JP5171280B2

JP5171280B2 - 熱交換器及びそれを用いたヒートポンプ式給湯機

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Publication number: JP5171280B2
Application number: JP2008008618A
Authority: JP
Inventors: 大輔脇; 寛楠本; 哲也北村
Original assignee: Hitachi Appliances Inc
Current assignee: Hitachi Appliances Inc
Priority date: 2008-01-18
Filing date: 2008-01-18
Publication date: 2013-03-27
Anticipated expiration: 2028-01-18
Also published as: JP2009168383A

Description

本発明は、ヒートポンプ式給湯機等で使用する熱交換器に関する。

従来、冷媒と水が熱交換を行う水対冷媒用の熱交換器（以下「水冷媒熱交換器」という。）と膨張弁と蒸発器と圧縮機を冷媒配管で順次接続したヒートポンプ式給湯機において、Ｒ４１０ＡやＲ４０７Ｃの臨界圧力以下で動作する冷媒に対しては、水冷媒熱交換器の水側伝熱管と冷媒側伝熱管が、伝熱管全長に対して冷媒入口側から１／４ないし１／２へ至る部分の直径が残りの部分よりも小さくされていることで、熱交換器全体での伝熱性能を向上させるというものがある（例えば、特許文献１参照）。

また、前記特許文献１には水冷媒熱交換器の水側伝熱管と冷媒伝熱管が、伝熱管全長に対して冷媒入口側から１／４ないし１／２へ至る部分は、冷媒及び水毎に１通路として流速増加による伝熱性能の向上を図り、伝熱管の残りの部分は２通路とすることで流速が減少し、圧力損失の低減を図る例が示されている。

特開２００５−６１７７１号公報（第５頁，図３，図７）

しかしながら、この構造では臨界圧力以上で動作する冷媒に対しては必ずしも伝熱性能の向上を図れる構造ではないという課題がある。

本発明の目的は、特に臨界圧力以上で動作する冷媒を使う場合において、交換熱量が大きい、または所定の交換熱量に対して必要な寸法の小さい熱交換器を提供することにある。

上記目的を達成するために、本発明は、内部に臨界圧力以上で動作する冷媒が流通する冷媒伝熱管と、流体が流通する流体伝熱管からなり、冷媒と流体が対向して流れ、冷媒と流体が熱交換する熱交換器において、前記冷媒伝熱管は、入口側の冷媒高温部と出口側の冷媒低温部とを有し、前記冷媒高温部が前記冷媒低温部と比較して、前記冷媒の圧力損失を低減するような構造であり、前記流体伝熱管は、前記冷媒伝熱管の冷媒高温部と熱交換する部分が溝付管によって構成され、前記冷媒伝熱管の冷媒低温部と熱交換する部分が平滑管によって構成されることを特徴とする。

上記構成においては、前記冷媒伝熱管を複数本に分岐し、前記冷媒伝熱管の前記冷媒が高温であるほど、前記冷媒伝熱管の分岐数が多いことが好ましい。

また、上記構成においては、前記冷媒伝熱管の内径が変化し、前記冷媒伝熱管の前記冷媒が高温であるほど、前記冷媒伝熱管の内径が大きくなっていることが好ましい。

また、上記構成においては、前記冷媒伝熱管の断面形状の扁平率が変化し、前記冷媒伝熱管の前記冷媒が高温であるほど、前記扁平率が低いことが好ましい。

また、本発明は、内部に二酸化炭素が流通する冷媒伝熱管と、水が流通する水伝熱管からなり、二酸化炭素と水が対向して流れ、二酸化炭素と水が熱交換する熱交換器において、前記冷媒伝熱管の内部の前記二酸化炭素の温度が３０℃以上である冷媒高温部が、前記冷媒伝熱管の残りの部分と比較して、前記二酸化炭素の圧力損失を低減するような構造であり、前記水伝熱管における熱伝達率が前記水の流れ方向に変化し、前記水伝熱管における前記冷媒高温部と熱交換する部分の熱伝達率が残りの部分と比較して高くなるように、前記水伝熱管は、前記冷媒伝熱管の冷媒高温部と熱交換する部分が溝付管によって構成され、残りの部分が平滑管によって構成されることを特徴としている。

上記構成においては、冷媒高温部の温度が５０℃以上であることが好ましい。

また、ヒートポンプ式給湯機としては、冷媒を圧縮する圧縮機と、前記圧縮機からの冷媒と流体を熱交換させて前記流体を加熱する上記熱交換器と、前記熱交換器からの前記冷媒を膨張させる膨張弁と、前記膨張弁からの前記冷媒と外気とを熱交換させる蒸発器と、前記流体及び前記冷媒を必要な経路に流通させる配管及び制御機器とを備える構成が考えられる。

また、ヒートポンプ式給湯機としては、二酸化炭素を圧縮する圧縮機と、前記圧縮機からの二酸化炭素と水とを熱交換させて水を加熱する上記熱交換器と、前記熱交換器からの二酸化炭素を膨張させる膨張弁と、前記膨張弁からの二酸化炭素と外気とを熱交換させる蒸発器と、水及び二酸化炭素を必要な経路に流通させる配管及び制御機器とを備える構成が考えられる。

本発明の熱交換器によれば、特に臨界圧力以上で動作する冷媒を使う場合において、交換熱量が大きい、または所定の交換熱量に対して必要な寸法の小さい水冷媒熱交換器を提供できる。

以下、図面を用いて本発明の実施例を説明する。

図１は、本発明の一実施形態（第１の実施形態）のヒートポンプ式給湯機における水冷媒熱交換器の正面図及び断面図である。また、図２は、従来の一般的形態（従来の形態）のヒートポンプ式給湯機における水冷媒熱交換器の正面図及び断面図である。図３は、給湯システムの概略系統図である。図４は、二酸化炭素を用いたヒートポンプ式給湯機において従来の形態の水冷媒熱交換器を用いた運転状態及び、理想的な冷凍サイクルのｐ−Ｈ線図である。また、圧力低下と温度低下の関係図である。図５は、二酸化炭素を用いたヒートポンプ式給湯機において第１の実施形態の水冷媒熱交換器を用いた運転状態及び、理想的な冷凍サイクルのｐ−Ｈ線図である。図６は、二酸化炭素を用いたヒートポンプ式給湯機における従来の形態の二酸化炭素入口からの距離に対する二酸化炭素及び水の温度分布の一例を示すグラフである。図７は、二酸化炭素を用いたヒートポンプ式給湯機における第１の実施形態の二酸化炭素入口からの距離に対する二酸化炭素及び水の温度分布の一例を示すグラフである。

水冷媒熱交換器１を備えたヒートポンプ式給湯機１０の典型的なシステムでは、左側の冷媒回路においては二酸化炭素４が圧縮機１３で圧縮され高圧・高温となり、水冷媒熱交換器１に入って水に放熱し、膨張弁１１で減圧され低圧・低温となり、蒸発器１２で外気と熱交換して吸熱して圧縮機１３に戻る。また、右側の水回路では水冷媒熱交換器１に入った水５が吸熱し、温度が高くなり給湯される。

図２に示すように、従来の一般的形態（従来の形態）の水冷媒熱交換器１は、二酸化炭素４が流通する冷媒伝熱管２と、水５が流通する水伝熱管３とからなり、二酸化炭素４と水５が対向して流れ、二酸化炭素４と水５が熱交換し、冷媒伝熱管２及び水伝熱管３の全長にわたって冷媒伝熱管２及び水伝熱管３がそれぞれ１通路である。

図４に示すように、二酸化炭素を超臨界で作動させるヒートポンプ式給湯機のｐ−Ｈ線図上の水冷媒熱交換器部分（線図上の辺ＥＦ部分）は、理想的な冷凍サイクルにおいては圧力一定のため水平となる（図上の線Ａ）。しかし実際の水冷媒熱交換器では冷媒と冷媒管の管摩擦などの影響による圧力損失により、冷媒伝熱管出口に近づくに伴い圧力が低下する（図上の線Ｂ）。図４下図の圧力低下と温度低下の関係図より、等エンタルピ線上で冷媒の圧力がΔＰ低下すると、等温線が垂直から傾いているために冷媒の温度はΔＴ低下することが分かる。また、エンタルピＨ₁とＨ₂にて比較すると、等温線の傾き及び粗密の関係から、ΔＰの圧力低下に対する温度低下はＨ₂の方が大きい。以下、冷媒伝熱管２の二酸化炭素４入口から前記二酸化炭素４の温度が３０℃〜５０℃以上の部分を冷媒高温部といい、圧力冷媒伝熱管２の残りの部分を冷媒低温部ということにする。

従来の形態の水冷媒熱交換器では、図６に示す通り、水冷媒熱交換器内の冷媒と水の温度差がほとんどない部分が存在してしまい、水冷媒熱交換器の所定の性能が発揮できない問題がある。以上より、冷媒高温部（５０度以上の部分、より好ましくは３０度以上の部分）での冷媒圧力損失を低減し、冷媒温度低下を防ぐことで冷媒と水との平均温度差を確保し、水冷媒熱交換器の伝熱性能を向上させることが考えられる。

そこで図１に示すように、本発明の一実施形態（第１の実施形態）の水冷媒熱交換器１は、二酸化炭素４が流通する冷媒伝熱管２と、水５が流通する水伝熱管３とからなり、二酸化炭素４と水５が対向して流れ、二酸化炭素４と水５が熱交換し、冷媒高温部において冷媒伝熱管２及び水伝熱管３がそれぞれ２通路であり、冷媒低温部において冷媒伝熱管２及び水伝熱管３がそれぞれ１通路である。冷媒高温部にて２通路とすることで、二酸化炭素の質量速度が小さくなり圧力損失は低減される。図５に示すように、冷媒高温部の圧力損失は低減されるため、水平に近くなり、冷媒低温部では従来の実施形態と同様に圧力損失が起こる（図上の線Ｃ）。

前記のように冷媒高温部での圧力損失が低減することで温度低下は小さくなり、その結果、図７に示すように冷媒と水との平均温度差は大きくなる。一般に水冷媒熱交換器の交換熱量は、
Ｑ＝ｋ×ΔＴ×Ａ
（Ｑ［Ｗ］：水冷媒熱交換器の交換熱量、ｋ［Ｗ／（ｍ²ｋ）］：熱通過率、ΔＴ［Ｋ］：冷媒と水の温度差、Ａ［ｍ²］：接触面積）
と表せる。二酸化炭素の特徴として、第１の実施形態の水冷媒熱交換器は冷媒高温部の圧力損失の低減を図ることでｋは下がるが、それ以上にΔＴが大きくなることで、Ｑを大きくすることができる。一方で冷媒低温部においては１通路とすることでｋを大きくする方がＱは大きくなる。以上の効果により水冷媒熱交換器の交換熱量を大きくすることができる、または所定の交換熱量に対して必要な寸法を小さくすることが可能となる。

図８は、本発明の他の実施形態（第２の実施形態）のヒートポンプ式給湯機における水冷媒熱交換器の正面図及び断面図である。

水冷媒熱交換器１は二酸化炭素４が流通する冷媒伝熱管２と、水５が流通する水伝熱管３とからなり、二酸化炭素４と水５が対向して流れ、二酸化炭素４と水５が熱交換し、前記冷媒伝熱管２の冷媒高温部が、冷媒低温部と比較して、冷媒伝熱管２の内径が大きいような構造である。このような水冷媒熱交換器１では、冷媒伝熱管２の内径を冷媒高温部で大きくすることで冷媒高温部での二酸化炭素の圧力損失を低減し、圧力低下による温度低下を防いでいる。これにより第１の実施形態と同様に、水冷媒熱交換器１の交換熱量を大きくすることができる、または所定の交換熱量に対して必要な寸法小さくすることが可能となる。

図９は、本発明の他の実施形態（第３の実施形態）のヒートポンプ式給湯機における水冷媒熱交換器の正面図及び断面図である。

水冷媒熱交換器１は冷媒伝熱管２の断面形状の扁平率が変化し、冷媒高温部が冷媒低温部と比較して、扁平率が高い構造である。このような水冷媒熱交換器１では、冷媒伝熱管２の扁平率を冷媒高温部で小さくすることで冷媒高温部での二酸化炭素の圧力損失を低減し、圧力低下による温度低下を防いでいる。これにより第１の実施形態と同様に、水冷媒熱交換器１の交換熱量を大きくすることができる、または所定の交換熱量に対して必要な寸法を小さくすることが可能となる。

図１０は、本発明の他の実施形態（第４の実施形態）のヒートポンプ式給湯機における水冷媒熱交換器の正面図及び断面図である。

水冷媒熱交換器１は、冷媒高温部の冷媒伝熱管２と熱交換する水伝熱管３の部分が溝付管であり、水伝熱管３の残りの部分が平滑管である構造となっている。このような水冷媒熱交換器１では、冷媒高温部と熱交換する水伝熱管３には溝付管を使うことで、熱交換器が必要な加熱能力を得るために必要な冷媒伝熱管２の高温部の長さが短縮でき、冷媒高温部での冷媒の圧力損失は低減される。これにより第１の実施形態と同様に、水冷媒熱交換器１の交換熱量を大きくすることができる、または所定の交換熱量に対して必要な寸法を小さくすることが可能となる。

上記第１〜４の各実施例においては、冷媒高温部の圧力損失を低減する具体的手段を開示しているが、他の手段を用いて冷媒高温部の圧力損失を低減しても、上記各実施例と同様の効果を達成することができる。

また、上記第１〜４の各実施例においては、冷媒として二酸化炭素を適用し、流体伝熱管を流れる流体として水を適用したが、他の冷媒及び流体を用いても、上記各実施例と同様の効果を達成することができる。

尚、上記各実施例における熱交換器はヒートポンプ式給湯機に適用することができ、具体的には、冷媒を圧縮する圧縮機と、圧縮機からの冷媒と流体を熱交換させて前記流体を加熱する上記第１〜４の各実施例に記載の熱交換器と、熱交換器からの冷媒を膨張させる膨張弁と、膨張弁からの冷媒と外気とを熱交換させる蒸発器と、流体及び冷媒を必要な経路に流通させる配管及び制御機器とを備えたヒートポンプ式給湯機とすることができる。

また、冷媒として二酸化炭素を適用し、流体伝熱管を流れる流体として水を適用すると、二酸化炭素を圧縮する圧縮機と、圧縮機からの二酸化炭素と水とを熱交換させて水を加熱する上記第１〜４の各実施例に記載の水冷媒熱交換器と、水冷媒熱交換器からの二酸化炭素を膨張させる膨張弁と、膨張弁からの二酸化炭素と外気とを熱交換させる蒸発器と、水及び二酸化炭素を必要な経路に流通させる配管及び制御機器とを備えたヒートポンプ式給湯機とすることができる。

本発明の一実施形態（第１の実施形態）のヒートポンプ式給湯機における水冷媒熱交換器の正面図及び断面図である。従来の一般的形態（従来の形態）のヒートポンプ式給湯機における水冷媒熱交換器の正面図及び断面図である。第１の実施形態のヒートポンプ式給湯機における給湯システムの概略系統図である。二酸化炭素を用いたヒートポンプ式給湯機において従来の形態の水冷媒熱交換器を用いた運転状態及び、理想的な冷凍サイクルのｐ−Ｈ線図である。二酸化炭素を用いたヒートポンプ式給湯機において第１の実施形態の水冷媒熱交換器を用いた運転状態及び、理想的な冷凍サイクルのｐ−Ｈ線図である。また、圧力低下と温度低下の関係図である。二酸化炭素を用いたヒートポンプ式給湯機における従来の形態の二酸化炭素入口からの距離に対する二酸化炭素及び水の温度分布の一例を示すグラフである。二酸化炭素を用いたヒートポンプ式給湯機における第１の実施形態の二酸化炭素入口からの距離に対する二酸化炭素及び水の温度分布の一例を示すグラフである。本発明の一実施形態（第２の実施形態）のヒートポンプ式給湯機における水冷媒熱交換器の正面図及び断面図である。本発明の一実施形態（第３の実施形態）のヒートポンプ式給湯機における水冷媒熱交換器の正面図及び断面図である。本発明の一実施形態（第４の実施形態）のヒートポンプ式給湯機における水冷媒熱交換器の正面図及び断面図である。

符号の説明

１水冷媒熱交換器
２冷媒伝熱管
３水伝熱管
４二酸化炭素
５水
１０ヒートポンプ式給湯機
１１膨張弁
１２蒸発器
１３圧縮機

Claims

内部に臨界圧力以上で動作する冷媒が流通する冷媒伝熱管と、流体が流通する流体伝熱管からなり、冷媒と流体が対向して流れ、冷媒と流体が熱交換する熱交換器において、前記冷媒伝熱管は、入口側の冷媒高温部と出口側の冷媒低温部とを有し、前記冷媒高温部が前記冷媒低温部と比較して、前記冷媒の圧力損失を低減するような構造であり、前記流体伝熱管は、前記冷媒伝熱管の冷媒高温部と熱交換する部分が溝付管によって構成され、前記冷媒伝熱管の冷媒低温部と熱交換する部分が平滑管によって構成されることを特徴とする熱交換器。
前記冷媒伝熱管を複数本に分岐し、前記冷媒伝熱管の前記冷媒が高温であるほど、前記冷媒伝熱管の分岐数が多いことを特徴とする請求項１記載の熱交換器。
前記冷媒伝熱管の内径が変化し、前記冷媒伝熱管の前記冷媒が高温であるほど、前記冷媒伝熱管の内径が大きくなっていることを特徴とする請求項１記載の熱交換器。
前記冷媒伝熱管の断面形状の扁平率が変化し、前記冷媒伝熱管の前記冷媒が高温であるほど、前記扁平率が低いことを特徴とする請求項１記載の熱交換器。
内部に二酸化炭素が流通する冷媒伝熱管と、水が流通する水伝熱管からなり、二酸化炭素と水が対向して流れ、二酸化炭素と水が熱交換する熱交換器において、前記冷媒伝熱管の内部の前記二酸化炭素の温度が３０℃以上である冷媒高温部が、前記冷媒伝熱管の残りの部分と比較して、前記二酸化炭素の圧力損失を低減するような構造であり、
前記水伝熱管における熱伝達率が前記水の流れ方向に変化し、前記水伝熱管における前記冷媒高温部と熱交換する部分の熱伝達率が残りの部分と比較して高くなるように、前記水伝熱管は、前記冷媒伝熱管の冷媒高温部と熱交換する部分が溝付管によって構成され、残りの部分が平滑管によって構成されることを特徴とする熱交換器。
前記冷媒高温部の温度が５０℃以上であることを特徴とする請求項５記載の熱交換器。
冷媒を圧縮する圧縮機と、前記圧縮機からの冷媒と流体を熱交換させて前記流体を加熱する請求項１乃至４の何れかに記載の熱交換器と、前記熱交換器からの前記冷媒を膨張させる膨張弁と、前記膨張弁からの前記冷媒と外気とを熱交換させる蒸発器と、前記流体及び前記冷媒を必要な経路に流通させる配管及び制御機器とを備えたことを特徴とするヒートポンプ式給湯機。
二酸化炭素を圧縮する圧縮機と、前記圧縮機からの二酸化炭素と水とを熱交換させて水を加熱する請求項５乃至６の何れかに記載の熱交換器と、前記熱交換器からの二酸化炭素を膨張させる膨張弁と、前記膨張弁からの二酸化炭素と外気とを熱交換させる蒸発器と、水及び二酸化炭素を必要な経路に流通させる配管及び制御機器とを備えたことを特徴とするヒートポンプ式給湯機。