JP3855346B2

JP3855346B2 - Heat exchanger

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Publication number: JP3855346B2
Application number: JP06323797A
Authority: JP
Inventors: 竜雄杉本; 忍鈴木; 高明阪根; 保利山中
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 1997-03-17
Filing date: 1997-03-17
Publication date: 2006-12-06
Anticipated expiration: 2017-03-17
Also published as: JPH10253276A; EP0866298A3; EP1195566B1; EP1195566A1; EP1195568B1; EP1195567B1; DE69814717T2; DE69814717D1; EP0866298B1; EP1195568A1; EP0866298A2; EP1195567A1

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は異種流体の熱交換を行う複数の熱交換コア部を有するとともに、この複数の熱交換コア部において一体成形したフィンを用いる熱交換器に関するもので、具体的には、自動車用空調装置の凝縮器用コア部とエンジン冷却用のラジエータ用コア部とを一体化した熱交換器に用いて好適なものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、異種流体の熱交換を行う複数の熱交換コア部を一体化した熱交換器は、例えば、特開平３−１７７７９５号公報等で提案されており、この従来技術では、第１コア部側のコルゲートフィンと第２コア部側のコルゲートフィンとを一体に成形し、このコルゲートフィンを第１、第２コア部の偏平チューブにそれぞれ接合している。
【０００３】
そして、コルゲートフィンにおいて、第１コア部と第２コア部との間の中間の部位に熱伝導防止用のスリットを複数設ける構成としており、これにより、第１コア部と第２コア部のうち、高温側の熱交換コア部（例えば、ラジエータ用コア部）から低温側の熱交換コア部（例えば、凝縮器用コア部）にコルゲートフィンを介して熱伝導が発生するのを防止するようにしている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、第１コア部（凝縮器用コア部）および第２コア部（ラジエータ用コア部）の熱交換性能（放熱量）については、同じ車両であっても（換言すると、熱交換器体格が同じであっても）、エンジンの種類、車格等にて異なってくる。そこで、各用途ごとに単体の熱交換器を構成する場合には、コルゲートフィンのフィンピッチをエンジンの種類や車格等に応じて変更することにより、必要性能を設定している。
【０００５】
しかし、複数のコア部において一体成形した共通のフィンを用いる熱交換器では、両コア部で、それぞれ独立にフィンピッチを設定することができないので、上記の単体の熱交換器におけるフィンピッチ変更という手法を採用できない。
上記特開平３−１７７７９５号公報等の従来技術では、複数のコア部において一体成形した共通のフィンを用いる場合に、各コア部ごとに必要性能をどのように設定するか、その手法については一切開示していない。
【０００６】
そこで、本発明では、上記点に鑑み、異種流体の熱交換を行う複数のコア部を有するとともに、この複数のコア部において一体成形した共通のフィンを用いる熱交換器において、各コア部ごとの必要性能を簡単に設定できる熱交換器を提供することを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
同一の熱交換器体格という条件の下では、熱交換器の伝熱性能（放熱量）を決定する上での２大要素は熱伝達率と通風抵抗であり、そして、この２大要素がフィン上に斜めに切り起こし形成されるルーバの形態により変化するという点に着目して、本発明では、第１コア部側と第２コア部側とで、一体成形した共通フィンにおけるルーバの形態を変えることにより、上記目的を達成しようとするものである。
【０００８】
すなわち、請求項１記載の発明では、第１、第２コア部（２、３）のうち、必要放熱量の小さい方のコア部におけるコルゲートフィンのルーバの枚数を、必要放熱量の大きい方のコア部におけるコルゲートフィンのルーバ枚数に対して３０％以上減少させ、１コア部（２）におけるコルゲートフィン（２２）の外部流体流れ方向のフィン幅（ＬＣ）とルーバ（２２０）の枚数（Ｎｃ）との比（Ｎｃ／ＬＣ）と、第２コア部（３）におけるコルゲートフィン（３２）の外部流体流れ方向のフィン幅（Ｌｒ）とルーバ（３２０）の枚数（Ｎｒ）との比（Ｎｒ／Ｌｒ）を、前記第１、第２コア部（２、３）のうち、必要放熱量の小さい方のコア部が小となり、必要放熱量の大きい方のコア部が大となるように設定したことを特徴としている。
【０００９】
これによると、必要放熱量の小さい方のコア部では、フィン幅に対するルーバ枚数が小となり、熱伝達率が減少するが、ルーバ枚数の減少により圧損が減少するので、この圧損の減少分だけ、外部流体の流量が増加する。この結果、必要放熱量の大きい方のコア部では、外部流体の流量増加により性能（放熱量）を増加できる。
【００１０】
つまり、第１コア部側と第２コア部側とで、一体成形した共通のコルゲートフィンを用いる熱交換器において、フィンピッチ変更という手法を採用することなく、各コア部の必要性能を簡単に設定できる。特に、必要放熱量の小さい方のコア部におけるコルゲートフィンのルーバの枚数を、必要放熱量の大きい方のコア部におけるコルゲートフィンのルーバの枚数に対して３０％以上減少させることにより、必要放熱量の小さい方のコア部の圧損を減少させ、必要放熱量の大きいほうのコア部における放熱量を増加させることができる。
【００１１】
本発明は請求項３のように、必要放熱量の小さい方のコア部では、必要放熱量の大きい方のコア部に比して、ルーバピッチを大きくすることが好ましい。
【００１２】
これによると、必要放熱量の小さい方のコア部では、ルーバの枚数を減少しても、コルゲートフィンのフィン面の比較的広い範囲に対してルーバを形成することができるので、必要放熱量の小さい方のコア部における熱伝達率の低下を効果的に抑制できる。
また、本発明は請求項４のように、ルーバ（２２０、３２０）の中間部位に外部流体の流れ方向を転向する転向ルーバ（２２３、３２３）を設けるとともに、この転向ルーバ（２２３、３２３）の前後に、傾斜角が逆転している第１のルーバ群（２２１、３２１）および第２のルーバ群（２２２、３２２）を形成し、
第１、第２コア部（２、３）のうち、必要放熱量の小さい方のコア部におけるコルゲートフィンの転向ルーバに、平坦転向面（２２３ａ、３２３ａ）を形成するとともに、ルーバ（２２０、３２０）の流体入口側に平坦な流体導入部（２２４、３２４）を形成し、
必要放熱量の小さい方のコア部では、平坦転向面（２２３ａ、３２３ａ）の長さ（Ｌ_T）を流体導入部（２２４、３２４）の長さ（Ｌ_i）より大きくすることが好ましい。
【００１３】
これによると、平坦転向面（２２３ａ、３２３ａ）の長さ（Ｌ_T）を長くしたことにより、空気等の流速が平坦転向面にて回復して、平坦転向面の下流に位置する第２のルーバ群に早い速度で、流体が流入するため、第２のルーバ群での熱伝達率を第１のルーバ群に近似した値まで向上できる。この結果、必要放熱量の小さい方のコア部における熱伝達率の低下を効果的に抑制できる。
【００１４】
次に、請求項５記載の発明では、第１、第２コア部（２、３）のうち、必要放熱量の小さい方のコア部では、コルゲートフィンの外部流体流れ方向のフィン幅を前記偏平チューブの断面長手方向の長さの８０％以下に減少させ、偏平チューブの断面長手方向の長さよりも短くし、必要放熱量の小さい方のコア部における偏平チューブの断面長手方向の長さとルーバの枚数との比を、必要放熱量の大きい方のコア部における偏平チューブの断面長手方向の長さとルーバの枚数との比より小さくしたことを特徴としている。
【００１５】
これによると、必要放熱量の小さい方のコア部では、偏平チューブの断面長手方向の長さに対するフィン幅、およびルーバ枚数がいずれも小となり、フィン放熱面積が減少するが、フィン幅およびルーバ枚数の減少により圧損が減少するので、この圧損の減少分だけ、外部流体の流量が増加する。この結果、必要放熱量の大きい方のコア部では、外部流体の流量増加により性能（放熱量）を増加できる。特に、必要放熱量の小さい方のコア部におけるフィン幅を偏平チューブの断面長手方向の長さに対して８０％以下に減少することにより、圧損の減少量を十分高めることができる。
【００１７】
次に、請求項６記載の発明では、第１、第２コア部（２、３）のうち、必要放熱量の小さい方のコア部におけるルーバの切れ長さを、必要放熱量の大きい方のコア部におけるルーバの切れ長さよりも５０％以上小さくしたことを特徴としている。これによると、必要放熱量の小さい方のコア部では、ルーバの切れ長さを小さくすることにより、熱伝達率が減少するが、ルーバ切れ長さの減少により圧損が減少するので、この圧損の減少分だけ、外部流体の流量が増加する。この結果、必要放熱量の大きい方のコア部では、外部流体の流量増加により性能（放熱量）を増加できる。
【００１９】
次に、請求項７記載の発明では、第１、第２コア部（２、３）のうち、必要放熱量の小さい方のコア部におけるルーバの傾斜角を、必要放熱量の大きい方のコア部におけるルーバの傾斜角よりも２０％以上小さくしたことを特徴としている。これによると、必要放熱量の小さい方のコア部では、ルーバの傾斜角を小さくすることにより、熱伝達率が減少するが、ルーバ傾斜角の減少により圧損が減少するので、この圧損の減少分だけ、外部流体の流量が増加する。この結果、必要放熱量の大きい方のコア部では、外部流体の流量増加により性能（放熱量）を増加できる。
【００２１】
また、本発明では、請求項８のように車両に搭載される熱交換器であって、第１コア部を冷凍サイクルの冷媒を凝縮させる凝縮器（１）とし、第２コア部をエンジン冷却水を冷却するラジエータ（２０）とし、凝縮器（１）をラジエータ（２０）よりも空気流れの上流側に配置する熱交換器に適用して好適に実施できる。
ところで、請求項１、請求項５、請求項６、および請求項７の各発明では、第１コア部側と第２コア部側の両コルゲートフィン（２２、３２）を、結合部（４５）を介して一体に成形するとともに、この結合部（４５）の幅を、偏平チューブ（２１、３１）相互の間隔であるフィン山高さに比して小さくし、このフィン山高さの方向において結合部（４５）の両側にスリット（４７）を形成している。
これによると、結合部（４５）両側のスリット（４７）がフィン折曲部に位置して良好に断熱作用を果たすので、第１コア部と第２コア部のうち高温側コア部から低温側コア部への熱伝導を良好に抑制できる。
【００２２】
なお、上記各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態記載の具体的手段との対応関係を示すものである。
【００２３】
【発明の実施の形態】
（第１実施形態）
図１〜図５は本発明の第１実施形態を示すもので、本例では、自動車用空調装置の冷凍サイクルにおける凝縮器用コア部（第１コア部）２と、エンジン冷却用のラジエータ用コア部（第２コア部）３とを一体化した熱交換器１に本発明を適用した例を示している。
【００２４】
通常、凝縮器用コア部２を流れる冷媒の温度（５０°Ｃ程度）は、ラジエータ用コア部３を流れるエンジン冷却水の温度（９０°Ｃ程度）に比べて低いので、この熱交換器１は凝縮器用コア部２をラジエータ用コア部３より空気流れ（外部流体）の上流側に直列に配置して、図示しないエンジンルームの最前部に搭載される。
【００２５】
まず、最初に、本実施形態に係る熱交換器の全体構成について述べると、凝縮器用コア部２とラジエータ用コア部３は、相互間の熱伝導を遮断するために後述する両偏平チューブ２１、３１間に所定の隙間４６を設定して空気流れ方向に直列に配置されている。凝縮器用コア部２は、偏平チューブ２１と、偏平チューブ２１相互の間に配置されたコルゲートフィン２２とから構成されている。
【００２６】
偏平チューブ２１はアルミニュウムにて断面偏平形状に形成され、かつ多数の冷媒通路穴を有する形状に成形されており、その断面長手方向と直交する方向に多数並列配置される。また、コルゲートフィン２２は図４に示すように多数個の折曲部２２ａを有するコルゲート状（波形状）にアルミニュウムにて成形されている。そして、コルゲートフィン２２は偏平チューブ２１の断面長手方向の外壁面にろう付けにて接合される。
【００２７】
また、ラジエータ用コア部３も凝縮器用コア部２と同様な構造をしており、凝縮器側の偏平チューブ２１の下流側にて平行に配置された偏平チューブ３１と、この偏平チューブ３１相互の間に配置されたコルゲートフィン３２とから構成されている。但し、ラジエータ側の偏平チューブ３１はそれ全体として１つの水通路穴を形成する形状である。
【００２８】
そして、これらの偏平チューブ２１、３１とコルゲートフィン２２、２３とは交互に積層されて、それぞれろう付けされている。なお、両コルゲートフィン２２、３２には、熱交換を促進するためのルーバ２２０、３２０が斜めに切り起こし成形されている。
ここで、両コルゲートフィン２２、３２は、結合部４５を介して一体に成形されるものであって、歯車状のカッターを有する成形ローラによりアルミニュウム薄肉材を成形して、ルーバ２２０、３２０付きの所定形状に成形されている。結合部４５の両側には断熱用スリット４７を形成して、結合部４５の幅はフィン山高さ（偏平チューブ２１相互間、および偏平チューブ３１相互間の寸法）に比して十分小さくしてあり、これにより、高温のラジエータ用コア部３側から低温の凝縮器用コア部２側への熱伝導を抑制することができる。
【００２９】
ところで、２３、３３は凝縮器用コア部２およびラジエータ用コア部３の補強部材をなすサイドプレートで、これらは図２に示すように、両コア部２、３の上下両端に配置されている。これらのサイドプレート２３、３３は、図１に示すように、その断面形状を略コの字状として、１枚のアルミニウム板から一体形成されている。そして、両サイドプレート２３、３３の長手方向の両端には、サイドプレート２３とサイドプレート３３とをそれぞれ結合する連結部４が設けられている。
【００３０】
この連結部４は、サイドプレート２３のＺ状の曲げ部４１とサイドプレート３３のＺ状の曲げ部４２とがその先端薄肉部４３で一体に結合されている。この連結部４の幅は、サイドプレート２３または３３の長手方向寸法に比べて十分小さくなるように設定して、両サイドプレート２３、３３間の熱伝導を抑制している。また、この連結部４の先端薄肉部４３は、連結部４の板厚を薄くした切り欠き形状になっている。
【００３１】
また、図２に示すように、ラジエータ用コア部３において、サイドプレート３３が配置されていない左右の側面のうち、一方（左側）には、冷却水を各偏平チューブ３１に分配する第１ヘッダータンク３４が配置されており、この第１ヘッダータンク３４に各偏平チューブ３１の一端部が開口した状態でろう付けされている。この第１ヘッダータンク３４の正面形状は略三角形であり、その略三角形の上部側の幅の広い部分に冷却水の入口パイプ３５がろう付けされている。
【００３２】
また、ラジエータ用コア部３の左右の側面の他方（右側）には、、熱交換を終えた冷却水を集合させる第２ヘッダータンク３６が配置されており、この第２ヘッダータンク３６に各偏平チューブ３１の他端部が開口した状態でろう付けされている。この第２ヘッダータンク３６は第１ヘッダータンク３４と同様な形状をしている。そして、冷却水を排出する出口パイプ３７が第２ヘッダータンク３６の底辺側にろう付けされている。
【００３３】
また、図２、３において、２４は凝縮器用コア部２の各偏平チューブ２１に冷媒を分配する第１ヘッダータンクであり、この第１ヘッダータンク２４の本体は、円筒状に形成されており、各偏平チューブ２１の一端部が開口した状態でろう付けされている。また、この第１ヘッダータンク２４の本体は、ラジエータ用コア部３の第２ヘッダータンク３６と所定の空隙を開けて配置されている。また、２６は図示しない冷媒配管を接続するための冷媒入口ジョイントで、この入口ジョイント２６は、第１ヘッダータンク２４の本体に対して、その本体内部と連通するようにして、ろう付けされている。
【００３４】
また、凝縮器用コア部２の第１ヘッダータンク２４の対辺側には、熱交換を終えた冷媒を集合する第２ヘッダータンク２５が、ラジエータ用コア部３の第１ヘッダータンク３４と所定の空隙を開けて配置されている。この第２ヘッダータンク２５の本体は円筒状に形成されており、この本体には、図示しない冷媒配管を接続するための冷媒出口ジョイント２７がろう付けされている。
【００３５】
次に、本発明の要部をなすコルゲートフィン２２、３２の具体的形態を図５について詳述すると、本例では、両コルゲートフィン２２、３２のフィン幅Ｌ_C、Ｌ_rが偏平チューブ２１、３１の断面長手方向の寸法（チューブ幅）と同一にしてある。ここで、フィン幅Ｌ_C、Ｌ_rとは、偏平チューブ２１、３１の断面長手方向（空気流れ方向）に沿った寸法を言う。
【００３６】
凝縮器用コア部２側のコルゲートフィン２２のルーバ２２０は、第１のルーバ群２２１と第２のルーバ群２２２と、この両ルーバ群２２１、２２２の間に位置して空気流れ方向を転向する転向ルーバ２２３とから構成されている。第１のルーバ群２２１と第２のルーバ群２２２とではルーバ傾斜角が逆方向となっている。
【００３７】
ラジエータ用コア部３側のコルゲートフィン３２においても同様に、第１のルーバ群３２１と第２のルーバ群３２２と、転向ルーバ３２３とから構成されるルーバ３２０が設けられている。
但し、本第１実施形態では、ラジエータ用コア部３側の伝熱性能（放熱量）を高めるために、両ルーバ２２０、３２０の具体的形態を以下のように設定している。すなわち、凝縮器側コルゲートフィン２２のルーバ２２０では、第１、第２のルーバ群２２１、２２２におけるルーバ枚数を３枚づつとし、これに対し、ラジエータ側コルゲートフィン３２のルーバ３２０では、第１、第２のルーバ群３２１、３２２におけるルーバ枚数を５枚づつとしている。
【００３８】
ここで、ルーバ枚数とは、各ルーバ群においてフィンの表裏両面にわたって切り起こし成形されたルーバ片の枚数であって、転向ルーバ３２３のようにフィン面の片側のみに切り起こし成形された部分は枚数に含めない。
凝縮器側コルゲートフィン２２の合計ルーバ枚数Ｎ_c＝６であるのに対し、ラジエータ側コルゲートフィン３２の合計ルーバ枚数Ｎ_r＝１０となる。
【００３９】
従って、本第１実施形態では、凝縮器側コルゲートフィン２２におけるＮ_cとＬ_Cとの比（Ｎ_c／Ｌ_C）と、ラジエータ側コルゲートフィン３２におけるＮ_rとＬ_rとの比（Ｎ_r／Ｌ_r）との大小関係は次のようになる。
すなわち、（Ｎ_c／Ｌ_C）＜（Ｎ_r／Ｌ_r）の関係が成り立つ。
ところで、凝縮器側コルゲートフィン２２においては、フィン幅Ｌ_Cに対する本来設置可能なルーバ枚数（＝１０枚）を意図的に６枚まで減少しているから、ルーバ２２０の前後に形成される平坦面からなる空気導入部（流体導入部）２２４、２２５の領域がルーバ２２０の形成領域に対して増加することになる。
【００４０】
従って、凝縮器側コルゲートフィン２２における空気導入部２２４、２２５の空気流れ方向長さの合計（Ｌ₁＋Ｌ₂）とルーバ２２０の形成領域の空気流れ方向長さＬ₃との比〔（Ｌ₁＋Ｌ₂）／Ｌ₃〕と、ラジエータ側コルゲートフィン３２における空気導入部３２４、３２５の空気流れ方向長さの合計（Ｌ₄＋Ｌ₅）とルーバ３２０の形成領域の空気流れ方向長さＬ₆との比〔（Ｌ₄＋Ｌ₅）／Ｌ₆〕との大小関係は次のようになる。
【００４１】
すなわち、〔（Ｌ₁＋Ｌ₂）／Ｌ₃〕＞〔（Ｌ₄＋Ｌ₅）／Ｌ₆〕の関係が成り立つ。
次に、上記構成において作動を説明する。いま、ラジエータ用コア部３の空気下流側に配設された冷却ファン（図示せず）を作動させると、冷却空気が図１、３に示すように、凝縮器用コア部２を通過してからラジエータ用コア部３を通過する。
【００４２】
一方、凝縮器用コア部２において、図示しない冷凍サイクルの圧縮機から吐出された冷媒ガスが冷媒入口ジョイント２６から第１ヘッダータンク２４内に流入し、ここから冷媒は凝縮器用コア部２の偏平チューブ２１を図２、３の右側から左側へと流れ、この間にコルゲートフィン２２を介して冷却空気中に放熱して、凝縮する。凝縮した液冷媒は第２ヘッダータンク２５に集合され、冷媒出口ジョイント２７から凝縮器用コア部２の外部へ流出する。
【００４３】
また、ラジエータ用コア部３においては図示しないエンジンからの高温の冷却水が入口パイプ３５から第１ヘッダータンク３４内に流入し、ここから冷却水は偏平チューブ３１を図２、３の左側から右側へと流れ、この間にコルゲートフィン３２を介して冷却空気中に放熱することにより、冷却水が冷却される。この冷却後の冷却水は第２ヘッダータンク３６内で集合し、出口パイプ３７から外部へ流出してエンジンに戻る。
【００４４】
ところで、上記した凝縮器用コア部２およびラジエータ用コア部３における熱交換性能（放熱量）は、同一の熱交換器体格という条件の下では、熱伝達率と通風抵抗という２大要素によって決定される。そして、この２大要素はルーバ２２０、３２０の形態により変化する。すなわち、ルーバ２２０、３２０の枚数の減少により熱伝達率が低下するが、その一方、圧損（通風抵抗）も低下する。
【００４５】
本実施形態では、上記点に注目して、凝縮器側コルゲートフィン２２ではルーバ枚数Ｎ_cを本来成形可能な１０枚から６枚に減少し、これに対し、ラジエータ側コルゲートフィン３２ではルーバ枚数Ｎ_rを本来成形可能な１０枚のままとしている。
この結果、凝縮器用コア部２ではルーバ枚数Ｎ_cの減少による熱伝達率の低下が起こり、熱交換性能の低下が生じる。一方、ラジエータ用コア部３では凝縮器用コア部２でのルーバ枚数Ｎ_cの減少による圧損低下によって風量が増加し、熱交換性能が向上することになる。
【００４６】
（第２実施形態）
図６は第２実施形態を示すもので、第１実施形態とは逆に、ラジエータ用コア部３におけるルーバ枚数を本来成形可能な１０枚から６枚に減少したものである。従って、第２実施形態では、（Ｎ_c／Ｌ_C）＞（Ｎ_r／Ｌ_r）の関係が成り立つことになり、これにより、ラジエータ用コア部３の放熱量が減少し、その代わりに凝縮器用コア部２では風量増加により放熱量を増加できる。
【００４７】
図７は本発明者の検討によるルーバ枚数減少率と各コア部２、３の性能比との関係を、コア部への送風空気の風速＝一定の条件下で示すものである。ここで、ルーバ枚数減少率とは、所定のフィン幅Ｌ_C、Ｌ_rにおける本来成形可能なルーバ枚数に対する減少ルーバ枚数の比率であり、図５の第１実施形態では凝縮器側コルゲートフィン２２では、本来成形可能な１０枚から６枚に減少しているので、ルーバ枚数減少率は４０％であり、同様に図６の第２実施形態ではラジエータ側コルゲートフィン３２におけるルーバ枚数減少率は４０％である。
【００４８】
図７のグラフから理解されるように、例えば、凝縮器用コア部２またはラジエータ用コア部３のいずれか一方においてルーバ枚数減少率を５０％に設定すると、ルーバ枚数を減少したコア部では放熱量が約１０％減少し、圧損は約３０％減少する。この圧損の約３０％減少による風量増加によって、他方のコア部では放熱量を約５％増加できる。
【００４９】
図７の検討結果から、圧損の減少率を少なくとも２０％程度確保するためにはルーバ枚数減少率を３０％以上に設定することが必要である。
（第３実施形態）
図８は第３実施形態を示すもので、第１実施形態を変形したものであり、ラジエータ用コア部３におけるコルゲートフィン３２において、空気流れ上流側の端部（凝縮器用コア部２に対向する端部）に、偏平チューブ３１の端部より空気流れ上流側へ突出する突出部３２６を形成して、第１実施形態よりもラジエータ側コルゲートフィン３２におけるルーバ枚数Ｎ_rを増加させている。
【００５０】
具体的には、図８の例ではラジエータ側コルゲートフィン３２のルーバ枚数Ｎ_rを１２枚としている。これにより、第３実施形態では、凝縮器用コア部２とラジエータ用コア部３との放熱量の差をさらに拡大できる。
（第４実施形態）
図９は第４実施形態を示すもので、第１実施形態の別の変形例であり、ルーバ枚数Ｎ_cを本来成形可能な１０枚から６枚に減少している凝縮器側コルゲートフィン２２において、このルーバ枚数Ｎ_cの減少に伴って、凝縮器側ルーバ２２０のルーバピッチＬ_pcをラジエータ側ルーバ３２０のルーバピッチＬ_prよりも拡大したものである。ここで、ルーバピッチＬ_pc、Ｌ_prとは、各ルーバ片相互間の間隔であり、この間隔は各ルーバ片の空気流れ方向の長さと一致する。
【００５１】
このように、ルーバ枚数Ｎ_cの減少に伴って、凝縮器側ルーバ２２０のルーバピッチＬ_pcを拡大することにより、凝縮器側コルゲートフィン２２において空気導入部２２４、２２５の領域（Ｌ₁＋Ｌ₂）を図５の第１実施形態よりも減少させることができる。
第１実施形態のごとく、ルーバ２２０の形成領域（Ｌ₃）をフィン面の中央部に集中させると、ルーバ２２０の傾斜角に沿う斜めの空気流れがフィン幅Ｌ_Cの中央部に偏って、熱伝達率の低下度合いが大きくなる場合がある。このような場合には、第４実施形態のごとく、ルーバ枚数Ｎ_cの減少に伴って、凝縮器側ルーバ２２０のルーバピッチＬ_pcを拡大することにより、フィン幅Ｌ_Cに対する斜め空気流れの範囲を拡大して、熱伝達率の低下度合いを小さくできる。
【００５２】
（第５実施形態）
図１０は第５実施形態を示すもので、凝縮器側コルゲートフィン２２におけるフィン幅Ｌ_Cを偏平チューブ２１の断面長手方向の寸法であるチューブ幅Ｌ_tcより短くしてある。
一方、ラジエータ側コルゲートフィン３２では、フィン幅Ｌ_r＝チューブ幅Ｌ_trになっている。また、図１０の例では、凝縮器側チューブ幅Ｌ_tc＝ラジエータ側チューブ幅Ｌ_trになっている。
【００５３】
従って、凝縮器側コルゲートフィン２２のルーバ枚数Ｎ_c（図１０の例では、６枚）と、凝縮器側チューブ幅Ｌ_tcとの比（Ｎ_c／Ｌ_tc）と、
ラジエータ側コルゲートフィン３２のルーバ枚数Ｎ_r（図１０の例では、１０枚）とラジエータ側チューブ幅Ｌ_trとの比（Ｎ_r／Ｌ_tr）との大小関係は次のようになる。
【００５４】
すなわち、（Ｎ_c／Ｌ_tc）＜（Ｎ_r／Ｌ_tr）の関係が成り立つ。
なお、図１０において、Ｌ_Fは両コルゲートフィン２２、３２の全体のフィン幅であり、また、Ｌは両偏平チューブ２１、３１の空気流れ方向の両端間の寸法、すなわち、熱交換器全体の幅である。
図１０の第５実施形態によると、凝縮器用コア部２では、ラジエータ用コア部３に比して、チューブ幅Ｌ_tcに対するフィン幅Ｌ_Cが小さいため、凝縮器側での放熱面積減少による放熱量の低下が起こるが、その代わりに、フィン幅Ｌ_Cの減少により、凝縮器側のフィン放熱面積とルーバ枚数Ｎ_cが両方ともラジエータ側より減少する。その結果、凝縮器用コア部２での圧損（通風抵抗）が低下し、風量が増加されるので、ラジエータ用コア部３の性能（放熱量）を増加できる。
【００５５】
（第６実施形態）
図１１は第６実施形態を示すもので、上記第５実施形態とは逆に、ラジエータ用コア部３におけるフィン幅Ｌ_rを偏平チューブ３１の断面長手方向の寸法であるチューブ幅Ｌ_trより短くしてある。
一方、凝縮器用コア部２では、フィン幅Ｌ_c＝チューブ幅Ｌ_tcになっている。また、図１１の例では、凝縮器側チューブ幅Ｌ_tc＝ラジエータ側チューブ幅Ｌ_trになっている。
【００５６】
従って、凝縮器側コルゲートフィン２２のルーバ枚数Ｎ_c（図１０の例では、１０枚）と、凝縮器側チューブ幅Ｌ_tcとの比（Ｎ_c／Ｌ_tc）と、
ラジエータ側コルゲートフィン３２のルーバ枚数Ｎ_r（図１０の例では、６枚）とラジエータ側チューブ幅Ｌ_trとの比（Ｎ_r／Ｌ_tr）との大小関係は次のようになる。
【００５７】
すなわち、（Ｎ_c／Ｌ_tc）＞（Ｎ_r／Ｌ_tr）の関係が成り立つ。
そして、第６実施形態によると、ラジエータ用コア部３の性能（放熱量）が低下するが、その代わりに、ラジエータ用コア部３における圧損（通風抵抗）が低下し、風量が増加されるので、凝縮器用コア部２の性能（放熱量）を増加できる。
【００５８】
図１２は本発明者の検討結果を示すもので、第５、第６実施形態において、チューブ幅Ｌ_tc、Ｌ_trに対するフィン幅Ｌ_C、Ｌ_rの比（Ｌ_C／Ｌ_tc、Ｌ_r／Ｌ_tr）と、凝縮器用コア部２およびラジエータ用コア部３の性能比との関係を示すものであり、図示の特性は、コア部への送風空気の風速＝一定の条件下での関係を示す。
【００５９】
図１２のグラフから理解されるように、フィン幅Ｌ_C、Ｌ_rを例えば、チューブ幅Ｌ_tc、Ｌ_trの８０％まで減少すると、フィン幅を減少した方のコア部では放熱量が約１０％減少するが、圧損を約２０％減少できる。これにより、フィン幅を減少しない方のコア部では放熱量を約３％増加できる。図１２の検討から、圧損を約２０％以上減少させるためには、フィン幅Ｌ_C、Ｌ_rをチューブ幅Ｌ_tc、Ｌ_trの８０％以下に減少させる必要がある。
【００６０】
（第７実施形態）
図１３は第７実施形態を示すもので、前述の第１、第２実施形態のように、凝縮器側コルゲートフィン２２のルーバ枚数Ｎ_cまたはラジエータ側コルゲートフィン３２のルーバ枚数Ｎ_rを減少させて、圧損を減少させる場合において、ルーバ枚数Ｎ_cまたはＮ_rを減少させた方のコルゲートフィン２２または３２における熱伝達率の低下を抑制するためのものである。
【００６１】
図１４は第７実施形態に対する比較例であり、ルーバ枚数Ｎ_cまたはＮ_rを減少させた方のコルゲートフィン２２（３２）を有するコア部２（３）を示す。この図１４の比較例は図１５の比較例から単純にルーバ枚数Ｎ_c（Ｎ_r）を減少させただけのものである。
本発明者が図１４の比較例について、実際にコルゲートフィン２２（３２）におけるルーバ枚数Ｎ_c（Ｎ_r）とコア部２（３）の性能比との関係を実験検討したところ、ルーバ２２０（３２０）において、ルーバ枚数Ｎ_c（Ｎ_r）を空気流れの前後両側から単純に減少させると、図１６に示すように、圧損と熱伝達率がともに比例的に低下することが分かった。
【００６２】
そこで、本発明者は、ルーバ２２０（３２０）において、ルーバ傾斜角が逆方向となっている第１のルーバ群２２１（３２１）と第２のルーバ群２２２（３２２）との間に位置して空気流れ方向を転向する転向ルーバ２２３（３２３）の存在に注目して、この転向ルーバ２２３（３２３）の平坦転向面２２３ａ（３２３ａ）の長さＬ_T（図１３参照）とコア部２（３）の性能比との関係について検討した。
【００６３】
図１７は上記平坦転向面２２３ａ（３２３ａ）の長さＬ_Tとコア部２（３）の性能比との関係をコア部への送風空気の風速＝一定の条件下で示すものである。図１７の横軸の平坦転向面長さＬ_TはルーバピッチＬ_pに対する倍数である。図１７のグラフから理解されるように、平坦転向面長さＬ_Tが大きくなるにつれてフィンの熱伝達率および圧損がともに上昇することが分かる。
【００６４】
ここで、フィンの熱伝達率および圧損の上昇は、ルーバピッチＬ_pの３倍付近から飽和する傾向にあるので、平坦転向面長さＬ_TはルーバピッチＬ_pの３倍以上に設定するのが好ましい。
上記のように、平坦転向面の長さＬ_Tの増大によって、フィンの熱伝達率が上昇するのは以下の理由からである。
【００６５】
すなわち、本発明者が行ったコルゲートフィン２２（３２）における空気流れの解析結果によると、平坦転向面の長さＬ_Tの増大によって、転向ルーバ２２３（３２３）の後流に位置する第２のルーバ群２２２（３２２）を通過する空気の流速が回復して、早い速度でもって空気が第２のルーバ群２２２（３２２）を通過するためであると考えられる。
【００６６】
図１３は上記の考え方に基づいて転向ルーバ２２３（３２３）の平坦転向面２２３ａ（３２３ａ）の長さＬ_TをルーバピッチＬ_pの３倍以上の大きさに増大した、第７実施形態のルーバ形状例である。なお、図１３のルーバ形状例では、平坦転向面の長さＬ_TをルーバピッチＬ_pの約５．５倍に設定している。
図１８（ａ）は横軸に図１４（ｂ）に示す比較例のフィン断面形状の空気流れ方向の部位をとり、図１８（ｂ）は横軸に図１３（ｂ）に示す第７実施形態のフィン断面形状の空気流れ方向の部位をとっている。
【００６７】
比較例のものでは、転向ルーバ２２３（３２３）がＶ形状であり、平坦転向面を持っていないので、転向ルーバ２２３（３２３）の後流に位置する第２のルーバ群２２２（３２２）を通過する空気の流速が回復せず、低下したままとなる。その結果、図１８（ａ）の▲１▼に示すように、転向ルーバ２２３（３２３）の後流に位置する第２のルーバ群２２２（３２２）での熱伝達率が第１のルーバ群２２１（３２１）に比してかなり低下する。
【００６８】
これに対し、第７実施形態のルーバ形状によると、平坦転向面２２３ａ（３２３ａ）がルーバピッチＬ_pの約５．５倍に設定した十分の長さＬ_Tを持っているので、この平坦転向面２２３ａ（３２３ａ）の平坦面に沿って空気が流れる間に流速が回復し、早い速度でもって空気が第２のルーバ群２２２（３２２）を通過するため、図１８（ｂ）の▲２▼に示すように、転向ルーバ２２３（３２３）の後流に位置する第２のルーバ群２２２（３２２）での熱伝達率が第１のルーバ群２２１（３２１）のそれと近似したレベルまで向上している。
【００６９】
従って、第７実施形態のルーバ形状を、図５の第１実施形態においてルーバ枚数Ｎｃを減少した方の凝縮器側コルゲートフィン２２、あるいは、図６の第２実施形態においてルーバ枚数Ｎ_rを減少した方のラジエータ側コルゲートフィン３２に適用することにより、圧損の低下を図るとともに、ルーバ枚数Ｎｃ、Ｎ_rの減少による熱伝達率の低下を抑制できる。
【００７０】
本発明者の検討によると、ルーバ枚数を減少した方のコルゲートフィンにおける平坦転向面２２３ａ（３２３ａ）の長さＬ_Tは、ルーバ２２０（３２０）の前後に形成される平坦な空気導入部２２４（３２４）、２２５（３２５）のうち、入口側の空気導入部２２４（３２４）の長さＬ_iとの比較において、この空気導入部長さＬ_iより大きくすることが、第２のルーバ群２２２（３２２）通過空気の流速の回復のために有効であることが分かった。
【００７１】
（第８実施形態）
図１９は第８実施形態を示すもので、各コア部での熱交換性能（放熱量）を決定する、熱伝達率と通風抵抗という２大要素がルーバ２２０、３２０の切れ長さ（空気流れ方向と直交する方向での切断長さ）Ｅｃ、Ｅｒにより変化することに着目して、凝縮器側ルーバ２２０とラジエータ側ルーバ３２０とで、その切れ長さＥｃ、Ｅｒを変えている。
【００７２】
すなわち、ルーバ２２０、３２０の切れ長さＥｃ、Ｅｒを減少させると、熱伝達率が低下するが、その一方、通風抵抗（圧損）も低下する。
そこで、第８実施形態では、上記点に着目して、ラジエータ用コア部３の性能向上を図るために、凝縮器側ルーバ２２０の切れ長さＥｃをラジエータ側ルーバ３２０の切れ長さＥｒより短くしている。
【００７３】
これにより、凝縮器用コア部２ではルーバ切れ長さＥｃの減少により熱伝達率が低下して性能低下が起きるが、その代わりに、凝縮器側のルーバ切れ長さＥｃの減少により圧損が低下し、熱交換器全体としての通風抵抗が低下し、風量が増加するので、ラジエータ用コア部３の性能を向上できる。
具体的な設計例としては、コルゲートフィン２２、３２におけるフィン山高さＨｆ（＝偏平チューブ間の間隔）が８ｍｍの場合、ラジエータ側ルーバ３２０の切れ長さＥｒ＝７ｍｍ（フィン山高さＨｆに対する本来の切れ長さである）、凝縮器側ルーバ２２０の切れ長さＥｃ＝５ｍｍである。
【００７４】
（第９実施形態）
図２０は第９実施形態を示すもので、第８実施形態とは逆に、凝縮器用コア部２の性能向上を図るために、ラジエータ側ルーバ３２０の切れ長さＥｒを凝縮器側のルーバ切れ長さＥｃより短くしたものである。他の点はすべて第８実施形態と同じである。
【００７５】
（第１０実施形態）
図２１は第１０実施形態を示すもので、第８実施形態の変形例であり、図８において説明した突出部３２６をラジエータ側コルゲートフィン３２に設けるとともに、凝縮器側コルゲートフィン２２にもこの突出部３２６に対向する突出部３２７を設けて、凝縮器側ルーバ２２０における第２ルーバ群２２２のルーバ枚数、およびラジエータ側ルーバ３２０における第１ルーバ群３２２のルーバ枚数をともに増加している。
【００７６】
そして、このようなルーバ構成をもつコルゲートフィン２２、３２において、凝縮器側ルーバ２２０の切れ長さＥｃをラジエータ側ルーバ３２０の切れ長さＥｒより短くしたものである。他の点は第８実施形態と同じである。
図２２は上記第８〜第１０実施形態によるルーバ切れ長さと性能との関係をコア部への空気流の風速＝一定という条件下で示すもので、横軸のルーバ切れ長さ比は、フィン山高さＨｆに対する本来のルーバ切れ長さ（例えば、図１８の第８実施形態では、ラジエータ側ルーバ３２０の切れ長さＥｒ）と、フィン山高さＨｆに対して意図的に短くしたルーバ切れ長さ（例えば、図１８の第８実施形態では、凝縮器側のルーバ切れ長さＥｃ）との比である。
【００７７】
すなわち、ルーバ切れ長さ比とは、
意図的に短くしたルーバ切れ長さ／本来のルーバ切れ長さである。
図２２から理解されるように、意図的に短くする片側のルーバ切れ長さを例えば半減すると、ルーバ切れ長さを半減したコア部での放熱量が約１０％減少するが、圧損は約３０％減少する。この圧損の約３０％減少により、本来のルーバ切れ長さを持った他の片側のコア部の性能（放熱量）を約５％向上できる。
【００７８】
（第１１実施形態）
図２３は第１１実施形態を示すもので、各コア部での熱交換性能（放熱量）を決定する、熱伝達率と通風抵抗という２大要素がルーバ２２０、３２０の傾斜角θ_c、θ_rにより変化することに着目して、凝縮器側ルーバ２２０とラジエータ側ルーバ３２０とで、その傾斜角θ_c、θ_rを変えている。
【００７９】
すなわち、ルーバ２２０、３２０の傾斜角θ_c、θ_rを減少させると、ルーバ２２０、３２０の各ルーバ片相互間を通過する空気の風速が低下して、熱伝達率が低下するが、その一方、通風抵抗（圧損）も低下する。
そこで、第１１実施形態では、上記点に着目して、ラジエータ用コア部３の性能向上を図るために、凝縮器側ルーバ２２０の傾斜角θ_cをラジエータ側ルーバ３２０の傾斜角（高熱伝達率を得るための本来の傾斜角）θ_rより意図的に低下させている。
【００８０】
すなわち、凝縮器側のルーバ傾斜角θ_c＜ラジエータ側のルーバ傾斜角θ_rとしている。
これにより、凝縮器用コア部２ではルーバ傾斜角θ_cの低下により熱伝達率が低下して性能低下が起きるが、その代わりに、凝縮器側のルーバ傾斜角θ_cの減少により圧損が低下し、熱交換器全体としての通風抵抗が低下し、風量が増加するので、ラジエータ用コア部３の性能を向上できる。
【００８１】
具体的な設計例としては、凝縮器側のルーバ傾斜角θ_c＝１８°、ラジエータ側のルーバ傾斜角θ_r＝２５°である。
（第１２実施形態）
図２４は第１２実施形態を示すもので、第１１実施形態とは逆に、凝縮器用コア部２の性能向上を図るために、ラジエータ側ルーバ３２０の傾斜角θ_rを凝縮器側ルーバ２２０の傾斜角θ_cより意図的に減少させている。
【００８２】
すなわち、凝縮器側のルーバ傾斜角θ_c＞ラジエータ側のルーバ傾斜角θ_rとしている。他の点はすべて第１１実施形態と同じである。
（第１３実施形態）
図２５は第１３実施形態を示すもので、図２３の第１１実施形態に対して、図２１の第１３実施形態における突出部３２６、３２７を両コルゲートフィン２２、３２に設けたものである。
【００８３】
すなわち、ラジエータ側コルゲートフィン３２に突出部３２６を設けるとともに、凝縮器側コルゲートフィン２２にもこの突出部３２６に対向する突出部３２７を設けて、凝縮器側ルーバ２２０における第２ルーバ群２２２のルーバ枚数、およひラジエータ側ルーバ３２０における第１ルーバ群３２２のルーバ枚数をともに増加している。
【００８４】
そして、このようなルーバ構成をもつコルゲートフィン２２、３２において、凝縮器側のルーバ傾斜角θ_c＜ラジエータ側のルーバ傾斜角θ_rを関係を設定している。
図２６は上記した図２３〜図２５の第１１〜第１３実施形態によるルーバ傾斜角の低下とコア部の性能との関係をコア部への空気流の風速＝一定という条件下で示すものである。横軸のルーバ傾斜角低下率は、高熱伝達率を得るための本来のルーバ傾斜角と、この本来のルーバ傾斜角から意図的に低下させたルーバ傾斜角との比である。
【００８５】
すなわち、ルーバ傾斜角低下率とは、
（意図的に低下させたルーバ傾斜角／本来のルーバ傾斜角）×１００である。図２６から理解されるように、意図的に短くする片側のルーバ傾斜角の低下率を例えば２０％にすると、このルーバ傾斜角を低下した方のコア部では放熱量が約１０％減少するが、圧損は約２５％減少する。この圧損の約２５％減少により、本来のルーバ傾斜角を持った他の片側のコア部の性能（放熱量）を約４％向上できる。
【００８６】
（他の実施形態）
なお、上述の各実施形態では、自動車用空調装置の凝縮器用コア部２とエンジン冷却用のラジエータ用コア部３とを一体化した熱交換器に本発明を適用した場合について説明したが、本発明は、２種類の流体を熱交換する２つの熱交換用コア部を一体化した熱交換器であれば、どのような用途の熱交換器に対しても同様に実施できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明を適用する、凝縮器用コア部とラジエータ用コア部との一体化熱交換器構造を示す部分斜視図である。
【図２】図１に示す熱交換器の正面図である。
【図３】図２のＣ矢視上面図である。
【図４】図１に示すコルゲートフィン単体の斜視図である。
【図５】（ａ）は本発明の第１実施形態によるコルゲートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正面図、（ｂ）は（ａ）のＡ−Ａ断面図である。
【図６】（ａ）は本発明の第２実施形態によるコルゲートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正面図、（ｂ）は（ａ）のＡ−Ａ断面図である。
【図７】コルゲートフィンのルーバ枚数減少率と性能との関係を示すグラフである。
【図８】（ａ）は本発明の第３実施形態によるコルゲートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正面図、（ｂ）は（ａ）のＡ−Ａ断面図である。
【図９】（ａ）は本発明の第４実施形態によるコルゲートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正面図、（ｂ）は（ａ）のＡ−Ａ断面図である。
【図１０】（ａ）は本発明の第５実施形態によるコルゲートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正面図、（ｂ）は（ａ）のＡ−Ａ断面図である。
【図１１】（ａ）は本発明の第６実施形態によるコルゲートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正面図、（ｂ）は（ａ）のＡ−Ａ断面図である。
【図１２】コルゲートフィンのフィン幅と性能との関係を示すグラフである。
【図１３】（ａ）は本発明の第７実施形態によるコルゲートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正面図、（ｂ）は（ａ）のＡ−Ａ断面図である。
【図１４】（ａ）は第７実施形態の比較例におけるコルゲートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正面図、（ｂ）は（ａ）のＡ−Ａ断面図である。
【図１５】（ａ）は第７実施形態の別の比較例におけるコルゲートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正面図、（ｂ）は（ａ）のＡ−Ａ断面図である。
【図１６】コルゲートフィンのルーバ枚数と性能との関係を示すグラフである。
【図１７】コルゲートフィンのルーバ部の平坦転向面長さと性能との関係を示すグラフである。
【図１８】コルゲートフィンの空気流れ方向に沿った各部の熱伝達率の変化を示すグラフである。
【図１９】（ａ）は本発明の第８実施形態によるコルゲートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正面図、（ｂ）は（ａ）のＡ−Ａ断面図である。
【図２０】（ａ）は本発明の第９実施形態によるコルゲートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正面図、（ｂ）は（ａ）のＡ−Ａ断面図である。
【図２１】（ａ）は本発明の第１０実施形態によるコルゲートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正面図、（ｂ）は（ａ）のＡ−Ａ断面図である。
【図２２】コルゲートフィンのルーバ切れ長さ比と性能との関係を示すグラフである。
【図２３】（ａ）は本発明の第１１実施形態によるコルゲートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正面図、（ｂ）は（ａ）のＡ−Ａ断面図である。
【図２４】（ａ）は本発明の第１２実施形態によるコルゲートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正面図、（ｂ）は（ａ）のＡ−Ａ断面図である。
【図２５】（ａ）は本発明の第１３実施形態によるコルゲートフィンと偏平チューブとの組付状態を示す部分正面図、（ｂ）は（ａ）のＡ−Ａ断面図である。
【図２６】コルゲートフィンのルーバ傾斜角低下率と性能との関係を示すグラフである。
【符号の説明】
２…凝縮器用コア部、３…ラジエータ用コア部、２１、３１…偏平チューブ、
２２、３２…コルゲートフィン、２２０、３２０…ルーバ、
２２１、３２１…第１のルーバ群、２２２、３２２…第２のルーバ群、
２２３、３２３…転向ルーバ、２２３ａ、３２３ａ…平坦転向面。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a heat exchanger having a plurality of heat exchange core portions for performing heat exchange of different fluids and using fins integrally formed in the plurality of heat exchange core portions. It is suitable for use in a heat exchanger in which the condenser core part and the engine cooling radiator core part are integrated.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, a heat exchanger in which a plurality of heat exchange core parts that perform heat exchange of different fluids are integrated has been proposed in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 3-17795. In this prior art, the first core part side is proposed. The corrugated fin and the corrugated fin on the second core portion side are integrally formed, and the corrugated fin is joined to the flat tubes of the first and second core portions, respectively.
[0003]
And in a corrugated fin, it is set as the structure which provides multiple slits for heat conduction prevention in the intermediate | middle site | part between a 1st core part and a 2nd core part, Thereby, among 1st core parts and 2nd core parts In order to prevent heat conduction from the high temperature side heat exchange core part (for example, the core part for radiator) to the low temperature side heat exchange core part (for example, the core part for condenser) through the corrugated fin, Yes.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, about the heat exchange performance (heat dissipation) of the first core part (condenser core part) and the second core part (radiator core part), even if they are the same vehicle (in other words, the heat exchanger size is the same). Even so, it depends on the type of engine, vehicle type, etc. Therefore, when a single heat exchanger is configured for each application, the required performance is set by changing the fin pitch of the corrugated fins according to the type of engine, vehicle grade, and the like.
[0005]
However, in a heat exchanger using a common fin integrally molded in a plurality of core portions, the fin pitch cannot be set independently in both core portions, so the fin pitch change in the above single heat exchanger is called The method cannot be adopted.
In the conventional technology such as the above-mentioned JP-A-3-17795, when using a common fin integrally molded in a plurality of core parts, how to set the required performance for each core part, and the method is not at all Not disclosed.
[0006]
Therefore, in the present invention, in view of the above points, in the heat exchanger using a plurality of core portions that perform heat exchange of different fluids and using a common fin integrally formed in the plurality of core portions, It aims at providing the heat exchanger which can set required performance easily.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
Under the condition of the same heat exchanger size, the two major factors in determining the heat transfer performance (heat dissipation) of the heat exchanger are the heat transfer coefficient and the ventilation resistance. Paying attention to the fact that the shape changes depending on the shape of the louver that is formed by being cut and raised on the upper side, in the present invention, the shape of the louver in the integrally formed common fin on the first core portion side and the second core portion side is changed. By changing, the above-mentioned purpose is achieved.
[0008]
  That is, in the invention according to claim 1,Of the first and second core portions (2, 3), the number of corrugated fin louvers in the core portion with the smaller required heat dissipation amount is the number of corrugated fin louvers in the core portion with the larger required heat dissipation amount. Reduce by more than 30%,The ratio (Nc / LC) between the fin width (LC) of the corrugated fin (22) in the external fluid flow direction and the number of louvers (220) (Nc) in the first core portion (2), and the second core portion (3) The ratio (Nr / Lr) of the fin width (Lr) of the corrugated fin (32) in the external fluid flow direction to the number of louvers (320) (Nr) is defined as the first and second core portions (2, 3). Among them, the core portion with the smaller required heat dissipation amount is set smaller, and the core portion with the larger required heat dissipation amount is set larger.
[0009]
According to this, in the core part with the smaller required heat dissipation, the number of louvers with respect to the fin width becomes smaller and the heat transfer coefficient decreases, but the pressure loss decreases due to the decrease in the number of louvers. The flow rate of external fluid increases. As a result, in the core portion having the larger required heat dissipation amount, the performance (heat dissipation amount) can be increased by increasing the flow rate of the external fluid.
[0010]
  That is, in a heat exchanger that uses a common corrugated fin integrally formed on the first core portion side and the second core portion side, the required performance of each core portion can be easily achieved without adopting a technique of fin pitch change. Can be set. In particular, by reducing the number of corrugated fin louvers in the core portion with the smaller required heat dissipation by 30% or more than the number of corrugated fin louvers in the core portion with the larger required heat dissipation, the required heat dissipation The pressure loss of the smaller core part can be reduced, and the heat dissipation in the core part with the larger required heat dissipation can be increased..
[0011]
  BookAccording to the third aspect of the present invention, it is preferable that the louver pitch is made larger in the core portion having the smaller required heat dissipation amount than in the core portion having the larger required heat dissipation amount.
[0012]
According to this, the louver can be formed in a relatively wide range of the fin face of the corrugated fin even if the number of louvers is reduced in the core portion having the smaller required heat dissipation amount. A decrease in heat transfer coefficient in the smaller core portion can be effectively suppressed.
Further, according to the present invention, a turning louver (223, 323) for turning the flow direction of the external fluid is provided at an intermediate portion of the louver (220, 320), and the turning louver (223, 323) is provided. Before and after forming a first louver group (221, 321) and a second louver group (222, 322) whose inclination angles are reversed,
A flat turning surface (223a, 323a) is formed on the turning louver of the corrugated fin in the core portion of the first and second core portions (2, 3) having the smaller required heat dissipation, and the louvers (220, 320). ) On the fluid inlet side of the flat fluid inlet (224, 324),
In the core portion with the smaller required heat dissipation amount, the length (L of the flat turning surface (223a, 323a))_T) Of the fluid introduction part (224, 324) (L_i) Is preferably larger.
[0013]
According to this, the length (L of the flat turning surface (223a, 323a)_T), The flow velocity of air or the like is recovered at the flat turning surface, and the fluid flows into the second louver group located downstream of the flat turning surface at a high speed. Can be improved to a value approximating that of the first louver group. As a result, it is possible to effectively suppress a decrease in heat transfer coefficient in the core portion having the smaller required heat dissipation amount.
[0014]
  Next, in the invention according to claim 5, the fin width of the corrugated fin in the direction of the external fluid flow is set in the core portion with the smaller required heat dissipation amount out of the first and second core portions (2, 3).Reduce to 80% or less of the length in the cross-sectional longitudinal direction of the flat tube,The ratio of the length in the cross-sectional longitudinal direction of the flat tube and the number of louvers in the core portion with the smaller required heat dissipation is shorter than the length in the cross-sectional longitudinal direction of the flat tube. It is characterized in that it is smaller than the ratio of the length in the longitudinal direction of the flat tube and the number of louvers.
[0015]
  According to this, in the core part with the smaller required heat dissipation amount, the fin width and the number of louvers with respect to the length in the cross-sectional longitudinal direction of the flat tube are both small, and the fin heat dissipation area decreases, but the fin width and the number of louvers Since the pressure loss is reduced by the decrease in the flow rate, the flow rate of the external fluid is increased by the reduction in the pressure loss. As a result, in the core portion having the larger required heat dissipation amount, the performance (heat dissipation amount) can be increased by increasing the flow rate of the external fluid.In particular, the amount of reduction in pressure loss can be sufficiently increased by reducing the fin width in the core portion with the smaller required heat dissipation amount to 80% or less with respect to the length in the longitudinal direction of the cross section of the flat tube.
[0017]
  Next, the claim6In the described invention, the cut length of the louver in the core portion with the smaller required heat dissipation amount of the first and second core portions (2, 3), and the cut length of the louver in the core portion with the larger required heat dissipation amount.More than 50%It is characterized by being made smaller. According to this, in the core part with the smaller required heat dissipation, the heat transfer coefficient is reduced by reducing the louver cut length, but the pressure loss is reduced by reducing the louver cut length. Only the flow rate of the external fluid increases. As a result, in the core portion having the larger required heat dissipation amount, the performance (heat dissipation amount) can be increased by increasing the flow rate of the external fluid.
[0019]
  Next, the claim7In the described invention, the inclination angle of the louver in the core portion with the smaller required heat dissipation amount of the first and second core portions (2, 3) is set as the inclination angle of the louver in the core portion with the larger required heat dissipation amount. Than20% or moreIt is characterized by being made smaller. According to this, the heat transfer coefficient is reduced by reducing the louver inclination angle in the core portion with the smaller required heat dissipation, but the pressure loss is reduced by reducing the louver inclination angle. Only the flow rate of the external fluid increases. As a result, in the core portion having the larger required heat dissipation amount, the performance (heat dissipation amount) can be increased by increasing the flow rate of the external fluid.
[0021]
  In the present invention, the claims8The heat exchanger mounted on the vehicle as described above, wherein the first core portion is a condenser (1) that condenses the refrigerant of the refrigeration cycle, and the second core portion is a radiator (20) that cools the engine coolant. The condenser (1) can be suitably implemented by applying it to a heat exchanger arranged upstream of the radiator (20) in the air flow.
  By the way, claim 1, claim 5, claim6And claims7In each of the inventions, both the corrugated fins (22, 32) on the first core portion side and the second core portion side are integrally formed via the joint portion (45), and the width of the joint portion (45) is increased. The flat tubes (21, 31) are made smaller than the fin crest height which is the distance between them, and slits (47) are formed on both sides of the coupling portion (45) in the direction of the fin crest height.
  According to this, since the slits (47) on both sides of the coupling part (45) are located in the fin bent part and perform a good heat insulating action, the high temperature side core part to the low temperature side of the first core part and the second core part. Heat conduction to the core portion can be satisfactorily suppressed.
[0022]
In addition, the code | symbol in the bracket | parenthesis of each said means shows a corresponding relationship with the specific means of embodiment description later mentioned.
[0023]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
(First embodiment)
1 to 5 show a first embodiment of the present invention. In this example, a condenser core portion (first core portion) 2 in a refrigeration cycle of an automotive air conditioner and a radiator core for engine cooling are shown. The example which applied this invention to the heat exchanger 1 which integrated the part (2nd core part) 3 is shown.
[0024]
Usually, the temperature of the refrigerant flowing through the condenser core portion 2 (about 50 ° C.) is lower than the temperature of the engine cooling water flowing through the radiator core portion 3 (about 90 ° C.). The condenser core portion 2 is arranged in series upstream of the radiator core portion 3 on the upstream side of the air flow (external fluid), and is mounted on the foremost portion of an engine room (not shown).
[0025]
First, the overall configuration of the heat exchanger according to the present embodiment will be described. The condenser core portion 2 and the radiator core portion 3 include both flat tubes 21, which will be described later, in order to block heat conduction between them. A predetermined gap 46 is set between 31 and arranged in series in the air flow direction. The condenser core portion 2 includes a flat tube 21 and corrugated fins 22 disposed between the flat tubes 21.
[0026]
The flat tubes 21 are formed of aluminum in a flat shape in cross section and are formed in a shape having a large number of refrigerant passage holes, and a large number of the flat tubes 21 are arranged in parallel in a direction orthogonal to the longitudinal direction of the cross section. As shown in FIG. 4, the corrugated fins 22 are formed of aluminum in a corrugated shape (wave shape) having a large number of bent portions 22a. The corrugated fins 22 are joined to the outer wall surface of the flat tube 21 in the longitudinal direction of the cross section by brazing.
[0027]
Further, the radiator core section 3 has the same structure as the condenser core section 2, and a flat tube 31 arranged in parallel on the downstream side of the condenser-side flat tube 21 and the flat tubes 31. It is comprised from the corrugated fin 32 arrange | positioned between. However, the flat tube 31 on the radiator side has a shape that forms one water passage hole as a whole.
[0028]
These flat tubes 21 and 31 and corrugated fins 22 and 23 are alternately laminated and brazed. In addition, louvers 220 and 320 for promoting heat exchange are formed on both corrugated fins 22 and 32 obliquely.
Here, both the corrugated fins 22 and 32 are integrally formed through the coupling portion 45, and an aluminum thin-walled material is formed by a forming roller having a gear-shaped cutter, and the louvers 220 and 320 are attached. It is molded into a predetermined shape. Insulating slits 47 are formed on both sides of the coupling portion 45, and the width of the coupling portion 45 is sufficiently smaller than the height of the fin peaks (the dimension between the flat tubes 21 and between the flat tubes 31). Thus, heat conduction from the high-temperature radiator core portion 3 side to the low-temperature condenser core portion 2 side can be suppressed.
[0029]
By the way, 23 and 33 are side plates which form reinforcing members of the condenser core part 2 and the radiator core part 3, and these are arranged at both upper and lower ends of both core parts 2 and 3, as shown in FIG. As shown in FIG. 1, these side plates 23 and 33 are integrally formed from a single aluminum plate with the cross-sectional shape being substantially U-shaped. At both ends in the longitudinal direction of the side plates 23 and 33, connecting portions 4 for connecting the side plate 23 and the side plate 33 are provided.
[0030]
In the connecting portion 4, the Z-shaped bent portion 41 of the side plate 23 and the Z-shaped bent portion 42 of the side plate 33 are integrally coupled by a thin-walled portion 43 at the tip. The width of the connecting portion 4 is set to be sufficiently smaller than the longitudinal dimension of the side plate 23 or 33 to suppress heat conduction between the side plates 23 and 33. Further, the thin tip portion 43 of the connecting portion 4 has a notch shape in which the thickness of the connecting portion 4 is reduced.
[0031]
Further, as shown in FIG. 2, in the radiator core portion 3, the first header that distributes the cooling water to the flat tubes 31 is disposed on one (left side) of the left and right side surfaces where the side plate 33 is not disposed. A tank 34 is disposed and brazed to the first header tank 34 with one end of each flat tube 31 open. The front shape of the first header tank 34 is substantially triangular, and a cooling water inlet pipe 35 is brazed to a wide portion on the upper side of the substantially triangular shape.
[0032]
A second header tank 36 for collecting cooling water after heat exchange is arranged on the other of the left and right side surfaces (right side) of the radiator core 3. The tube 31 is brazed with the other end opened. The second header tank 36 has the same shape as the first header tank 34. An outlet pipe 37 for discharging the cooling water is brazed to the bottom side of the second header tank 36.
[0033]
2 and 3, reference numeral 24 denotes a first header tank that distributes the refrigerant to each flat tube 21 of the condenser core portion 2, and the main body of the first header tank 24 is formed in a cylindrical shape, Each flat tube 21 is brazed with one end portion opened. The main body of the first header tank 24 is disposed with a predetermined gap from the second header tank 36 of the radiator core 3. Reference numeral 26 denotes a refrigerant inlet joint for connecting a refrigerant pipe (not shown). The inlet joint 26 is brazed to the main body of the first header tank 24 so as to communicate with the inside of the main body. .
[0034]
Further, on the opposite side of the first header tank 24 of the condenser core portion 2, a second header tank 25 that collects the heat exchanged refrigerant is separated from the first header tank 34 of the radiator core portion 3 by a predetermined gap. Is opened and placed. The main body of the second header tank 25 is formed in a cylindrical shape, and a refrigerant outlet joint 27 for connecting a refrigerant pipe (not shown) is brazed to the main body.
[0035]
Next, a specific form of the corrugated fins 22 and 32 forming the main part of the present invention will be described in detail with reference to FIG. 5. In this example, the fin width L of the corrugated fins 22 and 32 is described._C, L_rAre the same as the dimensions (tube width) of the flat tubes 21 and 31 in the longitudinal direction of the cross section. Where fin width L_C, L_rMeans the dimension along the cross-sectional longitudinal direction (air flow direction) of the flat tubes 21, 31.
[0036]
The louver 220 of the corrugated fin 22 on the condenser core part 2 side is located between the first louver group 221 and the second louver group 222 and both the louver groups 221 and 222, and changes the direction of air flow. And a louver 223. In the first louver group 221 and the second louver group 222, the louver inclination angles are opposite to each other.
[0037]
Similarly, in the corrugated fin 32 on the radiator core 3 side, a louver 320 including a first louver group 321, a second louver group 322, and a turning louver 323 is provided.
However, in the first embodiment, the specific form of both louvers 220 and 320 is set as follows in order to improve the heat transfer performance (heat dissipation amount) on the radiator core 3 side. That is, in the louver 220 of the condenser side corrugated fin 22, the number of louvers in the first and second louver groups 221 and 222 is set to three, whereas in the louver 320 of the radiator side corrugated fin 32, the first, The number of louvers in the second louver groups 321 and 322 is set to five.
[0038]
Here, the number of louvers is the number of louver pieces cut and raised on both front and back surfaces of the fin in each louver group, and the number of louver pieces cut and raised only on one side of the fin surface, such as turning louvers 323, is the number of louvers. Not included.
Total louver number N of condenser side corrugated fins 22_c= 6, whereas the total number of louvers N of the radiator side corrugated fins 32_r= 10.
[0039]
Therefore, in the first embodiment, N in the condenser-side corrugated fin 22_cAnd L_CRatio to (N_c/ L_C) And N in the radiator side corrugated fin 32_rAnd L_rRatio to (N_r/ L_r) Is as follows.
That is, (N_c/ L_C) <(N_r/ L_r).
By the way, in the condenser side corrugated fin 22, the fin width L_CSince the number of louvers that can be originally installed (= 10) is intentionally reduced to six, the area of air introduction parts (fluid introduction parts) 224 and 225 formed of flat surfaces formed before and after the louver 220 Will increase with respect to the area where the louver 220 is formed.
[0040]
Therefore, the total of the lengths in the air flow direction of the air introduction portions 224 and 225 in the condenser-side corrugated fin 22 (L₁+ L₂) And the louver 220 formation region length L in the air flow direction_ThreeRatio [(L₁+ L₂) / L_Three] And the total length of the air introduction portions 324 and 325 in the radiator side corrugated fin 32 in the air flow direction (L_Four+ L_Five) And the length L in the air flow direction of the formation region of the louver 320₆Ratio [(L_Four+ L_Five) / L₆] Is as follows.
[0041]
That is, [(L₁+ L₂) / L_Three]> [(L_Four+ L_Five) / L₆] Is established.
Next, the operation in the above configuration will be described. Now, when a cooling fan (not shown) disposed on the air downstream side of the radiator core section 3 is operated, the cooling air passes through the condenser core section 2 as shown in FIGS. Passes through the radiator core 3.
[0042]
On the other hand, in the condenser core 2, refrigerant gas discharged from a compressor of a refrigeration cycle (not shown) flows into the first header tank 24 from the refrigerant inlet joint 26, from which the refrigerant is a flat tube of the condenser core 2. 21 flows from the right side to the left side in FIGS. 2 and 3, and during this time, heat is radiated into the cooling air via the corrugated fins 22 and condensed. The condensed liquid refrigerant is collected in the second header tank 25 and flows out from the refrigerant outlet joint 27 to the outside of the condenser core 2.
[0043]
In the radiator core 3, high-temperature cooling water from an engine (not shown) flows into the first header tank 34 from the inlet pipe 35, and the cooling water passes through the flat tube 31 from the left side to the right side in FIGS. The cooling water is cooled by radiating heat into the cooling air through the corrugated fins 32 during this period. The cooled cooling water collects in the second header tank 36, flows out from the outlet pipe 37 to the outside, and returns to the engine.
[0044]
By the way, the heat exchange performance (heat radiation amount) in the condenser core part 2 and the radiator core part 3 described above is determined by two main factors of heat transfer coefficient and ventilation resistance under the condition of the same heat exchanger size. The These two major elements vary depending on the form of the louvers 220 and 320. That is, the heat transfer rate is lowered by the decrease in the number of louvers 220 and 320, but the pressure loss (ventilation resistance) is also lowered.
[0045]
In the present embodiment, paying attention to the above points, the condenser side corrugated fin 22 has a louver number N._cIn contrast, the number of louvers in the radiator side corrugated fins 32 is reduced from 10 sheets that can be originally molded to 6 sheets._rIs left as 10 sheets that can be originally molded.
As a result, in the condenser core section 2, the number of louvers N_cThe heat transfer rate is lowered due to the decrease in the heat transfer performance, and the heat exchange performance is lowered. On the other hand, in the radiator core section 3, the number of louvers N in the condenser core section 2_cAs the pressure loss decreases due to the decrease in the air volume, the air volume increases and the heat exchange performance is improved.
[0046]
(Second Embodiment)
FIG. 6 shows the second embodiment. In contrast to the first embodiment, the number of louvers in the radiator core 3 is reduced from 10 which can be originally molded to six. Therefore, in the second embodiment, (N_c/ L_C)> (N_r/ L_rThus, the amount of heat released from the radiator core 3 is reduced. Instead, the amount of heat released from the condenser core 2 can be increased by increasing the air volume.
[0047]
FIG. 7 shows the relationship between the reduction rate of the number of louvers and the performance ratio of the cores 2 and 3 studied by the present inventors under the condition that the air velocity of the blown air to the cores is constant. Here, the louver number reduction rate is a predetermined fin width L_C, L_rIn the first embodiment of FIG. 5, the condenser-side corrugated fin 22 is reduced from 10 sheets that can be originally molded to 6 sheets, so the number of louvers. The reduction rate is 40%. Similarly, in the second embodiment of FIG. 6, the reduction rate of the number of louvers in the radiator side corrugated fin 32 is 40%.
[0048]
As can be understood from the graph of FIG. 7, for example, when the louver number reduction rate is set to 50% in either the condenser core portion 2 or the radiator core portion 3, the heat dissipation amount is reduced in the core portion where the louver number is reduced. Is reduced by about 10% and pressure loss is reduced by about 30%. By increasing the air volume by reducing the pressure loss by about 30%, the heat radiation amount can be increased by about 5% in the other core portion.
[0049]
From the examination result of FIG. 7, it is necessary to set the louver number reduction rate to 30% or more in order to secure the pressure loss reduction rate of at least about 20%.
(Third embodiment)
FIG. 8 shows the third embodiment, which is a modification of the first embodiment. In the corrugated fin 32 in the radiator core 3, the end on the upstream side of the air flow (opposite the condenser core 2). At the end), a protrusion 326 that protrudes from the end of the flat tube 31 to the upstream side of the air flow is formed, and the number of louvers in the radiator-side corrugated fin 32 than in the first embodiment is N._rIs increasing.
[0050]
Specifically, in the example of FIG. 8, the number of louvers N of the radiator side corrugated fin 32_rIs 12 sheets. Thereby, in 3rd Embodiment, the difference of the thermal radiation amount of the core part 2 for condensers and the core part 3 for radiators can further be expanded.
(Fourth embodiment)
FIG. 9 shows the fourth embodiment, which is another modification of the first embodiment, and shows the number of louvers N._cIn the condenser-side corrugated fins 22 that are reduced from 10 sheets that can be originally molded to 6 sheets, the number of louvers N_cWith the decrease in the louver pitch L of the condenser-side louver 220._pcThe louver pitch L of the radiator-side louver 320_prIt is an expanded version. Here, louver pitch L_pc, L_prIs the interval between the louver pieces, and this interval coincides with the length of each louver piece in the air flow direction.
[0051]
Thus, the number of louvers N_cWith the decrease in the louver pitch L of the condenser-side louver 220._pcBy enlarging the area of the air inlets 224 and 225 in the condenser side corrugated fin 22 (L₁+ L₂) Can be reduced as compared with the first embodiment of FIG.
As in the first embodiment, the formation region (L_Three) Is concentrated at the center of the fin surface, an oblique air flow along the inclination angle of the louver 220 causes the fin width L to_CIn some cases, the degree of decrease in the heat transfer coefficient is increased in the center of the. In such a case, as in the fourth embodiment, the number of louvers N_cWith the decrease in the louver pitch L of the condenser-side louver 220._pcBy expanding the fin width L_CThe degree of the decrease in the heat transfer coefficient can be reduced by expanding the range of the oblique air flow with respect to.
[0052]
(Fifth embodiment)
FIG. 10 shows a fifth embodiment, and the fin width L of the condenser-side corrugated fin 22 is shown._CIs the tube width L which is the dimension in the longitudinal direction of the cross section of the flat tube 21_tcIt is shorter.
On the other hand, in the radiator side corrugated fin 32, the fin width L_r= Tube width L_trIt has become. In the example of FIG. 10, the condenser side tube width L_tc= Radiator side tube width L_trIt has become.
[0053]
Therefore, the number of louvers N of the condenser side corrugated fin 22_c(6 in the example of FIG. 10) and condenser side tube width L_tcRatio to (N_c/ L_tc)When,
Number of louvers on radiator side corrugated fin 32_r(10 in the example of FIG. 10) and radiator side tube width L_trRatio to (N_r/ L_tr) Is as follows.
[0054]
That is, (N_c/ L_tc) <(N_r/ L_tr).
In FIG. 10, L_FIs the overall fin width of both corrugated fins 22 and 32, and L is the dimension between both ends of the flat tubes 21 and 31 in the air flow direction, that is, the width of the entire heat exchanger.
According to the fifth embodiment of FIG. 10, the condenser core part 2 has a tube width L as compared with the radiator core part 3._tcFin width L against_CHowever, the amount of heat radiation decreases due to the decrease in the heat radiation area on the condenser side. Instead, the fin width L_CDecrease in the fin heat dissipation area on the condenser side and the number of louvers N_cAre both reduced from the radiator side. As a result, the pressure loss (ventilation resistance) in the condenser core portion 2 is reduced and the air volume is increased, so that the performance (heat radiation amount) of the radiator core portion 3 can be increased.
[0055]
(Sixth embodiment)
FIG. 11 shows the sixth embodiment. Contrary to the fifth embodiment, the fin width L in the radiator core 3 is shown in FIG._rThe tube width L which is the dimension in the longitudinal direction of the cross section of the flat tube 31_trIt is shorter.
On the other hand, in the condenser core 2, the fin width L_c= Tube width L_tcIt has become. Moreover, in the example of FIG. 11, the condenser side tube width L_tc= Radiator side tube width L_trIt has become.
[0056]
Therefore, the number of louvers N of the condenser side corrugated fin 22_c(10 in the example of FIG. 10) and the condenser side tube width L_tcRatio to (N_c/ L_tc)When,
Number of louvers on radiator side corrugated fin 32_r(In the example of FIG. 10, 6 pieces) and the radiator side tube width L_trRatio to (N_r/ L_tr) Is as follows.
[0057]
That is, (N_c/ L_tc)> (N_r/ L_tr).
And according to 6th Embodiment, although the performance (radiation amount) of the core part 3 for radiators falls, instead, the pressure loss (ventilation resistance) in the core part 3 for radiators falls, and air volume is increased. The performance (heat radiation amount) of the condenser core 2 can be increased.
[0058]
FIG. 12 shows the results of investigation by the present inventors. In the fifth and sixth embodiments, the tube width L_tc, L_trFin width L against_C, L_rRatio (L_C/ L_tc, L_r/ L_tr) And the performance ratio of the condenser core portion 2 and the radiator core portion 3, and the characteristics shown in the figure show the relationship under the condition that the air velocity of the blown air to the core portion is constant.
[0059]
As can be understood from the graph of FIG._C, L_rFor example, tube width L_tc, L_trIn the core portion where the fin width is reduced, the heat radiation amount is reduced by about 10%, but the pressure loss can be reduced by about 20%. As a result, the heat radiation amount can be increased by about 3% in the core portion where the fin width is not reduced. From the study of FIG. 12, in order to reduce the pressure loss by about 20% or more, the fin width L_C, L_rThe tube width L_tc, L_trIt is necessary to reduce it to 80% or less.
[0060]
(Seventh embodiment)
FIG. 13 shows a seventh embodiment. As in the first and second embodiments described above, the number N of louvers in the condenser-side corrugated fin 22 is shown._cOr the number of louvers N of the radiator side corrugated fin 32_rWhen the pressure loss is reduced by reducing the_cOr N_rThis is to suppress a decrease in heat transfer coefficient in the corrugated fins 22 or 32 on which the decrease is made.
[0061]
FIG. 14 is a comparative example for the seventh embodiment, and the number of louvers N_cOr N_rThe core part 2 (3) which has the corrugated fin 22 (32) of the direction which decreased is shown. The comparative example of FIG. 14 is simply the number of louvers N from the comparative example of FIG._c(N_r).
The inventor actually uses the louver number N in the corrugated fins 22 (32) for the comparative example of FIG._c(N_r) And the performance ratio of the core portion 2 (3) were experimentally examined. In the louver 220 (320), the number of louvers N_c(N_r) Was simply decreased from both the front and rear sides of the air flow, it was found that both the pressure loss and the heat transfer coefficient decreased proportionally as shown in FIG.
[0062]
Therefore, the present inventor is located in the louver 220 (320) between the first louver group 221 (321) and the second louver group 222 (322) whose louver inclination angle is opposite. Paying attention to the presence of the turning louver 223 (323) turning in the air flow direction, the length L of the flat turning surface 223a (323a) of the turning louver 223 (323)._TThe relationship between the performance ratio of the core portion 2 (3) (see FIG. 13) and the core portion 2 (3) was examined.
[0063]
FIG. 17 shows the length L of the flat turning surface 223a (323a)._TAnd the performance ratio of the core portion 2 (3) are shown under the condition that the air velocity of the blown air to the core portion is constant. The flat turning surface length L on the horizontal axis in FIG._TIs the louver pitch L_pIs a multiple of. As understood from the graph of FIG. 17, the flat turning surface length L_TIt can be seen that both the heat transfer coefficient and the pressure loss of the fins increase as the value increases.
[0064]
Here, the increase in the heat transfer coefficient and pressure loss of the fins is caused by the louver pitch L_pThe flat turning surface length L_TIs the louver pitch L_pIt is preferable to set it to 3 times or more.
As described above, the length L of the flat turning surface_TThe increase in the heat transfer coefficient of the fins due to the increase in the reason is as follows.
[0065]
That is, according to the analysis result of the air flow in the corrugated fin 22 (32) performed by the present inventor, the length L of the flat turning surface_TIs increased, the flow velocity of the air passing through the second louver group 222 (322) located in the wake of the turning louver 223 (323) is restored, and the air is returned to the second louver group 222 (322) at a high speed. ).
[0066]
FIG. 13 shows the length L of the flat turning surface 223a (323a) of the turning louver 223 (323) based on the above concept._TThe louver pitch L_pIt is the louver shape example of 7th Embodiment which increased to the magnitude | size of 3 times or more. In the louver shape example of FIG. 13, the length L of the flat turning surface_TThe louver pitch L_pIs set to about 5.5 times.
FIG. 18A shows the portion of the fin cross-sectional shape of the comparative example shown in FIG. 14B in the air flow direction on the horizontal axis, and FIG. 18B shows the seventh embodiment shown in FIG. 13B on the horizontal axis. The part of the air flow direction of the fin cross-sectional shape of the form is taken.
[0067]
In the comparative example, since the turning louver 223 (323) is V-shaped and does not have a flat turning surface, it passes through the second louver group 222 (322) located downstream of the turning louver 223 (323). The flow rate of the air to be recovered does not recover and remains lowered. As a result, as shown in (1) of FIG. 18A, the heat transfer coefficient in the second louver group 222 (322) located downstream of the turning louver 223 (323) is the first louver group 221. Compared with (321), it is considerably reduced.
[0068]
On the other hand, according to the louver shape of the seventh embodiment, the flat turning surface 223a (323a) has a louver pitch L._pEnough length L set to about 5.5 times_TTherefore, the flow velocity is restored while the air flows along the flat surface of the flat turning surface 223a (323a), and the air passes through the second louver group 222 (322) at a high speed. As shown in (2) in FIG. 18B, the heat transfer coefficient in the second louver group 222 (322) located downstream of the turning louver 223 (323) is the first louver group 221 (321). It has improved to a level close to that of
[0069]
Therefore, the louver shape of the seventh embodiment is the same as that of the condenser side corrugated fin 22 in which the louver number Nc is reduced in the first embodiment of FIG. 5, or the louver number N in the second embodiment of FIG._rIs applied to the radiator-side corrugated fin 32 having a reduced number of the louvers, the pressure loss is reduced, and the number of louvers Nc, N_rIt is possible to suppress a decrease in heat transfer coefficient due to a decrease in.
[0070]
According to the study by the present inventor, the length L of the flat turning surface 223a (323a) in the corrugated fin on which the number of louvers is reduced._TIs the length L of the air introduction part 224 (324) on the inlet side among the flat air introduction parts 224 (324) and 225 (325) formed before and after the louver 220 (320)._iIn comparison with the air introduction portion length L_iIt has been found that a larger value is effective for restoring the flow velocity of the air passing through the second louver group 222 (322).
[0071]
(Eighth embodiment)
FIG. 19 shows an eighth embodiment. The two major elements, which determine the heat exchange performance (heat radiation amount) in each core part, are the heat transfer coefficient and the ventilation resistance. The cut length of the louvers 220 and 320 (air flow direction) (Cutting length in a direction orthogonal to the direction) Ec and Er, the cut lengths Ec and Er are changed between the condenser-side louver 220 and the radiator-side louver 320.
[0072]
That is, when the cut lengths Ec and Er of the louvers 220 and 320 are reduced, the heat transfer rate is lowered, but the ventilation resistance (pressure loss) is also lowered.
Therefore, in the eighth embodiment, focusing on the above points, in order to improve the performance of the radiator core section 3, the cut length Ec of the condenser side louver 220 is made shorter than the cut length Er of the radiator side louver 320. Yes.
[0073]
As a result, in the condenser core portion 2, the heat transfer rate is lowered due to the decrease in the louver cut length Ec, and the performance is reduced. Instead, the pressure loss is decreased due to the decrease in the louver cut length Ec on the condenser side, Since the ventilation resistance as a whole exchanger decreases and the air volume increases, the performance of the radiator core 3 can be improved.
As a specific design example, when the fin crest height Hf (= interval between flat tubes) in the corrugated fins 22 and 32 is 8 mm, the cut length Er of the radiator side louver 320 is 7 mm (the original cut length with respect to the fin crest height Hf). The cut length Ec of the condenser side louver 220 is 5 mm.
[0074]
(Ninth embodiment)
FIG. 20 shows the ninth embodiment. Contrary to the eighth embodiment, in order to improve the performance of the condenser core unit 2, the cut length Er of the radiator-side louver 320 is set to the cut-off length of the condenser-side louver. It is shorter than Ec. All other points are the same as in the eighth embodiment.
[0075]
(10th Embodiment)
FIG. 21 shows the tenth embodiment, which is a modification of the eighth embodiment. The protruding portion 326 described in FIG. 8 is provided on the radiator-side corrugated fin 32 and the protruding portion on the condenser-side corrugated fin 22 is also shown. Protruding portions 327 opposed to the portion 326 are provided to increase both the number of louvers in the second louver group 222 in the condenser side louver 220 and the number of louvers in the first louver group 322 in the radiator side louver 320.
[0076]
In the corrugated fins 22 and 32 having such a louver configuration, the cut length Ec of the condenser side louver 220 is made shorter than the cut length Er of the radiator side louver 320. Other points are the same as in the eighth embodiment.
FIG. 22 shows the relationship between the louver cut length and the performance according to the eighth to tenth embodiments under the condition that the air flow velocity to the core portion is constant. The louver cut length ratio on the horizontal axis is the fin peak height. The original louver cut length with respect to Hf (for example, the cut length Er of the radiator-side louver 320 in the eighth embodiment of FIG. 18) and the louver cut length intentionally shortened with respect to the fin peak height Hf (for example, FIG. 18). In the eighth embodiment, the ratio is the louver cut length Ec) on the condenser side.
[0077]
In other words, the louver cut length ratio is
Intentionally shortened louver cut length / original louver cut length.
As can be seen from FIG. 22, when the louver cut length on one side which is intentionally shortened is halved, for example, the heat radiation amount in the core part where the louver cut length is halved is reduced by about 10%, but the pressure loss is reduced by about 30%. To do. By reducing the pressure loss by about 30%, the performance (heat radiation amount) of the core portion on the other side having the original length of louver can be improved by about 5%.
[0078]
(Eleventh embodiment)
FIG. 23 shows the eleventh embodiment, and the two main elements that determine the heat exchange performance (heat radiation amount) in each core part are the heat transfer coefficient and the ventilation resistance._c, Θ_rNote that the inclination angle θ between the condenser-side louver 220 and the radiator-side louver 320_c, Θ_rIs changing.
[0079]
That is, the inclination angle θ of the louvers 220 and 320_c, Θ_rIs reduced, the wind speed of the air passing between the louver pieces of the louvers 220 and 320 is lowered, and the heat transfer rate is lowered. On the other hand, the ventilation resistance (pressure loss) is also lowered.
Therefore, in the eleventh embodiment, focusing on the above points, the inclination angle θ of the condenser-side louver 220 is used in order to improve the performance of the radiator core 3._cThe inclination angle of the radiator-side louver 320 (original inclination angle for obtaining a high heat transfer coefficient) θ_rMore intentionally reduced.
[0080]
That is, the louver inclination angle θ on the condenser side_c<Radiator side louver inclination angle θ_rIt is said.
Thereby, in condenser core part 2, louver inclination angle θ_cHowever, instead of this, the heat transfer coefficient decreases and the performance decreases, but instead, the louver inclination angle θ on the condenser side_cSince the pressure loss is reduced due to the decrease, the ventilation resistance of the heat exchanger as a whole is reduced and the air volume is increased, the performance of the radiator core 3 can be improved.
[0081]
As a specific design example, the louver inclination angle θ on the condenser side_c= 18 °, radiator louver inclination angle θ_r= 25 °.
(Twelfth embodiment)
FIG. 24 shows the twelfth embodiment. Contrary to the eleventh embodiment, the inclination angle θ of the radiator-side louver 320 is used to improve the performance of the condenser core section 2._rThe inclination angle θ of the condenser-side louver 220_cMore intentionally reduced.
[0082]
That is, the louver inclination angle θ on the condenser side_c> Radiator side louver inclination angle θ_rIt is said. All other points are the same as in the eleventh embodiment.
(13th Embodiment)
FIG. 25 shows a thirteenth embodiment. In this embodiment, protrusions 326 and 327 in the thirteenth embodiment shown in FIG. 21 are provided on both corrugated fins 22 and 32 in the eleventh embodiment shown in FIG.
[0083]
That is, the radiator-side corrugated fin 32 is provided with a protrusion 326, and the condenser-side corrugated fin 22 is also provided with a protrusion 327 opposite to the protrusion 326, so that the louver of the second louver group 222 in the condenser-side louver 220 is provided. Both the number of sheets and the number of louvers in the first louver group 322 in the radiator-side louver 320 are increased.
[0084]
And in the corrugated fins 22 and 32 having such a louver configuration, the louver inclination angle θ on the condenser side_c<Radiator side louver inclination angle θ_rHave set up a relationship.
FIG. 26 shows the relationship between the lowering of the louver inclination angle and the performance of the core portion according to the 11th to 13th embodiments of FIGS. is there. The louver inclination angle reduction rate on the horizontal axis is a ratio of an original louver inclination angle for obtaining a high heat transfer coefficient and a louver inclination angle intentionally reduced from the original louver inclination angle.
[0085]
That is, the louver inclination angle reduction rate is
(Intentionally lowered louver inclination angle / original louver inclination angle) × 100. As can be understood from FIG. 26, when the rate of decrease of the louver inclination angle on one side that is intentionally shortened is 20%, for example, the heat radiation amount is reduced by about 10% in the core portion where the louver inclination angle is decreased. The pressure loss is reduced by about 25%. By reducing the pressure loss by about 25%, the performance (heat radiation amount) of the core portion on the other side having the original louver inclination angle can be improved by about 4%.
[0086]
(Other embodiments)
In each of the above-described embodiments, the case where the present invention is applied to a heat exchanger in which the condenser core portion 2 of the automotive air conditioner and the radiator cooling core portion 3 are integrated has been described. The present invention can be similarly applied to a heat exchanger of any application as long as the heat exchanger integrates two heat exchanging core portions for exchanging two kinds of fluids.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a partial perspective view showing an integrated heat exchanger structure of a condenser core part and a radiator core part to which the present invention is applied.
FIG. 2 is a front view of the heat exchanger shown in FIG.
FIG. 3 is a top view taken along arrow C in FIG. 2;
4 is a perspective view of a single corrugated fin shown in FIG. 1. FIG.
5A is a partial front view showing an assembled state of the corrugated fin and the flat tube according to the first embodiment of the present invention, and FIG. 5B is a cross-sectional view taken along line AA of FIG.
6A is a partial front view showing an assembled state of a corrugated fin and a flat tube according to a second embodiment of the present invention, and FIG. 6B is a cross-sectional view taken along line AA in FIG.
FIG. 7 is a graph showing a relationship between a reduction rate of the number of louvers of corrugated fins and performance.
FIG. 8A is a partial front view showing an assembled state of a corrugated fin and a flat tube according to a third embodiment of the present invention, and FIG. 8B is a cross-sectional view taken along line AA of FIG.
FIG. 9A is a partial front view showing an assembled state of a corrugated fin and a flat tube according to a fourth embodiment of the present invention, and FIG. 9B is a cross-sectional view taken along line AA of FIG.
10A is a partial front view showing an assembled state of a corrugated fin and a flat tube according to a fifth embodiment of the present invention, and FIG. 10B is a cross-sectional view taken along line AA in FIG.
11A is a partial front view showing an assembled state of a corrugated fin and a flat tube according to a sixth embodiment of the present invention, and FIG. 11B is a cross-sectional view taken along line AA of FIG.
FIG. 12 is a graph showing the relationship between fin width and performance of corrugated fins.
13A is a partial front view showing an assembled state of a corrugated fin and a flat tube according to a seventh embodiment of the present invention, and FIG. 13B is a cross-sectional view taken along line AA in FIG.
14A is a partial front view showing an assembled state of a corrugated fin and a flat tube in a comparative example of the seventh embodiment, and FIG. 14B is a sectional view taken along line AA of FIG.
15A is a partial front view showing an assembled state of a corrugated fin and a flat tube in another comparative example of the seventh embodiment, and FIG. 15B is a cross-sectional view taken along line AA of FIG.
FIG. 16 is a graph showing the relationship between the number of corrugated fin louvers and the performance.
FIG. 17 is a graph showing the relationship between the flat turning surface length of the louver portion of the corrugated fin and the performance.
FIG. 18 is a graph showing a change in heat transfer coefficient of each part along the air flow direction of the corrugated fin.
19A is a partial front view showing an assembled state of a corrugated fin and a flat tube according to an eighth embodiment of the present invention, and FIG. 19B is a sectional view taken along line AA in FIG.
20A is a partial front view showing an assembled state of a corrugated fin and a flat tube according to a ninth embodiment of the present invention, and FIG. 20B is a cross-sectional view taken along line AA of FIG.
FIG. 21 (a) is a partial front view showing an assembled state of a corrugated fin and a flat tube according to a tenth embodiment of the present invention, and FIG. 21 (b) is a sectional view taken along line AA in FIG.
FIG. 22 is a graph showing a relationship between a louver cut length ratio of corrugated fins and performance.
FIG. 23A is a partial front view showing an assembled state of a corrugated fin and a flat tube according to an eleventh embodiment of the present invention, and FIG. 23B is a cross-sectional view taken along line AA of FIG.
24A is a partial front view showing an assembled state of a corrugated fin and a flat tube according to a twelfth embodiment of the present invention, and FIG. 24B is a cross-sectional view taken along line AA of FIG.
FIG. 25A is a partial front view showing an assembled state of a corrugated fin and a flat tube according to a thirteenth embodiment of the present invention, and FIG. 25B is a sectional view taken along line AA of FIG.
FIG. 26 is a graph showing the relationship between the louver inclination angle reduction rate of corrugated fins and performance.
[Explanation of symbols]
2 ... Condenser core, 3 ... Radiator core, 21, 31 ... Flat tube,
22, 32 ... corrugated fins, 220, 320 ... louvers,
221, 321 ... first louver group, 222, 322 ... second louver group,
223, 323 ... turning louvers, 223a, 323a ... flat turning surfaces.

Claims

A first core part (2) for exchanging heat between the first fluid and the external fluid;
A second core part (3) for exchanging heat between the second fluid and the external fluid,
The core parts (2, 3) are arranged in series via a predetermined gap (46) in the flow direction of the external fluid,
The first core portion (2) includes a plurality of flat tubes (21) arranged in parallel and through which the first fluid flows, and corrugated fins (22) arranged between the flat tubes (21). And
The second core portion (3) includes a plurality of flat tubes (31) arranged in parallel and through which the second fluid flows, and corrugated fins (32) disposed between the flat tubes (31). And
Both the corrugated fins (22, 32) are integrally formed through a coupling portion (45),
The width of the coupling portion (45) is smaller than the height of the fin crest, which is the distance between the flat tubes (21, 31), and both sides of the coupling portion (45) in the direction of the fin crest height. A slit (47) is formed in the
The corrugated fins (22, 32) are provided with louvers (220, 320),
Of the first and second core parts (2, 3), the number of corrugated fin louvers in the core part with the smaller required heat dissipation is set to the number of corrugated fin louvers in the core part with the larger required heat dissipation. Reduce by more than 30%,
Furthermore, the ratio (Nc / LC) of the fin width (LC) of the corrugated fin (22) in the external fluid flow direction in the first core part (2) and the number (Nc) of the louvers (220),
The ratio (Nr / Lr) between the fin width (Lr) of the corrugated fin (32) in the second core portion (3) in the direction of the external fluid flow and the number (Nr) of the louvers (320) is calculated as the required heat dissipation amount. The heat exchanger is characterized in that the smaller core portion is set to be small and the core portion having the larger required heat dissipation amount is set to be large.

Wherein in the smaller core portion needs heat radiation amount, relative to the core portion of the larger of the required heat radiation amount, the heat exchanger according to claim 1, characterized in that increasing the louver pitch.

A turning louver (223, 323) for turning the flow direction of the external fluid is formed at an intermediate portion of the louver (220, 320),
Before and after the turning louvers (223, 323), a first louver group (221, 321) and a second louver group (222, 322) whose inclination angles are reversed are formed,
Further, of the first and second core portions (2, 3), the core portion with the smaller required heat dissipation amount forms flat turning surfaces (223a, 323a) on the turning louvers (223, 323). Forming a flat fluid introduction part (224, 324) on the fluid inlet side of the louver (220, 320),
In the core portion having the smaller required heat dissipation amount, the length (LT) of the flat turning surface (223a, 323a) is made larger than the length (Li) of the fluid introduction portion (224, 324). The heat exchanger according to claim 1 or 2 .

A first core part (2) for exchanging heat between the first fluid and the external fluid;
A second core part (3) for exchanging heat between the second fluid and the external fluid,
The core parts (2, 3) are arranged in series via a predetermined gap (46) in the flow direction of the external fluid,
The first core portion (2) includes a plurality of flat tubes (21) arranged in parallel and through which the first fluid flows, and corrugated fins (22) arranged between the flat tubes (21). And
The second core portion (3) includes a plurality of flat tubes (31) arranged in parallel and through which the second fluid flows, and corrugated fins (32) disposed between the flat tubes (31). And
Both the corrugated fins (22, 32) are integrally formed through a coupling portion (45),
The width of the coupling portion (45) is smaller than the height of the fin crest, which is the distance between the flat tubes (21, 31), and both sides of the coupling portion (45) in the direction of the fin crest height. A slit (47) is formed in the
The corrugated fins (22, 32) are provided with louvers (220, 320),
Further, of the first and second core parts (2, 3), the core part with the smaller required heat dissipation amount has a fin width in the direction of external fluid flow of the corrugated fins in the longitudinal direction of the cross section of the flat tube. Reduced to less than 80% of the length,
The ratio of the length in the cross-sectional longitudinal direction of the flat tube and the number of louvers in the core portion with the smaller required heat dissipation amount,
A heat exchanger characterized in that it is smaller than the ratio of the length of the flat tube in the longitudinal direction of the cross section in the core portion with the larger required heat dissipation amount to the number of louvers.

A first core part (2) for exchanging heat between the first fluid and the external fluid;
A second core part (3) for exchanging heat between the second fluid and the external fluid,
The core parts (2, 3) are arranged in series via a predetermined gap (46) in the flow direction of the external fluid,
The first core portion (2) includes a plurality of flat tubes (21) arranged in parallel and through which the first fluid flows, and corrugated fins (22) arranged between the flat tubes (21). And
The second core portion (3) includes a plurality of flat tubes (31) arranged in parallel and through which the second fluid flows, and corrugated fins (32) disposed between the flat tubes (31). And
Both the corrugated fins (22, 32) are integrally formed through a coupling portion (45),
The corrugated fins (22, 32) are provided with louvers (220, 320),
Further, of the first and second core parts (2, 3), the cut length of the louver in the core part with the smaller required heat dissipation amount is greater than the cut length of the louver in the core part with the larger required heat dissipation amount. A heat exchanger characterized by being 50% smaller than the above.

A first core part (2) for exchanging heat between the first fluid and the external fluid;
A second core part (3) for exchanging heat between the second fluid and the external fluid,
The core parts (2, 3) are arranged in series via a predetermined gap (46) in the flow direction of the external fluid,
The first core portion (2) includes a plurality of flat tubes (21) arranged in parallel and through which the first fluid flows, and corrugated fins (22) arranged between the flat tubes (21). And
The second core portion (3) includes a plurality of flat tubes (31) arranged in parallel and through which the second fluid flows, and corrugated fins (32) disposed between the flat tubes (31). And
Both the corrugated fins (22, 32) are integrally formed through a coupling portion (45),
The corrugated fins (22, 32) are provided with louvers (220, 320),
Furthermore, among the first and second core portions (2, 3), the inclination angle of the louver in the core portion having the smaller required heat dissipation amount is set to the inclination angle of the louver in the core portion having the larger required heat dissipation amount. A heat exchanger characterized by being 20% or more smaller than the above.

A heat exchanger mounted on a vehicle, wherein the first core part is a condenser core part (2) for condensing refrigerant of a refrigeration cycle, and the second core part is a radiator for cooling engine cooling water. Core portion (3), and the external fluid is outside air,
The heat exchanger according to any one of claims 1 to 6 , wherein the condenser core part (2) is arranged upstream of the radiator core part (3) in the air flow. .