JP4536583B2

JP4536583B2 - 熱交換器

Info

Publication number: JP4536583B2
Application number: JP2005132826A
Authority: JP
Inventors: 正彦満田; 敦柿本; 奈津夫神崎; 友和田下; 修和下田平
Original assignee: Kobe Steel Ltd
Current assignee: Kobe Steel Ltd
Priority date: 2005-04-28
Filing date: 2005-04-28
Publication date: 2010-09-01
Anticipated expiration: 2025-04-28
Also published as: CN1854665A; JP2006308238A

Description

本発明は、平行配置された空冷用のフィン群と、このフィン群を貫通して千鳥配列された伝熱管群とを備えた、いわゆるフィン・チューブ型の熱交換器に関するものである。

従来、例えば空気調和機等の熱交換器として、伝熱管に所定間隔で複数のフィンを配列して、伝熱管内を流れる媒体と、伝熱管外を流れる空気との間での熱交換効率を向上を図ったいわゆるフィン・チューブ型の熱交換器が広く用いられている（特許文献１，２参照）。

例えば特許文献１では、図８（ａ）（ｂ）に示すように、熱交換器用のフィン１０３として、細長い金属板体１３０の長手方向に伝熱管１０２を挿通させるためのフィンカラー１２０が一定の間隔で一列に形成されている。このフィンカラー１２０の間には、上下方向に切り上げ又は切り下げられたスリット（ルーバ）１３１〜１３９が形成されている。このルーバ１３１〜１３９は、いずれも空気の流れる方向に平行になっており、これにより空気の流れを乱してさらなる熱交換効率の向上を図るものである。特許文献２についても、特許文献１と同様に、熱交換器用のフィンに空気の流れる方向に平行なルーバを複数形成してなっている。
特開平５−４５０８５号公報特開２００３−１６１５８８号公報

上記従来技術よりもさらに熱効率を向上させる方法として、フィンのルーバに迎角を与えることがある。例えば本発明者らにより経験によれば、ルーバに３０°の迎角を与えて、そのようなルーバのないフィンに対して約２倍の伝熱係数の高性能フィンを得ることができた（図６のベースラインを参照）。

しかしながら、そのような高性能フィンでは、通風抵抗が１００Ｐａを超えるものとなり、たとえ熱交換器のコア面積を１．６７倍にしてコア内風速を小さくしたとしても、なお７８Ｐａもの通風抵抗となってファン動力に与える影響が大きいことがわかった。

また、熱交換器のコンパクト化の要請等により、その伝熱管を千鳥配列することが多いが、そのような配列では、フィンに流入する空気の流れ方向が各伝熱管の間で蛇行する。このような場合、前記ルーバに迎角を与えただけでは、それが有効に機能しないことがあった。

本発明は以上のような従来技術における課題を考慮してなされたものであり、通風抵抗を抑えながら熱交換効率の向上を図ることのできる熱交換器を提供するものである。

請求項１記載の発明は、平行配置された空冷用のフィン群と、このフィン群を貫通して千鳥配列された伝熱管群とを備え、各フィンのフィン面に沿って通風される熱交換器であって、各フィンは、そのフィン面に対する迎角を有するスリット形状の複数のルーバを備え、これら複数のルーバは、各伝熱管の中心を通りかつ上記通風の方向と直交する基準線の両側において前記基準線と直交する方向にそれぞれ配列され、各ルーバは、前記基準線と平行な方向に対し、各伝熱管の中心から遠い方の端部が近い方の端部よりも該基準線から離れる向きの後退角をさらに有し、かつ、前記基準線から遠いルーバほどその後退角が大きいことを特徴とするものである。

請求項２記載の発明のように、各ルーバの後退角は０°〜４０°の範囲にあることが好ましい。

請求項３記載の発明のように、各ルーバの迎角は１０°〜２５°の範囲にあることが好ましい。

請求項１記載の発明によれば、各フィンは、そのフィン面に対する迎角を有するスリット形状の複数のルーバを備え、これら複数のルーバは、各伝熱管の中心を通りかつ上記通風の方向と直交する基準線の両側において前記基準線と直交する方向にそれぞれ配列され、各ルーバは、前記基準線と平行な方向に対し、各伝熱管の中心から遠い方の端部が近い方の端部よりも該基準線から離れる向きの後退角をさらに有し、かつ、前記基準線から遠いルーバほどその後退角が大きいことになる。よって、ルーバの迎角の拡大によるルーバの通風抵抗の増大を抑えることができる。これにより、ファン動力への影響を抑えつつ、熱交換効率の向上を図ることができる。

しかも、前記基準線の両側に複数のルーバが前記基準線と直交する方向に配列され、かつ、基準線から遠いルーバほどその後退角が大きいので、各ルーバの前縁が通風経路に対して直交状態に近くなってその伝熱面積が大きくなることにより、熱交換効率のさらなる向上を図ることができる。

ところで、上記ルーバの後退角が４０°を超えると、フィンを通過する空気の流れとルーバとの衝突角度が直交状態から外れてくる。このためルーバの伝熱面積が小さくなり、熱交換効率の向上を図ることが困難となる。そこで、請求項２記載の発明によれば、上記ルーバの後退角が０°〜４０°の範囲にあることとして、フィンを通過する空気の流れとルーバとの衝突角度を直交状態に維持することにより、ルーバの伝熱面積を大きくして、熱交換効率の向上を図ることができる。

また、上記ルーバの後退角で迎角の大きさを抑える場合であっても、上記ルーバの迎角が２５°を超えると通風抵抗の低下が望めない。その一方、ルーバの迎角が１０°よりも小さくなると、後退角による効果すなわち熱交換効率の向上が望めない。そこで、請求項３記載の発明によれば、上記ルーバの迎角が１０°〜２５°の範囲にあることとして、ルーバの迎角による通風抵抗の増大を抑えつつも、そのルーバの後退角による熱交換効率の向上を図ることができるようにした。

図１は本発明の一実施形態にかかる熱交換器の全体構成を示す斜視図、図２は図１のＡ−Ａ線断面図、図３は図１のＢ−Ｂ線断面図である。なお、各図中のＸ方向は空気の流れ方向、Ｙ方向はフィンの積層方向、Ｚ方向は上下方向を意味する（後述する図４，５においても同じである）。また、図３中、ルーバ３１〜３９については、便宜上境界線のみを示している（後述する図５（ａ）においても同じである）。

図１に示すように、この熱交換器１は、平行配置された空冷用のフィン３，３，・・・からなるフィン群と、このフィン群を各フィン３のフィンカラー２０部分で貫通して千鳥配列された伝熱管２，２，・・・からなる伝熱管群とを備えている。この千鳥配列された伝熱管２，２，・・・間を通過する空気の流れ（通風経路）Ｗは、図３に示すように、各フィン３のフィン面３０に沿って上下方向に蛇行し、かつ各伝熱管２の垂直中心線Ｖ（図４（ａ）参照）に対して左右対称のものとなる。

伝熱管２は、図２におけるように、熱交換器１のフィンの積層方向の一方から他方に向かって、左右に蛇行しながら延びており、その内部に冷媒等が流れるようになっている。伝熱管２は、例えば銅やアルミニウム等の伝熱特性に優れた金属材を引き抜き加工して形成される。

フィン３は、上記蛇行する伝熱管２に対して直角に取り付けられている。そして、図示しないファンから供給される空気の流れＷ中にあって、その表面（フィン面）３０が空冷されるものである。フィン３は、例えば銅やアルミニウム等の伝熱特性に優れた金属板をプレス加工して形成される。

また、このフィン３は、図３に示すように、空気の流れＷに対して、所定の高さで開口するように、それぞれフィン面３０上に切り起こされたスリット状のルーバ３１〜３９を備えている。各伝熱管２の上下方向で隣り合うルーバ間には、切り起こしのない平坦部４０を適宜設けており、この平坦部４０の存在により、フィン面３０の剛性を確保するとともに、強度をも持たせている。

さらに、このフィン３は、フィン面３０の所定部位を円筒状に突出させてその先端側にフランジを設けたフィンカラー２０と、このフィンカラー２０の基端側の周縁をフィン面３０と面一にした円環部２１とを備えている。この円環部２１に他のフィン３のフィンカラー２０に設けられたフランジを当接させることにより、フィン３同士の間隔を一定にする。

上記ルーバ３１〜３９は、いずれも空気の流れＷに対する所定の迎角αを有しており、ここでは１０°〜２５°の迎角αが設定されている。また、このルーバ３１〜３９は、所定の後退角βをも有しており、ここでは、０°〜４０°の後退角βが設定されている。

これらの角度設定の根拠は以下のとおりである。

すなわち、フィン３のルーバ３１〜３９に後退角βを設けて、そのフィン３を通過する空気の流れＷにルーバ３１〜３９をほぼ直交させた状態にすると、当該ルーバ３１〜３９の前縁では伝熱面積が大きくなるため、その熱交換効率が増大する効果があることが知られている。

しかし、このルーバ３１〜３９の後退角βが４０°を超えると、フィン３を通過する空気の流れＷとルーバ３１〜３９との衝突角度が直交状態から外れてくる。このためルーバ３１〜３９の上記効果が小さくなり、熱交換効率の向上を図ることが困難となる。

そこで、本実施形態では、ルーバ３１〜３９の後退角βが、０°〜４０°の範囲にあることとして、フィン３を通過する空気の流れＷとルーバ３１〜３９との衝突角度を直交状態に維持することにより、ルーバ３１〜３９の後退角βによる上記効果を生かして、熱交換効率の向上を図ることとした。

また、フィン３のルーバ３１〜３９に迎角αを設けて、そのフィン３を通過する空気の流れＷを乱すと、その空気内部の熱移動が大きくなり、その結果ルーバ３１〜３９近傍の熱交換効率が増大する効果があることも知られている。

しかし、このルーバ３１〜３９の迎角αが２５°を超えると、通風抵抗が急激に増大するため、ファン動力を大幅に増大させる。その一方、ルーバ３１〜３９の迎角αが１０°よりも小さくなると、後退角βの効果としての熱交換効率の向上が望めない。

そこで、本実施形態では、ルーバ３１〜３９の迎角αが、１０°〜２５°の範囲にあることとして、ルーバ３１〜３９の迎角αによる通風抵抗の増大を抑えつつも、そのルーバ３１〜３９の後退角βによる上記効果と相俟って熱交換効率の大幅な向上を図ることができるようにした。

図４は上記図３のＣ部拡大図であって、（ａ）は正面図、（ｂ）は（ａ）のＥ−Ｅ線断面図、（ｃ）は（ａ）のＤ−Ｄ線断面図である。また、図５はフィンの一部を示す斜視図である。なお、ここでは、図１に示したような熱交換器１の表面（図面の手前側）からの通風のみならず、その裏面（図面の奥側）からの通風に対しても同様の熱交換性能が維持できるように、各伝熱管２の垂直中心線（基準線）Ｖに対して左右対称にルーバ３１〜３９の迎角αと後退角βとを設定した。また、熱交換器１の上下方向で均一な通風が行われる場合を想定して各伝熱管２の水平中心線Ｈに対して上下対称のルーバ３１〜３９を採用している。

具体的には、図４（ａ）〜（ｃ）及び図５に示すように、ルーバ３１は、空気の流れＷと最初に接触する部位にあって、その断面がフィン面３０に沿って流入する空気の流れＷと一致するように、前縁部から中間部までは水平とされているが、中間部から後縁部までは下り傾斜（α１＝２０°）とされている。この傾斜された中間部から後縁部までにより、空気の流れＷは、その方向がスムーズに変化するようになっている。

また、このルーバ３１は、伝熱管２の中心から遠い方の端部が近い方の端部よりも垂直中心線Ｖから離れるように傾斜（β１＝１５°）させている。この傾斜により、ルーバ３１の前縁部が空気の流れＷとほぼ直交するようになっている。

ルーバ３２〜３４は、ルーバ３１でその方向が変化された空気の流れＷに沿うように、前縁部から後縁部までが下り傾斜（α２〜α４＝２０°）とされている。各ルーバの前縁部は、その直前にあるルーバの後縁部の真上にあって、空気の流れＷの方向を実質的に連続して変化させるようになっている。

また、このルーバ３２〜３４は、伝熱管２の中心Ｏから遠い方の端部が近い方の端部よりも垂直中心線Ｖから離れるように傾斜させるとともに、その傾斜角を上記垂直中心線Ｖから離れるにつれて大きくしている（β１＝１５°、β２＝１０°、β３＝５°、β４＝０°）。この傾斜により、ルーバ３２〜３４の各前縁部が空気の流れＷとそれぞれほぼ直交するようになっている。

ルーバ３５は、ルーバ３４でその方向が変化された空気の流れＷに沿うように、前縁部から中間部までが下り傾斜（α４＝２０°）とされ、中間部では水平とされとされ、中間部から後縁部までは上り傾斜（α４＝２０°）とされている。この傾斜された中間部から後縁部までにより、空気の流れＷは、その方向がスムーズに変化するようになっている。

また、このルーバ３５は、伝熱管２の中心Ｏから遠い方の端部が近い方の端部よりも垂直中心線Ｖから最も離れるように垂直（β４＝０°）としている。ルーバ３５を垂直としていることにより、このルーバ３５の前縁部から後縁部までが空気の流れＷとほぼ直交するようになっている。

ルーバ３６〜３８は、ルーバ３５でその方向が変化された空気の流れＷに沿うように、前縁部から後縁部までが上り傾斜（α１〜α４＝２０°）とされている。各ルーバの前縁部は、その直前にあるルーバの後縁部の真下にあって、空気の流れＷの方向を実質的に連続して変化させるようになっている。

また、このルーバ３６〜３８は、伝熱管２の中心Ｏから遠い方の端部が近い方の端部よりも垂直中心線Ｖから離れるようにするとともに、その傾斜角を上記垂直中心線Ｖから離れるにつれて大きくしている（β１＝１５°、β２＝１０°、β３＝５°、β４＝０°）。この傾斜により、ルーバ３６〜３８の各前縁部が空気の流れＷとそれぞれほぼ直交するようになっている。

ルーバ３９は、ルーバ３８でその方向が変化された空気の流れＷに沿うように、前縁部から中間部までは上り傾斜（α１＝２０°）とされているが、中間部から後縁部までは水平とされている。この水平な中間部から後縁部までにより、空気の流れＷは、その方向がスムーズに変化されてフィン面３０に沿った空気の流れＷに戻るようになっている。

また、このルーバ３９は、伝熱管２の中心Ｏから遠い方の端部が近い方の端部よりも垂直中心線Ｖから離れるように傾斜（β１＝１５°）させている。この傾斜により、ルーバ３９の前縁部が空気の流れＷと直交するようになっている。

さらに本実施形態における最適ケースを見つけるために、本発明者は以下のような実験を行った。その実験結果を図６，図７に示す。

（ベースライン）
ベースラインとして、ルーバ３１〜３９の迎角α（α１〜α４）がともに３０°であり、かつ後退角β（β１〜β４）がともに０°である場合を示す。この場合、空気の流れＷは、流速３．５ｍ／ｓであり、熱交換器１のコア内への入口面積を２５ｍｍ^２とすると、流量は８．７５×１０^-５ｍ^３／ｓとなる。また、その入口圧力は２０２．２Ｐａであり、出口圧力は０．０Ｐａであるから、圧損は２０２．２Ｐａである。また、入口温度は３５．０５℃であり、出口温度は４４．５１℃であるから、温度差は９．４６℃である。また、ファン動力は０．０１７７Ｗであり、交換熱量は０．７６９Ｗである。なお、この場合を基準とするため、風速相対比を１．０００、圧損相対比を１．０００、動力相対比を１．０００、交換熱量相対比を１．０００としておく。

（迎角の変化）
ベースラインからルーバ３１〜３９の迎角α（α１〜α４）のみ変化させた場合を示す。例えば迎角α（α１〜α４）をいずれも２５°とする。この場合、流速、入口面積、流量は変化しないが、入口圧力は１７６．３Ｐａとなり、出口圧力は０．０Ｐａであるから、圧損は１７６．３Ｐａとなる。また、入口温度は３５．０５℃のままであり、出口温度は４４．３５℃となるから、温度差は９．３０℃となる。また、ファン動力は０．０１５４Ｗとなり、交換熱量は０．７５４Ｗとなる。したがって、この場合の風速相対比は１．０００、圧損相対比は０．８７２、動力相対比は０．８７２、交換熱量相対比は０．９８０となる。

また、例えば迎角α（α１〜α４）をいずれも２０°とする。この場合も、流速、入口面積、流量は変化しないが、入口圧力は１５０．３Ｐａとなり、出口圧力は０．０Ｐａであるから、圧損は１５０．３Ｐａとなる。また、入口温度は３５．０５℃のままであり、出口温度は４４．１８℃となるから、温度差は９．１３℃となる。また、ファン動力は０．０１３１Ｗとなり、交換熱量は０．７３４Ｗとなる。したがって、この場合の風速相対比は１．０００、圧損相対比は０．７４３、動力相対比は０．７４３、交換熱量相対比は０．９５６となる。

（後退角の変化）
ベースラインからルーバ３１〜３９の後退角β（β１〜β４）のみ変化させた場合を示す。例えば後退角βをβ４＝０°／β３＝５°／β２＝１０°／β１＝１５°とする。この場合、流速、入口面積、流量は変化しないが、入口圧力は２０６．１Ｐａとなり、出口圧力は０．０Ｐａであるから、圧損は２０６．１Ｐａとなる。また、入口温度は３５．０６℃となり、出口温度は４４．６１℃となるから、温度差は９．５５℃となる。また、ファン動力は０．０１８０Ｗとなり、交換熱量は０．７９２Ｗとなる。したがって、この場合の風速相対比は１．０００、圧損相対比は１．０１９、動力相対比は１．０１９、交換熱量相対比は１．０３０となる。

また、例えば後退角βをβ４＝０°／β３＝１０°／β２＝２０°／β３＝３０°とする。この場合も、流速、入口面積、流量は変化しないが、入口圧力は２０８．８Ｐａとなり、出口圧力は０．０Ｐａであるから、圧損は２０８．８Ｐａとなる。また、入口温度は３５．０７℃となり、出口温度は４４．８４℃となるから、温度差は９．７７℃となる。また、ファン動力は０．０１８３Ｗとなり、交換熱量は０．８０９Ｗとなる。したがって、この場合の風速相対比は１．０００、圧損相対比は１．０３３、動力相対比は１．０３３、交換熱量相対比は１．０５２となる。

（最適ケース）
以上より、最適ケースとして、ルーバ３１〜３９の迎角α（α１〜α４）をいずれも２０°とし、後退角βをβ４＝０°／β３＝１０°／β２＝２０°／β３＝３０°とすることとした。この場合、空気の流れＷは、流速３．８５ｍ／ｓであり、入口面積を２５ｍｍ^２とすると、流量は９．６３×１０^-５ｍ^３／ｓとなる。また、入口圧力は１８３．２Ｐａとなり、出口圧力は０．０Ｐａであるから、圧損は１８３．２Ｐａとなる。また、入口温度は３５．０５℃のままであり、出口温度は４４．４７℃となるから、温度差は９．４２℃となる。また、ファン動力は０．０１７６Ｗとなり、交換熱量は０．８５４Ｗとなる。したがって、この場合の風速相対比は１．１００、圧損相対比は０．９０６、動力相対比は０．９９７、交換熱量相対比は１．１１１となる。

すなわち、図７に示すように、この最適ケースでは、ベースラインに対して、その動力相対比が一定であれば、この場合には風量を１割程度上げることができるとともに、熱交換相対比が１割程度増大していることがわかった。また、シミュレーション結果から、フィン表面の温度分布についても、従来と同等以上の良好なものが得られることがわかった。

以上説明したように、本実施形態の熱交換器１では、各フィン３は、そのフィン面３０に対する迎角α（α１〜α４）を有するスリット形状のルーバ３１〜３９を備え、上記ルーバ３１〜３９は、各伝熱管２の中心Ｏを通りかつ空気の流れＷと直交する基準線である垂直中心線Ｖの両側に配列されて、該各伝熱管２の中心から遠い方の端部が近い方の端部よりも該垂直中心線から離れる向きの後退角β（β１〜β４）をさらに有している。よって、ルーバ３１〜３９の迎角α（α１〜α４）の拡大によるルーバ３１〜３９の通風抵抗の増大を抑えることができる。これにより、ファン動力への影響を抑えつつ、熱交換効率の向上を図ることができる。

なお、上記実施形態では、熱交換器１の上下方向で均一な通風が行われる場合を想定して各伝熱管２の水平中心線Ｈに対して上下対称のルーバ３１〜３９を採用しているが、上下方向で非均一な通風が行われる場合には、各伝熱管２の水平中心線Ｈに対して上下非対称のルーバ３１〜３９としてもよい。また、ルーバ３１〜３９の形状は必ずしも直線状である必要はなく、例えば曲線状のものであってもよい。

また、上記実施形態では、縦置きの熱交換器１でかつ各伝熱管２が上下方向に延びるものについて説明したが、本発明の適用範囲はこれに限定されず、縦置きの熱交換器でかつ各伝熱管が左右方向に延びるものや、さらには横置きや傾斜配置した熱交換器にも適用することができる。それらの場合には、熱交換器に供給する空気の流れ方向も変るので、この空気の流れ方向を加味したルーバ配置とする必要がある。

また、上記実施形態では、空冷式の熱交換器について説明したが、本発明の適用範囲はこれに限定されず、例えば空気以外のガス等による冷却方式の熱交換器にも適用できることはいうまでもない。

本発明の一実施形態にかかる熱交換器の全体構成を示す斜視図である。図１のＡ−Ａ線断面図である。図１のＢ−Ｂ線断面図である。図３のＣ部拡大図であって、（ａ）は正面図、（ｂ）は（ａ）のＥ−Ｅ線断面図、（ｃ）は（ａ）のＤ−Ｄ線断面図である。フィンの一部を示す斜視図である。実験結果を示す説明図である。実験結果を示す説明図である。従来の一例における熱交換器のフィンの構成図であって、（ａ）は平面図、（ｂ）は（ａ）のＦ−Ｆ線断面図である。

符号の説明

１熱交換器
２伝熱管
２０フィンカラー
２１円環部
２２貫通部
３フィン
３０ベースプレート
３１〜３９ルーバ
４０平坦部
α（α１〜α４）迎角
β（β１〜β４）後退角
Ｗ空気の流れ
Ｖ伝熱管の垂直中心線（基準線）
Ｈ伝熱管の水平中心線
Ｏ伝熱管の中心

Claims

平行配置された空冷用のフィン群と、このフィン群を貫通して千鳥配列された伝熱管群とを備え、各フィンのフィン面に沿って通風される熱交換器であって、
各フィンは、そのフィン面に対する迎角を有するスリット形状の複数のルーバを備え、
これら複数のルーバは、各伝熱管の中心を通りかつ上記通風の方向と直交する基準線の両側において前記基準線と直交する方向にそれぞれ配列され、
各ルーバは、前記基準線と平行な方向に対し、各伝熱管の中心から遠い方の端部が近い方の端部よりも該基準線から離れる向きの後退角をさらに有し、かつ、前記基準線から遠いルーバほどその後退角が大きいことを特徴とする熱交換器。
各ルーバの後退角は０°〜４０°の範囲にあることを特徴とする請求項１記載の熱交換器。
各ルーバの迎角は１０°〜２５°の範囲にあることを特徴とする請求項１又は２に記載の熱交換器。