が、管軸方向に螺旋状となるように、複数個形成されている。このフィン2は、1本のフィンが螺旋状に連なるように形成してもよいし、複数個のフィンが夫々螺旋状に連なるように形成してもよいが、いずれの場合も、図1に示すような管外面の一部の領域では、フィン2は複数個のものが隣接して配置されていることになる。
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings. 1 to 3 are views showing a boiling heat transfer tube according to an embodiment of the present invention. FIG. 1 is a schematic perspective view showing a fin shape on the outer surface of the
図3に示すように、これらのフィン2の管軸方向のピッチはP1である。また、フィン2間には、溝が形成されることになるが、この溝底部の間隔、即ち、隣接するフィン2の下端の間隔は、wBである。そして、各フィン2は、図3に示すように、その管軸を含む断面において、下部2aは管基部から立設されており、フィン2の上部2bは、管軸方向に隣接する他のフィン2の上部2bに向けて張り出している。即ち、フィン2は、管軸方向に対向するもの同士が、相互に対向する方向に張り出しており、これにより、フィン2は、その上部2bの張出部2cの最近接部間の隙間の間隔wPが、フィン2の下端の相互間隔wBよりも短いものとなっている。これにより、フィン2間に、上端が狭く下部が広い空洞4が形成され、この空洞4内には、フィン2の上部2bの張出部間の狭い開口(間隔wP)を介して、液冷媒が入り込むことができる。なお、管中心を基準とする管最外面の直径をDo、管内面の直径をDiとする。また、フィン2の高さはfhである。空洞4の底部と、伝熱管1の内面との間の部分は、底肉部1aであり、主として、この底肉部1aを介して、伝熱管1の外面側の液冷媒と、伝熱管1の内部の熱媒体(温水)との間で、熱交換がなされるが、当然に、フィン2の表面にても、管外の液冷媒と温水との間で熱交換がなされる。
As shown in FIG. 3, the pitch of these
また、図1に示すように、フィン2の上部を、管軸方向に延びるようにして、溝が形成されており、この溝によりフィン2の上部が凹み、複数個の凹部3が形成されている。この凹部3は、フィン2が連続する方向に適長間隔で複数個形成されている。この凹部3は、図2に示す管軸直交断面に示すように、断面が略矩形である。そして、この凹部3の底部の両端角部間の直線距離はw1である。また、隣接する2個の凹部の上端角部間の直線距離はw2である。このとき、w1<w2である。また、管軸直交断面における隣接する2個の凹部3の底部の端部角部間の直線距離をピッチP2とする。このとき、0.40≦P2≦0.90mmである。そして、管最外面の管中心を基準とする半径をR1、凹部3の底面の管中心を基準とする半径をR2とすると、0.953≦R2/R1≦0.995である。但し、R1=Do/2である。
Further, as shown in FIG. 1, a groove is formed in the upper portion of the
次に、上述の如く構成された本実施形態の蒸発器用の沸騰型伝熱管の動作について説明する。伝熱管1の外面に液冷媒が供給され、外面に液冷媒が接触する。伝熱管1の内部には、温水が通流する。これにより、管外面の液冷媒と管内の温水との間で、熱交換がなされる。この場合に、管外面側の液冷媒は、フィン2間の空洞4内に進入して、伝熱管1の空洞底面と接触して、伝熱管1の内部を通流する温水の熱により加熱される。これにより、管外面の液冷媒は、蒸発し、ガスが生成し、このガスは、空洞4からフィン2の上部2bの張出部2cの最近接部間の隙間を通流して、伝熱管1から離脱する。
Next, the operation of the boiling heat transfer tube for the evaporator of this embodiment configured as described above will be described. The liquid refrigerant is supplied to the outer surface of the
このとき、フィン2の管周方向の形状をみると、フィン2の上部2bに適長間隔で凹部3が形成されており、フィン2の上部2bの最上面(管最外面)に接触する熱媒体と、凹部3内に進入した熱媒体とで、それらよりも下方に位置する空洞4内への流入駆動力は、凹部3内の熱媒体の方が大きい。即ち、フィン2の最上面(管最外面)を被覆している熱媒体よりも、フィン2の凹部3内を充填している熱媒体の方が、その下方に位置する空洞4内に流入しやすい。このため、図4(a)に示すように、管外面側の熱媒体は、凹部3内に進入した後、この凹部3から空洞4内に移動する、そして、空洞4は、フィン2と同様に、フィン2と平行に螺旋状に延びているので、空洞4内に移動した液冷媒は、空洞4の底部で底肉部1aの表面に層6をなして被着される。この冷媒層6は、底肉部1aの表面を被覆して、底肉部1aを介して管内の温水の熱により加熱される。これにより、冷媒層6が沸騰し、蒸気が生成して、ガスの気泡5が空洞4内に生起される。この気泡5は、液冷媒が空洞4内に流入する凹部3の位置を外して、この凹部3間の部分のフィン2の上部2bの張出部2cの最近接部間の隙間から、空洞部4の外部に排出され、伝熱管1から離脱する。これにより、図4(b)に示すように、伝熱管1のフィン2の凹部3間の部分から気泡5が離脱するので、この気泡離脱部からは液冷媒は空洞4内に流入しにくく、液冷媒は、気泡5により凹部3に押し込まれ、凹部3の部分から、主として、空洞4内に流入する。
At this time, looking at the shape of the
このとき、上述の熱交換が正常に循環されている場合は、高熱効率で、管外の液冷媒と、管内の温水との熱交換がなされる。しかし、図5(a)に示すように、蒸発する液冷媒が消失してドライアウトが生じると、冷媒層6の層厚が極めて薄くなると共に、空洞4内の殆どの領域を液冷媒の蒸気5aが占めるようになる。そして、この空洞4の外側には、液冷媒が存在するので、図5(b)に示すように、フィン2の最外面の形状に合わせて、管外周側の境界が凹凸となる気泡5が空洞4内に形成される。このようなドライアウトが防止されて、高効率の伝熱効果が得られるためには、管中心を基準として、管の最外面の半径をR1、前記凹部の底面の半径をR2とし、管軸直交断面における前記凹部の底面の両端角部の直線距離をw1、管軸直交断面における隣接する凹部の上端角部間の直線距離をw2としたとき、
0.953≦R2/R1≦0.995
w1<w2
であることが必要である。また、前記凹部の一方の端部と、管周方向に隣接する他の凹部の一方の端部との間の直線距離を、前記凹部のピッチP2としたとき、
0.40≦P2≦0.90mm
であることが必要である。
At this time, when the above-mentioned heat exchange is normally circulated, the heat exchange between the liquid refrigerant outside the pipe and the hot water inside the pipe is performed with high thermal efficiency. However, as shown in FIG. 5A, when the liquid refrigerant that evaporates disappears and dryout occurs, the layer thickness of the refrigerant layer 6 becomes extremely thin, and most of the area inside the
0.953≦R2/R1≦0.995
w1<w2
It is necessary to be. Further, when a linear distance between one end of the recess and one end of another recess adjacent in the pipe circumferential direction is a pitch P2 of the recess,
0.40 ≤ P2 ≤ 0.90 mm
It is necessary to be.
「0.953≦R2/R1≦0.995」
管中心を基準とし、最外周部分の半径をR1、凹部3の底部の半径をR2とすると、R2/R1は0.953≦R2/R1≦0.995を満たす。R2/R1が0.953よりも小さい場合は、空洞4部分に対して、凹部3内に管外面に接触する液冷媒の圧力集中が増大し、凹部3からの液冷媒の流入量が増え、気泡が強制的に排出する。その結果、空洞4が液冷媒で充満されて過冷却され、気泡発生が抑制されるため、熱伝達が低下する。R2/R1が0.995よりも大きい場合は、空洞4の部分に対して凹部3の液冷媒の圧力集中が低下し、凹部3からの液冷媒の流入量が不安定になるとともに、管下部の最外周部分及び凹部部分から、液冷媒が流入しやすくなる。その結果、空洞4内が液冷媒で充満されて過冷却され、気泡発生が抑制され、熱伝達が低下する。
"0.953≤R2/R1≤0.995"
R2/R1 satisfies 0.953≦R2/R1≦0.995, where R1 is the radius of the outermost peripheral portion and R2 is the radius of the bottom of the
これに対し、0.953≦R2/R1≦0.995である場合は、管外面に供給される液冷媒が空洞4に進入する駆動力として、フィンの最外周面に被着した液冷媒よりも、凹部3内を満たす液冷媒の方が強くなり、この凹部3から、液冷媒がフィン2間の空洞4内に供給されやすくなる。つまり、R2/R1が0.953乃至0.995の場合に、凹部3が、液冷媒の空洞4内への進入経路として機能する。また、凹部3間の最外周部分は、凹部3の部分よりも、液冷媒の圧力集中が緩和される。これにより、最外周部分の開口部(フィン上部2bの張出部2c間の隙間)に空洞4内の気泡5が集まり、適度に気泡5が離脱する。その結果、空洞4に対し、適度に液冷媒が流入し、適度に冷媒気泡5が排出されて、熱伝達効率が向上する。
On the other hand, when 0.953≦R2/R1≦0.995, the liquid refrigerant supplied to the outer surface of the pipe is used as the driving force for entering the
「w1<w2」
管軸直角断面より見た凹底部の幅w1と、管最外周(フィン最上部)の残存部分(凹部3以外の部分)の幅w2との関係は、w1<w2である。
"W1<w2"
The relationship between the width w1 of the concave bottom portion as viewed from the cross section perpendicular to the tube axis and the width w2 of the remaining portion (the portion other than the concave portion 3) of the outermost periphery of the tube (the fin uppermost portion) is w1<w2.
w1≧w2にて凹部3を形成した場合、w1が大きいことにより、凹部3部分からの液冷媒の空洞4内流入が多くなり、空洞4内が過冷却状態になり、熱伝達率が低下する。一方、w1<w2で凹部3を形成した場合は、空洞4内に発生する気泡5が低熱流束条件でも管最外周部分からの気泡5の離脱が適度になされ、かつ凹部3部分からの冷媒流入量を最小限に抑えることができる。その結果、空洞内が過冷却状態にならずに、連続的に沸騰し、熱伝達率がより向上する。
When the
「0.40≦P2≦0.90mm」
また、凹部3の一方の端部と、管周方向に隣接する他の凹部3の一方の端部との間の直線距離を、凹部3のピッチP2としたとき、0.40≦P2≦0.90mmとすることにより、より一層沸騰伝熱を促進することができる。
"0.40 ≤ P2 ≤ 0.90 mm"
When the linear distance between one end of the
らせん状の空洞4の部分と空洞4の外部とを連通するフィン2間の狭い開口部は、フィン2の張出部2cの部分で最も狭く、管周方向に一定の間隔で配置された凹部3の部分、即ち、管最外周の面が凹んで形成された凹部3の部分は張出部2cがない分、若干広くなっている。この凹部3の管円周方向のピッチP2(直線距離)は、0.40≦P2≦0.90mmとすることが好ましい。ピッチP2が0.40mmよりも小さい場合、空洞4内に発生する気泡5が低熱流束条件でも排出されにくくなり、空洞4内が過熱状態になる。その結果、空洞4内がドライアウトしやすくなる。
The narrow opening between the
また、ピッチP2が小さい場合、凹部3が多くなることにより、運転開始時に、特に低熱流束条件で空洞4内への液冷媒流入量が多くなり、沸騰の定常状態に至る時間が長くなる。その結果、機器運転開始時のエネルギ(例えば、電力等)を多量に消費する。
Further, when the pitch P2 is small, the number of the
一方、ピッチP2を0.90mmよりも大きくした場合は、空洞4内に発生する気泡5が排出されやすくなり、高温の気泡5が少なくなり、低温の液冷媒が多くなって、空洞4内の温度が下がり、空洞4内が過冷却状態になりやすくなる。その結果、空洞4内が冷却されやすく、熱伝達率が低下する。
On the other hand, when the pitch P2 is made larger than 0.90 mm, the
これに対し、ピッチP2が0.40≦P2≦0.90mmの範囲である場合は、低熱流束域においても、最外周部分の開口部から適度に気泡が離脱し、凹部3から液冷媒が適量空洞4に流入する。その結果、空洞4内でドライアウトが生じることなく、安定的に液冷媒の沸騰を継続させることができ、それにより、沸騰性能がより一層向上する。
On the other hand, when the pitch P2 is in the range of 0.40≦P2≦0.90 mm, even in the low heat flux region, the bubbles are appropriately released from the opening of the outermost peripheral portion, and the liquid refrigerant is removed from the
「その他の形状因子」
フィン2の最上面、即ち、管最外面の直径(管外径)Doは、2・R1であるが、このDoは、例えば、12.5乃至26mmである。フィン2の間に形成される空洞4の底肉部1aの厚さ(底肉厚)は、管内径をDiとし、フィン2の高さをfhとすると、(Do−2・fh−Di)/2と表される。この底肉厚は、使用する冷媒にもよるが、例えば、0.45乃至1.20mmである。凹部3の底部の幅w1は、例えば、最小値が0.05mmであるが、凹部3の加工工具の耐久性が良ければ、最小値で0.03mmとすることができる。
"Other form factors"
The diameter (tube outer diameter) Do of the uppermost surface of the
管外の螺旋状空洞4の管軸方向ピッチP1は、使用する冷媒により適宜変更するものであるが、例えば、エアコンディショナー等にも使用されるフロン冷媒の場合は、ピッチP1は小さくし、その範囲は、例えば、0.40乃至0.85mmである。一方、水冷媒の場合は、ピッチP1を大きくし、その範囲は、例えば、0.80乃至1.60mmである。このピッチP1の相違は、冷媒の粘性係数及び表面張力に影響を受ける。フロン冷媒は粘性係数及び表面張力が小さい。一方で、水は粘性係数及び表面張力が大きい。
The pipe axis direction pitch P1 of the
また、空洞4の形状を規定するwP、wB及びfhについては、上述の空洞4における液冷媒の沸騰を効率よく促進するために、フィン2の上部張出部2c間の間隔である開口部幅wPは0.064乃至0.188mm、空洞4の管軸方向の最大幅である空洞底幅wBが0.282乃至0.491mm、フィン高さfhが0.41乃至0.65mmであることが好ましい。
In addition, regarding wP, wB, and fh that define the shape of the
なお、管内面には螺旋状のリブを成形することが可能である。このリブを成形することにより、管内の熱伝達率が向上し、より沸騰伝熱性能が向上する。 A spiral rib can be formed on the inner surface of the tube. By molding this rib, the heat transfer coefficient in the tube is improved, and the boiling heat transfer performance is further improved.
本発明の沸騰型伝熱管は、銅、銅合金、アルミニウム、アルミニウム合金、鉄、及びステンレス等の熱伝導性を有する金属材料で製造されており、特に、銅又は銅合金のような熱伝導率が良好なものであれば、なお好適である。また、適用する冷媒により微量添加されて強度が向上した銅合金材料を使用すれば、管外側の圧力が高い場合でも通常の銅と比較して薄い素材を使用することが可能となり、材料使用量を削減でき、更には薄い素材を使用することにより材料部分の熱抵抗が小さくなり、より性能が向上する。 The boiling heat transfer tube of the present invention is made of a metal material having thermal conductivity such as copper, copper alloy, aluminum, aluminum alloy, iron, and stainless, and particularly, thermal conductivity such as copper or copper alloy. Is more preferable. Also, by using a copper alloy material whose strength has been improved by adding a trace amount depending on the refrigerant used, it is possible to use a thinner material than normal copper even when the pressure on the outside of the pipe is high. In addition, the use of a thin material reduces the heat resistance of the material portion, and further improves the performance.
以下、本発明の沸騰型伝熱管の実施例の効果について、本発明の範囲から外れる比較例と比較して説明する。図6は伝熱性能の評価に使用した試験装置の概略図である。ステンレス鋼製シェルアンドチューブ熱交換器の凝縮器53及び蒸発器55が配管で接続されており、冷媒が温度差により自然循環するサーモサイフォン型の熱交換器である。凝縮器53及び蒸発器55は、内径が333mm、長さが1000mmのタンクである。蒸発器55の中央に、実施例及び比較例の供試管54が1本設置されており、この供試管54の測定有効長は1000mmである。タンク56内には冷媒が貯留されており、このタンク56から供給された冷媒は、ヒータ57にて加熱されて、温水となる。このとき、タンク56内の冷却コイルにより、タンク56内の冷媒は冷却され、ヒータ57により加熱されることにより、供試管54に供給される温水は、一定温度に制御される。この温水は供試管54の一方の端部である入口から供試管内部に供給される。供試管54の他端の出口から排出された冷媒は、タンク56に返戻される。蒸発器55内には液冷媒が充填されており、供試管54はこの蒸発器55内の液冷媒中に浸漬される。そして、供試管54内部の温水により加熱された液冷媒は蒸発し、蒸気冷媒となって、凝縮器53に供給される。
Hereinafter, the effect of the embodiment of the boiling type heat transfer tube of the present invention will be described in comparison with a comparative example outside the scope of the present invention. FIG. 6 is a schematic diagram of a test apparatus used for evaluation of heat transfer performance. This is a thermosiphon type heat exchanger in which a
凝縮器53においては、管端部をOリングで固定した伝熱管52(有効長1000mm)が水平に1本設置され、冷媒蒸気入口には、蒸発器55から供給される冷媒蒸気が直接伝熱管52に当たらないように、邪魔板が設置されている。伝熱管52内には、タンク51から供給されたブラインを流し、伝熱管52の外表面で蒸気冷媒を恐縮させる。この凝縮した液冷媒は、重力で蒸発器55に戻る。
In the
蒸発圧力は、蒸発器上部に設けた圧力取出し口より、半導体ひずみゲージ式圧力伝送器(測定誤差:測定スパンの±0.1%)を使用して測定する。温水の出入口温度は、白金測温抵抗体(Pt100Ω、JIS−A級)を、予めクオーツ温度計にて±0.05°Cに校正したものを供試管54の両管端に夫々設置して測定する。ここに、白金測温抵抗体の先端は、流路中央になるように設置されている。温水流量は電磁流量計(測定誤差:読み値の±0.25%)で測定する。試験条件を、下記表1に示す。
The evaporation pressure is measured using a semiconductor strain gauge type pressure transmitter (measurement error: ±0.1% of measurement span) from the pressure outlet provided on the top of the evaporator. The inlet/outlet temperature of the hot water is a platinum resistance temperature detector (Pt 100Ω, JIS-A class) calibrated to ±0.05°C by a quartz thermometer in advance and installed at both ends of the
熱伝達率は以下の各数式により算出した。先ず、温水伝熱量Qcは、数式1により求めた。
The heat transfer coefficient was calculated by the following equations. First, the hot water heat transfer rate Q c was calculated by the
ここで、Gcは温水体積流量、ρcは温水密度、cpcは温水定圧比熱、TCoutは温水出口温度、TCinは温水入口温度である。なお、温水の物性値は、物性値表より作成した相関式を用いて、温水出入口温度測定値の算術平均値により算出した値を使用した。対数平均温度差ΔTmは、下記数式2で定義される。
Here, G c is a hot water volume flow rate, ρ c is a hot water density, c pc is a hot water constant pressure specific heat, T Cout is a hot water outlet temperature, and T Cin is a hot water inlet temperature. In addition, as the physical property value of the hot water, a value calculated by an arithmetic mean value of the measured values of the hot water inlet and outlet temperatures was used by using a correlation formula prepared from the physical property value table. The logarithmic average temperature difference ΔT m is defined by
ここで、Tsは冷媒飽和温度である。この冷媒飽和温度Tsは、蒸発圧力の測定値と冷媒物性値より算出した。 Here, T s is the refrigerant saturation temperature. The refrigerant saturation temperature T s was calculated from the measured evaporation pressure value and the refrigerant physical property value.
そして、供試管フィン加工部の外表面積Ao基準の総括伝熱係数Koを、下記数式3により求めた。
Then, the overall heat transfer coefficient K o on the basis of the outer surface area A o of the processed pipe fin processed portion was determined by the following
ここで、供試管フィン加工部の外表面積Aoは、下記数式4に示すように、供試管フィン加工部外径Doより算出した包絡面を基準とした。
Here, the outer surface area A o of the processed fin portion of the test tube is based on the envelope surface calculated from the outer diameter D o of the processed fin portion of the test tube, as shown in the following
ここで、lは供試管伝熱有効長である。 Here, 1 is the effective heat transfer length of the test tube.
また、外表面積基準の熱流束qoは、供試管フィン加工部の外表面積Aoを基準として、下記数式5により求めた。
Further, the heat flux q o based on the outer surface area was calculated by the following
管外蒸発熱伝達率hoは、下記数式6にて求めた。 The evaporative heat transfer coefficient h o outside the tube was calculated by the following mathematical formula 6.
ここで、hiは管内側熱伝達率、Aiは供試管フィン加工部の内表面積、Rwallは管壁熱抵抗であり、これらは以下のように求める。 Here, h i is the heat transfer coefficient inside the tube, A i is the inner surface area of the test tube fin processed portion, R wall is the heat resistance of the tube wall, and these are determined as follows.
供試管フィン加工部の内表面積Aiは、下記数式7にて定義される。 The internal surface area A i of the processed pipe fin processed portion is defined by the following mathematical formula 7.
ここで、Dimaxは供試管フィン加工部最大内径である。また、管壁熱抵抗Rwallは、下記数式8にて定義して求める。 Here, D imax is the maximum inner diameter of the test tube fin processed portion. Further, the tube wall thermal resistance R wall is defined and obtained by the following mathematical formula 8.
ここで、kwallは管壁の熱伝導率である。更に、管内側熱伝達率hi及び管内側ヌッセルト数Nuiは、関数形がDittus-Boelterの式で表されると仮定し、下記数式9にて定義して求める。 Here, k wall is the thermal conductivity of the tube wall . Further, the heat transfer coefficient h i inside the tube and the Nusselt number Nu i inside the tube are obtained by defining the function form by the Dittus-Boelter equation, and are defined by the following equation 9.
ここで、Ciは実験的に求められる係数、kCは温水の熱伝導率、PrCは温水のプラントル数である。また、温水のレイノルズ数ReCは、下記数式10にて定義して求めた。
Here, C i is an experimentally obtained coefficient, k C is the thermal conductivity of hot water, and Pr C is the Prandtl number of hot water. Further, the Reynolds number Re C of the warm water was obtained by being defined by the following
ここで、VCiは温水平均流速、νCは温水の動粘性係数である。なお、管内側熱伝達率hiを求めるためのCi値は、事前にWilson-plot法を使用して予め試験して求めた。そのCi値は、0.068である。 Here, V Ci is the average hot water flow velocity, and ν C is the kinematic viscosity coefficient of hot water. The C i value for obtaining the heat transfer coefficient h i inside the tube was obtained by conducting a test in advance using the Wilson-plot method. Its C i value is 0.068.
試験評価した本発明の実施例及び比較例の伝熱管の形状因子を下記表2−1、表2−2及び表3に示す。表2−1、表2−2は実施例、表3は比較例である。表2−1、表2−2及び表3において、各数値の単位は、R2/R1及びhoを除いて、mmである。なお、素材はりん脱酸銅管(JIS H3300 C1220TS)を使用した。実施例及び比較例の伝熱管を得るための素管のサイズは、管の外径が19.05mm、肉厚が1.05mmの平滑管である。この素管を転造加工法によりローフィン及び内面リブを同時に加工し、数段のフィン先端部を分断及び圧縮して目的の形状を成形した。なお、フィンの成形は転造による方法に限定するものではなく、切り起こし法、又は切削による方法でも可能である。なお、内面リブの形状仕様は、リブ数が48個、リブの管軸に対してなす角度であるリード角が47°、リブ高さが0.31mmである。 The form factors of the heat transfer tubes of the examples and comparative examples of the present invention that were tested and evaluated are shown in Tables 2-1, 2-2 and 3 below. Tables 2-1 and 2-2 are examples, and Table 3 is a comparative example. In Table 2-1, Table 2-2, and Table 3, the unit of each numerical value is mm, excluding R2/R1 and ho. A phosphorus deoxidized copper tube (JIS H3300 C1220TS) was used as the material. The size of the raw pipe for obtaining the heat transfer pipes of Examples and Comparative Examples is a smooth pipe having an outer diameter of 19.05 mm and a wall thickness of 1.05 mm. Low fins and inner ribs were processed at the same time by the rolling method of this raw pipe, and the desired shape was formed by cutting and compressing the fin tips at several stages. It should be noted that the fins are not limited to the rolling method, but may be a cut and raised method or a cutting method. As for the shape specifications of the inner surface ribs, the number of ribs is 48, the lead angle, which is an angle formed by the ribs with respect to the tube axis, is 47°, and the rib height is 0.31 mm.
この表3に示すように、比較例1乃至7は、R2/R1が0.953乃至0.995の範囲から外れる。また、比較例3,5,8は、w1≧w2であり、本発明の範囲から外れる。更に、比較例1〜3,6〜8は、P2が本発明の範囲0.40乃至0.90mmから外れる。 As shown in Table 3, in Comparative Examples 1 to 7, R2/R1 is out of the range of 0.953 to 0.995. In Comparative Examples 3, 5 and 8, w1≧w2, which is outside the scope of the present invention. Further, in Comparative Examples 1 to 3 and 6 to 8, P2 is out of the range of 0.40 to 0.90 mm of the present invention.
これに対し、表2−1,表2−2に示す実施例A1〜A7と比較例B1〜B9は、全て、R2/R1及びw1,w2は、本発明の範囲を満たす。また、実施例A1〜A7は、P2も本発明の範囲を満たす。しかし、比較例B1〜B9は、P2が本発明の範囲から外れる。 On the other hand, in Examples A1 to A7 and Comparative Examples B1 to B9 shown in Tables 2-1 and 2-2, R2/R1 and w1 and w2 all satisfy the range of the present invention. In addition, in Examples A1 to A7, P2 also satisfies the scope of the present invention. However, in Comparative Examples B1 to B9, P2 is out of the range of the present invention.
この表2-1,表2−2に示すように、本発明の範囲を満たす実施例A1〜A7は、管外面の蒸発熱伝達率hoが7.89以上と極めて高い。また、比較例B1〜B9は、P2が本発明の範囲から外れるため、蒸発熱伝達率hoが6.52〜6.80と実施例A1〜A7より低い。更に、表3に示すように、本発明の比較例1〜8の場合は、蒸発熱伝達率hoの最高値が5.45と低いものであった。 As shown in Table 2-1 and Table 2-2, in Examples A1 to A7 satisfying the scope of the present invention, the evaporation heat transfer coefficient ho on the outer surface of the tube was 7.89 or more, which is extremely high. Further, in Comparative Examples B1 to B9, since P2 is out of the range of the present invention, the evaporation heat transfer coefficient ho is 6.52 to 6.80, which is lower than those of Examples A1 to A7. Further, as shown in Table 3, in Comparative Examples 1 to 8 of the present invention, the maximum value of the evaporation heat transfer coefficient ho was as low as 5.45.
1:伝熱管
1a:底肉部
2:フィン
2a:下部
2b:上部
2c:張出部
3:凹部
4:空洞
5:気泡
6:冷媒層
1:
Claims (1)
管外面に管周方向に連続し管軸方向にらせん状になるように形成された複数個のフィンと、
このフィンの上部を管軸方向に延びる複数本の直線状の溝により凹ませて、前記フィンの連続方向に適長間隔で形成された複数個の凹部と、
前記フィンの上部が相互に対向する方向に張り出して形成された張出部と、
を有し、
隣接する前記フィンの対向側面とこのフィン上部の前記張出部とにより囲まれるようにして形成され、前記フィンと共にらせん状に延びる空洞を有し、
前記フィンは、
その管軸方向のピッチP1が、0.40乃至1.60mmであり、前記フィンの高さfhは0.41乃至0.65mm、前記フィンの上部張出部の相互間隔である開口部幅wPは0.064乃至0.188mm、前記フィンの相互間とその上部の張出部に囲まれて形成された前記空洞の管軸方向の最大幅である空洞底幅wBが0.282乃至0.491mmであり、
前記凹部は、
管中心を基準として、管の最外面の半径をR1、前記凹部の底面の半径をR2とし、管軸直交断面における前記凹部の底面の両端角部の直線距離をw1、管軸直交断面における隣接する凹部の上端角部間の直線距離をw2としたとき、
0.953≦R2/R1≦0.995
w1<w2
であり、
前記凹部の一方の端部と、管周方向に隣接する他の凹部の一方の端部との間の直線距離としての前記凹部のピッチをP2としたとき、
0.40≦P2≦0.90mm
であると共に、
管最外面の直径Doは12.5乃至25mm、管の底肉厚は0.45乃至1.20mmであることを特徴とする沸騰型伝熱管。 Metal or alloy tube,
A plurality of fins formed on the outer surface of the tube in the circumferential direction and spirally in the axial direction of the tube;
The upper part of the fin is recessed by a plurality of linear grooves extending in the tube axis direction, and a plurality of recesses formed at appropriate intervals in the continuous direction of the fin,
An overhanging portion formed by overhanging the upper portions of the fins in directions opposite to each other,
Have
The cavity is formed so as to be surrounded by the opposing side surfaces of the adjacent fins and the projecting portion on the upper part of the fin, and has a cavity extending spirally with the fin,
The fins are
The pitch P1 in the tube axis direction is 0.40 to 1.60 mm, the height fh of the fins is 0.41 to 0.65 mm, and the opening width wP is the mutual distance between the upper protrusions of the fins. Is 0.064 to 0.188 mm, and the cavity bottom width wB, which is the maximum width in the tube axis direction of the cavity formed between the fins and the overhanging portion above the fin, is 0.282 to 0. 491 mm,
The recess is
With the center of the pipe as a reference, the radius of the outermost surface of the pipe is R1, the radius of the bottom surface of the recess is R2, the linear distance between both end corners of the bottom surface of the recess in the cross section orthogonal to the pipe axis is w1, and the adjacent in the cross section orthogonal to the pipe axis. When the straight line distance between the upper corners of the recess is w2,
0.953≦R2/R1≦0.995
w1<w2
And
When the pitch of the recesses as a linear distance between one end of the recess and one end of another recess adjacent in the pipe circumferential direction is P2,
0.40 ≤ P2 ≤ 0.90 mm
And
The boiling type heat transfer tube is characterized in that a diameter Do of the outermost surface of the tube is 12.5 to 25 mm and a bottom wall thickness of the tube is 0.45 to 1.20 mm.
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