JP4813684B2

JP4813684B2 - Heat exchanger

Info

Publication number: JP4813684B2
Application number: JP2001143412A
Authority: JP
Inventors: 雅幸深川; 龍太郎森; 陽喜椋本
Original assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Current assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Priority date: 2001-05-14
Filing date: 2001-05-14
Publication date: 2011-11-09
Anticipated expiration: 2021-05-14
Also published as: JP2002333287A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ツイストセレーティッドフィンを有した第１伝熱管とプレンフィンを有した第２伝熱管とを備えた熱交換器、特に伝熱性能と圧力損失低減の両方を改善した熱交換器に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来から、図２に示すように、伝熱管１の外周に延設方向に壁面が連続したフィン２を渦巻状に植設して形成したプレンフィンチューブＰＦと、図３に示すように伝熱管３の外周にフィン４を渦巻状に植設し、該フィン４を突起片４ａと該突起片４ａ、４ａ間に溝６を形成し、前記突起片４ａを植設方向７に対して所定角度α捻ったツイステッドフィンチューブＴＦとが存在する。
【０００３】
そして、それらのチューブを熱源流体の流通域に多数、千鳥状もしくは碁盤目状に配置した熱交換器もよく知られている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
そして、前記熱源流体の流通域に前記プレンフィンチューブＰＦのみを配置した熱交換器は前記熱源流体の圧力損失は低いが、伝熱性能が低く、また、前記熱源流体の流通域に前記ツイステッドフィンチューブＴＦのみを配置した熱交換器は前者より伝熱性能に優れているが、圧力損失が大きいという問題があった。
【０００５】
そのために、伝熱性能と圧力損失低減の両方を満足させた熱交換器が特開平１０−２１３３８８号公報に登場している。
【０００６】
しかしながら、かかる公知技術は、（１）フィンチューブの場合であっても、ツイスト形セレーテッドフィンチューブの場合であっても、フィン部の巻き方向を異ならせて隣接する列のフィン部の巻き方向を形成したものである。また、（２）特にツイスト形セレーテッドフィンチューブの場合は、隣接する列のセグメント部の戻り方向を異ならせたものである。
【０００７】
前記公知技術は、このように構成しているので、列が異なる毎にフィン部の巻き方向を変えて配置したり、また、セグメント部の捻り方向を異ならせて配置する必要があり、製造工程が煩雑となるという問題があった。
【０００８】
本発明は上記問題に鑑みてなされたものであり、製造工程が簡単となる伝熱性能と圧力損失低減の両方を改善した熱交換器を提供することを目的とする。
【０００９】
また、本発明の他の目的は、簡単な構成で伝熱性能と圧力損失低減の両方を改善した熱交換器を提供することである。
【００１０】
【課題を解決させるための手段】
本発明は、伝熱管の外周にフィンを渦巻状に植設し、該フィンは突起片と該突起片の間に形成された溝とによって構成され、該突起片をフィンの巻き方向に対して所定角度捩じって形成したツイストセレーティッドフィンを有した第１伝熱管と、伝熱管の外周に延設方向に壁面が連続したフィンを渦巻状に植設して形成したプレンフィンを有した第２伝熱管とを備えた熱交換器において、
質量流速を２乃至１５[Ｋｇ／ｍ^２ｓ]に設定した熱源流体の通路域に、前記第２伝熱管よりなる第２伝熱管群より上流側に前記第１伝熱管よりなる第１伝熱管群を配置し、伝熱管及びフィンはステンレス鋼、銅、またはアルミニユウムの何れか１種類の材料からなり各列に２〜３本配置されるとともに、伝熱管の管厚は０．２〜０．４ｍｍであり、フィン厚は０．１〜０．２ｍｍに設定され、
前記通路域の上流側より第１列乃至第４列までを、前記第１伝熱管群が前記熱源流体の流れ方向に千鳥状に配置され、前記通路域の第５列以降を、前記第２伝熱管群が千鳥状に配置されて、前記第５列以降のプレンフィンによって、上流側のツイストセレーティッドフィンによって形成された乱流が収まるように配置され、さらに、前記第１伝熱管群および第２伝熱管群における第１伝熱管および第２伝熱管はそれぞれ前記渦巻状のフィンの巻き方向に関係なく配置可能に構成されたことを特徴とする。
【００１１】
かかる発明によると、熱源流体の通路域にまずツイストセレーティッドフィンを有した第１伝熱管が配設される。かかる第１伝熱管のツイストセレーティッドフィンは伝熱管の外周上に植設されるフィンが所定間隔で溝が設けられ該溝に隣接する突起部が前記フィンの巻き方向に対して所定角度捻って起立しているので、熱源流体が該突起部の面に角度を有して衝突して伝熱性能を向上するとともに、前記溝の存在によって伝熱面が広がり伝熱性能が向上する。
【００１２】
そして、前記第１伝熱管群の下流側に、プレンフィンを有した前記第２伝熱管群を配置したので、ツイストセレーティッドフィンより熱源流体の圧力損失が低下するが、ツイストセレーティッドフィンによって発生した乱流が、プレンフィンに衝突して第１伝熱管群をプレンフィンで形成した場合より伝熱性能が向上する。
【００１３】
よって、本発明においては、第１伝熱管群及び第２伝熱管群をツイストセレーティッドフィンによって構成した場合より、伝熱性能は低下するが、第１伝熱管群及び第２伝熱管群をプレンフィンによって構成した場合より伝熱性能が向上するとともに、熱源流体の圧力損失を低減することができる。
【００１４】
また、本発明によると、フィンの巻き方向に関係なく、第１伝熱管群にツイストセレーティッドフィンを用い、第２伝熱管群にプレンフィンを用いればよいので、構成が簡単となり、製造工程においても煩雑な工程を排除することができる。
【００１５】
また、前記通路域の上流側より第１列乃至第４列までを前記第１伝熱管が前記熱源流体の流れ方向に千鳥状に配置され、前記通路域の第５列以降を、前記第２伝熱管群が千鳥状に配置されるように構成することも本発明の有効な手段である。かかる技術手段によると、第１列乃至第４列までをツイストセレーティッドフィンを用いた伝熱管を用い、第５列以下をプレンフィンを用いた伝熱管を用いることができる。そして、その際には、各列には伝熱管は２〜３本を用いるのが望ましい。
【００１６】
また、前記熱源流体の質量流速を２乃至１５[Ｋｇ／ｍ^２ｓ]に設定することも本発明の有効な手段である。
【００１７】
かかる技術手段によると、全伝熱管群をツイストセレーティッドフィンを用いた伝熱管を用いた場合より熱源流体の圧力損失を低く抑えることができる。
【００１８】
【発明の実施の形態】
以下、図面に基づいて本発明の実施の形態を例示的に詳しく説明する。但しこの実施の形態に記載されている構成部品の寸法、材質、形状、その相対配置などは特に特定的な記載がない限りは、この発明の範囲をそれのみに限定する趣旨ではなく単なる説明例に過ぎない。
【００１９】
図１は、本発明の一実施の形態にかかる熱交換器の断面構造の概略図、図２はプレンフィンを用いた伝熱管の概略構成図、図３はツイストセレーティッドフィンを用いた伝熱管の概略構成図である。
【００２０】
図１において、熱交換器１０はツイストセレーティッドフィンを用いた第１伝熱管ＴＦ１〜ＴＦ１０と、プレンフィンを用いた第２伝熱管ＰＦ１〜３、及び不図示の第２伝熱管ＰＦ４〜で構成されている。
【００２１】
本実施の形態に用いられる伝熱管及びフィンはＳＵＳを用い、管厚は０．２〜０．４ｍｍ、フィン厚は０．１〜０．２ｍｍ、フィンピッチ３ｍｍに設定しているが、銅やアルミニウムを用いてもよい。
【００２２】
第１伝熱管ＴＦ１〜ＴＦ１０は、図３に示すように伝熱管３の外周面にツイストセレーティッドフィン４が螺旋状に配設され、そのフィン４は（ｂ）に示すように、突起片４ａと溝６が交互に形成され、該突起片４ａは（ｃ）に示すようにフィンの巻き方向に対してα＝７°に設定している。
【００２３】
また、第２伝熱管ＰＦ１〜は、図２に示すように伝熱管１の外周面にプレンフィン２が螺旋状に配設されている。
【００２４】
このように構成された熱交換器１０は、図１に示すように、熱源流体であるガスＦが矢印方向から入来する。第１伝熱管ＴＦ１、ＴＦ２、ＴＦ３はツイストセレーティッドフィン４が設けられているので、図３（ｃ）に示すようにガスＦは突起片４ａの一方側の側面に衝突し、該側面に衝突したガスＦは隣接する突起片４ａ側の側面及び溝６側に反射して、それらの側面及び溝６内面に衝突し、伝熱性能が向上する。
【００２５】
そして、第１列に配置された第１伝熱管ＴＦ１、ＴＦ２、ＴＦ３においては、ガスＦのフィンへの衝突によって乱流が形成され、該乱流のガスＦが千鳥状に配置され第２列の第１伝熱管ＴＦ４及びＴＦ５にも入来する。
【００２６】
該第２列の第１伝熱管ＴＦ４及びＴＦ５は前記第１伝熱管ＴＦ１、ＴＦ２、ＴＦ３に衝突しないガスＦも入来し、第１伝熱管ＴＦ１、ＴＦ２、ＴＦ３によって形成された乱流とともに、第２列の伝熱管のツイストセレーティッドフィン４に衝突して伝熱管に伝熱して伝熱性能を向上させる。
【００２７】
第３列及び第４列においても同じ様にガスＦにより伝熱が行われたのちに、第５列の第２伝熱管ＰＦ１、ＰＦ２，ＰＦ３のプレンフィンに第３列及び第４列において、形成された乱流が入来して、該乱流がプレンフィンに衝突して若干圧力損失が高くなるが、第５列の伝熱管のプレンフィンには溝及び突起片の捻りがないので、該プレンフィンの巻き方向に沿ってガスＦは流れ、第５列から後には乱流が収まり圧力損失は低下する。
【００２８】
［実施例］
図４は、Ｔｙｐｅ２として第１列から第４列まで第１伝熱管として、ツイストセレーティッドフィン４を用いた伝熱管を千鳥状に、第１列を３本、第２列を２本、第３列を３本、第４列を２本配置し、第５列から第１０列まで第２伝熱管としてプレンフィン２を用いて第５列を３本、第６列を２本と交互に配置し、Ｔｙｐｅ１として、第１列〜第１０列をプレンフィン２を、Ｔｙｐｅ３として第１列〜第１０列をツイストセレーティッドフィン４を用い、それぞれ最大質量速度Ｇを変更して圧力損失ΔＰ_０を求めたものである。
【００２９】
かかるデータから、Ｔｙｐｅ１，２，３とも、最大質量速度Ｇが２〜１５ｋｇ／ｍ^２ｓの範囲で、最大質量速度Ｇと管群の入口−出口の圧力損失ΔＰ_０が直線関係にあることがわかる。そして、全伝熱管群をツイストセレーティッドフィンを用いた伝熱管を用いた場合より熱源流体の圧力損失を低く抑えることができる。
【００３０】
図５は、熱交換器の列数ｎと熱伝達率補正係数Ｃとの関係を示す。▲２▼に示す曲線は、図１に示す本実施の形態である、第１列から第４列まで第１伝熱管として、ツイストセレーティッドフィン４を用いた伝熱管を千鳥状に、第１列を３本、第２列を２本、第３列を３本、第４列を２本配置し、第５列から第１０列まで第２伝熱管としてプレンフィン２を用いて第５列を３本、第６列を２本と交互に配置したものである。
【００３１】
また、▲１▼に示す曲線は、第１列〜第１０列をプレンフィン２を、▲３▼に示す曲線は、第１列〜第１０列をツイストセレーティッドフィン４を用い、それぞれ局所試験を行い熱伝達率補正係数Ｃを求めたものである。
【００３２】
尚、▲１▼に示す曲線は、管群列数ｎの１〜１０の値から熱伝達率補正係数Ｃを求めたものであり、▲２▼に示す曲線は、管群列数ｎの１、２，３及び１０の値から熱伝達率補正係数Ｃを求めたものであり、▲３▼に示す曲線は、管群数ｎの１，及び２のデータから熱伝達率補正係数Ｃを求めたものである。
【００３３】
これらのデータから、本実施の形態は列数１〜４の範囲において熱伝達率が▲１▼に示す曲線のように、第１列〜第１０列をプレンフィンを用いた伝熱管より改善されることがわかる。
【００３４】
また、図６は、熱源流体の質量流速を６．３ｋｇ／ｍ^２ｓの場合の、前記Ｔｙｐｅ１，Ｔｙｐｅ２，Ｔｙｐｅ３の管群ｎにおける圧力損失を示す。
【００３５】
本実施の形態の混合伝熱管群の場合のＴｙｐｅ２は、混合伝熱管群を用いた総合特性として、全伝達管群をツイストセレーティッドフィンを用いた伝熱管の場合より圧力損失が低くなることがわかる。
【００３６】
以上詳述したように、本実施の形態は、熱交換器の第１伝熱管群をツイストセレーティッドフィンチューブによって、該第１伝熱管群より下流側の第２伝熱管群をプレンフィンチューブによって構成し、熱源流体の最大質量速度Ｇが２〜１５ｋｇ／ｍ^２ｓの範囲で、第１伝熱管群及び第２伝熱管群をプレンフィンチューブによって構成した場合より熱源流体の伝熱性能が向上するとともに、第１伝熱管群及び第２伝熱管群をツイストセレーティッドフィンチューブによって構成した場合より熱源流体の圧力損失を低減することが可能である。
【００３７】
また、本実施の形態は、熱交換器を構成する伝熱管群のフィン巻き方向に関係なく、伝熱管を配置できるので、製造工程が簡単となるとともに、伝熱性能と圧力損失低減の両方を改善することができる。
【００３８】
【発明の効果】
以上、詳細に説明したように本発明は、簡単な構成で伝熱性能と圧力損失低減の両方を改善した熱交換器を提供することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施の形態にかかる熱交換器の断面構造の概略図である。
【図２】プレンフィンを用いた伝熱管の概略構成図である。
【図３】ツイストセレーティッドフィンを用いた伝熱管の概略構成図である。
【図４】４列管群における最大質量速度と圧力損失の関係を示す図である。
【図５】管群列数と熱伝達率補正係数との関係を示す図である。
【図６】管群列数と圧力損失との関係を示す図である。
【符号の説明】
１、３伝熱管
２プレンフィン
４ツイストセレーティッドフィン
１０熱交換器[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a heat exchanger including a first heat transfer tube having a twisted serrated fin and a second heat transfer tube having a plane fin, and more particularly to a heat exchanger having improved both heat transfer performance and pressure loss reduction. is there.
[0002]
[Prior art]
2. Conventionally, as shown in FIG. 2, a fin fin tube PF formed by spirally planting fins 2 having wall surfaces extending in the extending direction on the outer periphery of the heat transfer tube 1, and a heat transfer tube as shown in FIG. 3, a fin 4 is implanted in a spiral shape, a groove 6 is formed between the projection piece 4 a and the projection pieces 4 a, 4 a, and the projection piece 4 a is arranged at a predetermined angle with respect to the implantation direction 7. There is an α twisted twisted fin tube TF.
[0003]
A heat exchanger in which a large number of these tubes are arranged in a zigzag or grid pattern in the circulation region of the heat source fluid is also well known.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
The heat exchanger in which only the plain fin tube PF is disposed in the circulation region of the heat source fluid has a low pressure loss of the heat source fluid, but has a low heat transfer performance, and the twisted fin is disposed in the circulation region of the heat source fluid. The heat exchanger in which only the tube TF is arranged is superior in heat transfer performance than the former, but has a problem that the pressure loss is large.
[0005]
Therefore, a heat exchanger that satisfies both heat transfer performance and pressure loss reduction has appeared in Japanese Patent Application Laid-Open No. 10-213388.
[0006]
However, such known techniques are as follows: (1) Whether the fin tube or the twisted serrated fin tube is used, the winding direction of the fins in the adjacent rows by changing the winding direction of the fins is different. Is formed. (2) Particularly in the case of a twisted serrated fin tube, the return directions of the segment portions in adjacent rows are made different.
[0007]
Since the known technology is configured in this way, it is necessary to change the winding direction of the fin portion every time the row is different, or to change the twisting direction of the segment portion, which is a manufacturing process. There is a problem that becomes complicated.
[0008]
The present invention has been made in view of the above problems, and an object of the present invention is to provide a heat exchanger in which both the heat transfer performance and the pressure loss reduction that simplify the manufacturing process are improved.
[0009]
Another object of the present invention is to provide a heat exchanger that improves both heat transfer performance and pressure loss reduction with a simple configuration.
[0010]
[Means for solving the problems]
In the present invention, fins are implanted in a spiral shape on the outer periphery of a heat transfer tube, and the fins are constituted by a protruding piece and a groove formed between the protruding pieces, and the protruding piece is arranged with respect to the winding direction of the fin. A first heat transfer tube having a twisted serrated fin formed by twisting at a predetermined angle, and a second fin having a fin formed by spirally planting fins having wall surfaces extending in the extending direction on the outer periphery of the heat transfer tube In a heat exchanger with a heat transfer tube,
The first heat transfer tube made of the first heat transfer tube upstream of the second heat transfer tube group made of the second heat transfer tube in the passage region of the heat source fluid having a mass flow rate set to 2 to 15 [Kg / m ² s]. The heat transfer tubes and fins are made of any one material of stainless steel, copper, or aluminum, and two to three are arranged in each row, and the tube thickness of the heat transfer tubes is 0.2-0. 4mm, the fin thickness is set to 0.1-0.2mm,
The first heat transfer tube group is arranged in a staggered manner in the flow direction of the heat source fluid from the first row to the fourth row from the upstream side of the passage region, and the second and subsequent rows of the passage region are arranged in the second row. The heat transfer tube groups are arranged in a staggered manner, and are arranged so that the turbulent flow formed by the upstream twisted fins is accommodated by the fifth and subsequent pre-fins, and further, the first heat transfer tube group and the second heat transfer tube group The first heat transfer tube and the second heat transfer tube in the heat transfer tube group can be arranged regardless of the winding direction of the spiral fins.
[0011]
According to this invention, the 1st heat exchanger tube which has the twist serrated fin first is arrange | positioned in the passage area of the heat source fluid. The twisted and selected fin of the first heat transfer tube has a fin that is implanted on the outer periphery of the heat transfer tube with a groove formed at a predetermined interval, and a protrusion adjacent to the groove is raised by a predetermined angle with respect to the winding direction of the fin. Therefore, the heat source fluid collides with the surface of the protrusion at an angle to improve the heat transfer performance, and the presence of the groove widens the heat transfer surface and improves the heat transfer performance.
[0012]
And since the said 2nd heat exchanger tube group which has a pre-fin was arrange | positioned in the downstream of the said 1st heat exchanger tube group, although the pressure loss of a heat source fluid falls from a twist serrated fin, the turbulent flow which generate | occur | produced by the twist serrated fin However, the heat transfer performance is improved as compared with the case where the first heat transfer tube group is formed by the pre-fins by colliding with the pre-fins.
[0013]
Therefore, in the present invention, the heat transfer performance is lower than the case where the first heat transfer tube group and the second heat transfer tube group are constituted by the twisted serrated fins, but the first heat transfer tube group and the second heat transfer tube group are made by the plain fins. The heat transfer performance is improved as compared with the case of the configuration, and the pressure loss of the heat source fluid can be reduced.
[0014]
Further, according to the present invention, the twisted serrated fins may be used for the first heat transfer tube group and the plain fins may be used for the second heat transfer tube group, regardless of the winding direction of the fins. This process can be eliminated.
[0015]
The first heat transfer tubes are arranged in a staggered manner in the flow direction of the heat source fluid from the first row to the fourth row from the upstream side of the passage region, and the second and subsequent rows of the passage region are arranged in the second row. It is also an effective means of the present invention that the heat transfer tube groups are arranged in a staggered manner . According to this technical means, heat transfer tubes using twisted serrated fins can be used for the first to fourth rows, and heat transfer tubes using pre-fins can be used for the fifth row and thereafter. In that case, it is desirable to use 2 to 3 heat transfer tubes in each row.
[0016]
It is also an effective means of the present invention to set the mass flow rate of the heat source fluid to 2 to 15 [Kg / m ² s].
[0017]
According to such technical means, the pressure loss of the heat source fluid can be suppressed to a lower level than when all the heat transfer tube groups are heat transfer tubes using twisted serrated fins.
[0018]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be exemplarily described in detail with reference to the drawings. However, the dimensions, materials, shapes, relative arrangements, and the like of the components described in this embodiment are not intended to limit the scope of the present invention only to specific examples unless otherwise specified. Only.
[0019]
1 is a schematic diagram of a cross-sectional structure of a heat exchanger according to an embodiment of the present invention, FIG. 2 is a schematic configuration diagram of a heat transfer tube using a plane fin, and FIG. 3 is a schematic of a heat transfer tube using a twisted serrated fin. It is a block diagram.
[0020]
In FIG. 1, the heat exchanger 10 includes first heat transfer tubes TF1 to TF10 that use twisted serrated fins, second heat transfer tubes PF1 to PF3 that use pre-fins, and second heat transfer tubes PF4 that are not shown. Yes.
[0021]
The heat transfer tubes and fins used in this embodiment use SUS, the tube thickness is set to 0.2 to 0.4 mm, the fin thickness is set to 0.1 to 0.2 mm, and the fin pitch is 3 mm. Aluminum may be used.
[0022]
As shown in FIG. 3, the first heat transfer tubes TF <b> 1 to TF <b> 10 have twisted serrated fins 4 spirally arranged on the outer peripheral surface of the heat transfer tube 3, and the fins 4 are formed as shown in FIG. Grooves 6 are alternately formed, and the protrusions 4a are set to α = 7 ° with respect to the fin winding direction as shown in FIG.
[0023]
In addition, as shown in FIG. 2, the second heat transfer tubes PF <b> 1 have a plane fin 2 spirally disposed on the outer peripheral surface of the heat transfer tube 1.
[0024]
In the heat exchanger 10 configured as described above, as shown in FIG. 1, the gas F, which is a heat source fluid, enters from the direction of the arrow. Since the first heat transfer tubes TF1, TF2, and TF3 are provided with the twisted selected fins 4, the gas F collides with one side surface of the projection piece 4a and collides with the side surface as shown in FIG. The gas F is reflected on the side surface of the adjacent protruding piece 4a and the groove 6 and collides with the side surface and the inner surface of the groove 6 to improve the heat transfer performance.
[0025]
In the first heat transfer tubes TF1, TF2, and TF3 arranged in the first row, a turbulent flow is formed by the collision of the gas F with the fins, and the turbulent gas F is arranged in a staggered manner in the second row. The first heat transfer tubes TF4 and TF5 are also introduced.
[0026]
The first heat transfer tubes TF4 and TF5 in the second row also receive the gas F that does not collide with the first heat transfer tubes TF1, TF2, TF3, along with the turbulent flow formed by the first heat transfer tubes TF1, TF2, TF3, The heat transfer performance is improved by colliding with the twisted serrated fins 4 of the heat transfer tubes in the second row and transferring heat to the heat transfer tubes.
[0027]
Similarly, after heat transfer is performed by the gas F in the third row and the fourth row, the second heat transfer tubes PF1, PF2, and PF3 in the fifth row are formed in the third row and the fourth row. However, the turbulent flow collides with the pre-fin and the pressure loss is slightly increased, but the pre-fins of the heat transfer tubes in the fifth row have no grooves or protrusions. The gas F flows along the winding direction, and after the fifth row, the turbulent flow is settled and the pressure loss is reduced.
[0028]
[Example]
FIG. 4 shows Type 2 as the first heat transfer tube from the first row to the fourth row, the heat transfer tubes using the twisted serrated fins 4 in a staggered pattern, three first rows, two second rows, third Three rows and two fourth rows are arranged, and from the fifth row to the tenth row, three fifth rows and two sixth rows are alternately arranged using the pre-fin 2 as the second heat transfer tube. , Type 1 as the first row to the 10th row using the pre-fin 2 and Type 3 as the first row to the 10th row using the twisted serrated fin 4 and changing the maximum mass velocity G to obtain the pressure loss ΔP _0. It is.
[0029]
From these data, it can be seen that the maximum mass velocity G and the pressure loss ΔP ₀ between the inlet and outlet of the tube group are linearly related to the types 1, ² , and 3 in the range where the maximum mass velocity G is ² to 15 kg / m ² s. Recognize. And the pressure loss of a heat source fluid can be restrained lower than the case where the heat exchanger tube using the twist serrated fin is used for all the heat exchanger tube groups.
[0030]
FIG. 5 shows the relationship between the number n of heat exchanger columns and the heat transfer coefficient correction coefficient C. The curve shown in (2) is a staggered arrangement of heat transfer tubes using twisted serrated fins 4 as the first heat transfer tubes from the first row to the fourth row in the present embodiment shown in FIG. 3 rows, 2nd row 2 rows, 3rd row 3 rows and 4th row 2 rows, the fifth row to 3rd row using the pre-fin 2 as the second heat transfer tube from the 5th row to the 10th row The book and the sixth column are alternately arranged with two.
[0031]
In addition, the curved line shown in (1) is the first row to the tenth row using the pre-fin 2 and the curved line shown in (3) is the first row to the tenth row using the twisted serrated fin 4 and performing a local test. The heat transfer coefficient correction coefficient C is obtained.
[0032]
The curve shown in (1) is obtained by calculating the heat transfer coefficient correction coefficient C from the value of 1 to 10 of the tube group row number n, and the curve shown in (2) is 1 of the tube group row number n. , 2, 3 and 10 are used to obtain the heat transfer coefficient correction coefficient C, and the curve indicated by (3) obtains the heat transfer coefficient correction coefficient C from the data 1 and 2 of the number n of tube groups. It is a thing.
[0033]
From these data, in this embodiment, the heat transfer coefficient in the range of 1 to 4 rows is improved from the heat transfer tubes using the pre-fins in the first row to the tenth row as shown by the curve indicated by (1). I understand that.
[0034]
FIG. 6 shows the pressure loss in the tube group n of Type 1, Type 2, and Type 3 when the mass flow rate of the heat source fluid is 6.3 kg / m ² s.
[0035]
It is understood that Type 2 in the case of the mixed heat transfer tube group of the present embodiment has a lower pressure loss than the case of the heat transfer tube using twisted serrated fins as the overall characteristics using the mixed heat transfer tube group. .
[0036]
As described above in detail, in the present embodiment, the first heat transfer tube group of the heat exchanger is configured by a twisted serrated fin tube, and the second heat transfer tube group downstream from the first heat transfer tube group is configured by a pre-fin fin tube. In the range of the maximum mass rate G of the heat source fluid in the range of ² to 15 kg / m ² s, the heat transfer performance of the heat source fluid is improved as compared with the case where the first heat transfer tube group and the second heat transfer tube group are constituted by the plain fin tubes. At the same time, it is possible to reduce the pressure loss of the heat source fluid as compared with the case where the first heat transfer tube group and the second heat transfer tube group are formed of twisted serrated fin tubes.
[0037]
Moreover, since this embodiment can arrange heat transfer tubes regardless of the fin winding direction of the heat transfer tube group constituting the heat exchanger, the manufacturing process is simplified, and both heat transfer performance and pressure loss reduction are achieved. Can be improved.
[0038]
【The invention's effect】
As described above in detail, the present invention can provide a heat exchanger with improved heat transfer performance and reduced pressure loss with a simple configuration.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic view of a cross-sectional structure of a heat exchanger according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a schematic configuration diagram of a heat transfer tube using a plane fin.
FIG. 3 is a schematic configuration diagram of a heat transfer tube using a twisted serrated fin.
FIG. 4 is a diagram showing the relationship between maximum mass velocity and pressure loss in a four-row tube group.
FIG. 5 is a diagram showing a relationship between the number of tube group rows and a heat transfer coefficient correction coefficient.
FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the number of tube group rows and pressure loss.
[Explanation of symbols]
1, 3 Heat transfer tube 2 Plane fin 4 Twist serrated fin 10 Heat exchanger

Claims

A fin is implanted in a spiral shape on the outer periphery of the heat transfer tube, and the fin is constituted by a protruding piece and a groove formed between the protruding pieces, and the protruding piece is twisted at a predetermined angle with respect to the winding direction of the fin. A first heat transfer tube having twisted serrated fins and a second heat transfer tube having a plane fin formed by spirally planting fins having wall surfaces extending in the extending direction on the outer periphery of the heat transfer tube. In the heat exchanger provided,
The first heat transfer tube made of the first heat transfer tube upstream of the second heat transfer tube group made of the second heat transfer tube in the passage region of the heat source fluid having a mass flow rate set to 2 to 15 [Kg / m ² s]. The heat transfer tubes and fins are made of any one material of stainless steel, copper, or aluminum, and two to three are arranged in each row, and the tube thickness of the heat transfer tubes is 0.2-0. 4mm, the fin thickness is set to 0.1-0.2mm,
The first heat transfer tube group is arranged in a staggered manner in the flow direction of the heat source fluid from the first row to the fourth row from the upstream side of the passage region, and the second and subsequent rows of the passage region are arranged in the second row. The heat transfer tube groups are arranged in a staggered manner, and are arranged so that the turbulent flow formed by the upstream twisted fins is accommodated by the fifth and subsequent pre-fins, and further, the first heat transfer tube group and the second heat transfer tube group A heat exchanger characterized in that the first heat transfer tube and the second heat transfer tube in the heat transfer tube group can be arranged regardless of the winding direction of the spiral fins.