JP5519205B2 - 熱交換器及びこれを用いたヒートポンプ装置 - Google Patents

Description

本発明は、空調、冷凍、冷蔵、給湯等のために冷媒と空気等の気体間で熱交換するための熱交換器に関し、特に二酸化炭素冷媒を用いる冷凍回路において、例えば蒸発器として用いられる熱交換器及びこれを用いたヒートポンプ装置に関するものである。

従来、この種のヒートポンプ式給湯装置としては、水熱交換器によって加熱した給湯用水を貯湯タンクに貯溜し、貯湯タンクの温水を浴槽や台所に供給するようにしたものが知られている（例えば、特許文献１参照。）。このヒートポンプ式給湯装置の冷凍回路は、圧縮機、蒸発器、膨張弁、水熱交換器（ガスクーラ）からなり、冷媒には二酸化炭素冷媒が用いられる。蒸発器は、互いに径方向に間隔をおいて上下方向及び前後方向に配列された複数の伝熱管と、互いに伝熱管の軸方向に間隔をおいて配置された複数の伝熱フィンとからなり、伝熱管を流通する冷媒と外部空気とを伝熱フィンを介して熱交換するようになっている。

近年、この種の熱交換器は、適用機器の高性能化及び小型化の要求に伴い、熱交換量の増加、小型化及び軽量化の一層の改良が要求されており、このため、この点を改良したフィンチューブ型熱交換器が提案されている（例えば、特許文献２参照。）。特許文献２の熱交換器は、互いに径方向に間隔をおいて上下方向及び前後方向に配列された複数の伝熱管と、互いに伝熱管の軸方向に間隔をおいて配置された複数の伝熱フィンとからなり、伝熱管の管外径Ｄを１ｍｍ≦Ｄ＜５ｍｍ、伝熱管の前後方向の管列ピッチＬ１を２．５Ｄ＜Ｌ１≦３．４Ｄ、伝熱管の上下方向の管段ピッチＬ２を３．０Ｄ＜Ｌ２≦３．９Ｄとしたときに、熱交換量の増加、小型化及び軽量化を達成できるとしている。

特開２００６−４６８７７号公報 特開２００５−９８２７号公報

蒸発器用の熱交換器に用いられる伝熱管は外径が６ｍｍ〜７ｍｍの銅管が一般的であるが、この外径の銅管に二酸化炭素冷媒を流通させる場合、冷媒の高圧力に対する耐圧性を確保するために、伝熱管の肉厚は少なくとも０．４ｍｍ〜０．５ｍｍが必要であるとされている。しかしながら、十分な熱交換能力を得るためには伝熱管の本数も多くしなければならず、その分だけ伝熱管の重量が増加し、コストが高くなる。そこで、軽量化を図るために伝熱管の外径を小さくする必要があるが、伝熱管の外径を小さくすると、十分な熱交換能力を確保することができなくなるおそれがある。伝熱管の内径を過度に小さくすると、伝熱管内を流れる冷媒の圧力損失が非常に大きくなるため、その結果、熱交換能力が大幅に低下するという問題が生じる。伝熱管の外径、内径、肉厚、伝熱管の上下方向と前後方向それぞれの配列ピッチ、フィンピッチ等は、熱交換器の熱交換能力と総重量を支配する主要な因子である。このため、熱交換能力を充分に確保し且つ熱交換器の小型化及び軽量化を達成するためには、熱交換器の単位重量当たりの熱交換能力を増大させるように、これら主要因子の値を適切に設定する必要がある。

しかしながら、従来技術では、熱交換器の単位重量当たりの熱交換能力を増大させるという観点から上記主要因子の値を適切に設定する試みがなされてこなかった。例えば、特許文献２の発明は、伝熱管外径を１ｍｍ以上５ｍｍ未満に設定しているが、この外径範囲では伝熱管内を流れる冷媒の圧力損失が急激に増大して熱交換能力の大幅な低下を引き起こす問題が生じる。本発明者らによる圧力損失に関する数値解析結果（図１３参照）によれば、伝熱管内を流れる冷媒の圧力損失は、二酸化炭素冷媒を使用する場合では伝熱管内径が４ｍｍより減少するのに伴って指数関数的に増加し、従来のフロン系冷媒（Ｒ４１０Ａ）を使用する場合では伝熱管内径が７ｍｍより減少するのに伴って指数関数的に増加する。そして内径４ｍｍにおける二酸化炭素冷媒の圧力損失の値は内径７ｍｍにおけるフロン系冷媒の圧力損失の値に概ね相当する。従って、特許文献２の発明のように伝熱管外径を１ｍｍ以上５ｍｍ未満に設定した場合、その範囲の大半において、伝熱管内を流れる二酸化炭素冷媒の圧力損失が極端に増大し、その結果、熱交換能力が大幅に低下するという問題が生じる。

本発明は上記問題点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、熱交換器の単位重量当たりの熱交換能力を増大させることにより、十分な熱交換能力を得ることができ且つ小型化及び軽量化が可能な熱交換器及びこれを用いたヒートポンプ装置を提供することにある。

本発明は上記目的を達成するために、互いに径方向に間隔をおいて上下方向及び前後方向にそれぞれ配列された複数の伝熱管と、互いに伝熱管の軸方向に間隔をおいて配置された複数の伝熱フィンとを備え、伝熱管に二酸化炭素冷媒を流通する熱交換器において、伝熱管の内径は４ｍｍ以上であって、伝熱管の外径Ｄを５ｍｍ≦Ｄ≦６ｍｍの範囲内とし、伝熱管の肉厚ｔを０．０５×Ｄ≦Ｔ≦０．０９×Ｄの範囲内とし、伝熱管の上下方向のピッチＬ１を３×Ｄ≦Ｌ１≦４．２×Ｄの範囲内とし、伝熱管の前後方向のピッチＬ２を２．６×Ｄ≦Ｌ２≦３．６４×Ｄの範囲内とし、伝熱管の前後方向の列数Ｎを２≦Ｎ≦８の範囲内とし、伝熱フィンのピッチＦｐを伝熱管の前後方向の列数Ｎで除したＦｐ／Ｎを０．５ｍｍ≦Ｆｐ／Ｎ≦０．９ｍｍの範囲内としている。

上記構成において、伝熱管の外径Ｄは５ｍｍ≦Ｄ≦５．５ｍｍの範囲内とすることが好ましい。これにより熱交換器の単位重量当たりの熱交換量を最大にすることができる。また、上記構成において、伝熱管の前後方向の列数Ｎを２とすることが好ましい。これにより、熱交換器の単位開口面積且つ単位温度差当たりの熱交換量を最大にすることができる。

また、本発明は前記目的を達成するために、ヒートポンプ装置において、上記熱交換器を冷凍回路の蒸発器として用いている。これにより、ヒートポンプ装置の単位動力当たりの熱交換能力を高め、ヒートポンプ装置の成績係数（ＣＯＰ）を従来レベルよりも大幅に高めることができる。

本発明によれば、熱交換器の単位重量当たりの熱交換能力を最大又は最大に近いレベルまで高めることができるので、十分な熱交換能力を得ることができるとともに、熱交換器の小型化及び軽量化を図ることができる。更に、本発明の好ましい実施形態によれば、熱交換器の単位開口面積且つ単位温度差当たりの熱交換量を最大にすることができるので、熱交換能力を更に高めることができるとともに、熱交換器を更に一層小型化し軽量化することができる。

図１は熱交換器の正面図である。 図２は熱交換器の側面図である。 図３は伝熱管の径方向断面図である。 図４は熱交換器の単位重量当たりの熱交換量と伝熱管の前後方向ピッチＬ２／伝熱管の外径Ｄとの関係（Ｌ２／Ｄ）を示す図である。 図５は熱交換器の単位重量当たりの熱交換量と伝熱管の上下方向ピッチＬ１／伝熱管の外径Ｄとの関係（Ｌ１／Ｄ）を示す図である。 図６は熱交換器の単位重量当たりの熱交換量と伝熱フィンのフィンピッチＦｐとの関係を示す図である。 図７（ａ）は送風時の伝熱フィン間を通過する風速と圧力損失との関係を示す図であり、図７（ｂ）は送風時の伝熱フィン間を通過する風速と単位開口面積且つ単位温度差当たりの熱交換量との関係を示す図である。 図８は伝熱管の上下方向ピッチＬ１と熱交換能力との関係を示す図である。 図９は伝熱管の前後方向ピッチＬ２と熱交換能力との関係を示す図である。 図１０は熱交換器の冷媒循環量と熱交換能力との関係を示す図である。 図１１は送風時の伝熱フィン間を通過する風量と圧力損失との関係を示す図である。 図１２（ａ）は送風時の伝熱フィン間を通過する風速と圧力損失との関係を示す図であり、図１２（ｂ）は送風時の伝熱フィン間を通過する風速と単位開口面積且つ単位温度差当たりの熱交換量との関係を示す図である。 図１３は伝熱管の内径と伝熱管内を流れる冷媒の圧力損失との関係を示す図である。 図１４は本発明の熱交換器を用いたヒートポンプ式給湯装置の概略構成図である。

以下に、本発明を実施するための形態について図面に基づいて具体的に説明する。

図１及び図２において、熱交換器１は、互いに径方向に間隔をおいて上下方向及び前後方向にそれぞれ配列された複数の伝熱管２と、互いに伝熱管２の軸方向に間隔をおいて配置された複数の伝熱フィン３とを備え、伝熱管２内を二酸化炭素冷媒が流れる。伝熱管２は熱交換器１の幅方向に延びる銅管からなり、熱交換器１の幅方向両側で屈曲するように蛇行状に形成されている。伝熱フィン３は板状のアルミニウムからなり、熱交換器１の幅方向に所定のフィンピッチＦｐで配置されている。伝熱管２は上下方向及び前後方向に隣り合う伝熱管２同士がその中心を結ぶ線によって正三角形をなすように配置されている。このため前後方向に隣り合う２つの伝熱管２の中心間の距離Ａは伝熱管２の上下方向のピッチＬ１と等しい。従って、伝熱管２の前後方向のピッチＬ２はＬ２＝Ｌ１×ｃｏｓｉｎｅ３０°の関係にある。

図３において、伝熱管２は、その外径Ｄが５ｍｍ≦Ｄ≦６ｍｍ、その肉厚ｔが０．０５×Ｄ≦ｔ≦０．０９×Ｄの範囲内となるように形成されている。図１３は、二酸化炭素冷媒及びフロン系冷媒（Ｒ４１０Ａ）を用いた冷凍回路において、冷媒の蒸発温度を６．５℃（過熱度５℃）、蒸発器出口温度を１１．５℃とした場合の伝熱管内径と伝熱管内を流れる冷媒の圧力損失との関係を本発明者らが数値解析した結果を示す図である。図１３に示すように、伝熱管内を流れる冷媒の圧力損失は、二酸化炭素冷媒を使用する場合では伝熱管内径が４ｍｍより減少するのに伴って指数関数的に増加し、従来のフロン系冷媒（Ｒ４１０Ａ）を使用する場合では伝熱管内径が７ｍｍより減少するのに伴って指数関数的に増加し、内径４ｍｍにおける二酸化炭素冷媒の圧力損失の値は内径７ｍｍにおけるフロン冷媒の圧力損失の値に概ね相当する。従って、二酸化炭素冷媒を使用する場合、内径４ｍｍ以上の伝熱管を使用することが好ましい。二酸化炭素冷媒を用いる冷凍回路においては、回路内の冷媒圧力は例えば９ＭＰａ〜１０ＭＰａとなる。これはフロン系冷媒の約３倍〜４倍に当たる高圧である。このため、伝熱管２の肉厚はこの高圧に耐え得るものでなければならないが、肉厚が必要以上に厚くなると熱交換器の軽量化を阻害することになる。従って、二酸化炭素冷媒の高圧に十分耐えることができ且つ熱交換器１の軽量化を実現するために、伝熱管２の肉厚を外径Ｄの５％以上９％以下としている。伝熱管２の外径Ｄを５ｍｍ≦Ｄ≦６ｍｍの範囲内とし且つ伝熱管２の肉厚をこの範囲に設定すれば、伝熱管２の内径を４ｍｍ以上とすることができ、冷媒の圧力損失の過度な増大を回避するとともに、熱交換器を軽量化することができる。

伝熱管２は、伝熱管２の上下方向のピッチＬ１が３×Ｄ≦Ｌ１≦４．２×Ｄの範囲内にあり、且つ伝熱管２の前後方向のピッチＬ２が２．６×Ｄ≦Ｌ２≦３．６４×Ｄの範囲内にあるように配置されている。図４及び図５に示すように、伝熱管２の上下方向のピッチＬ１が３×Ｄ≦Ｌ１≦４．２×Ｄの範囲内にあり、且つ伝熱管２の前後方向のピッチＬ２が２．６×Ｄ≦Ｌ２≦３．６４×Ｄの範囲内にあるときに、伝熱管２の外径Ｄを５ｍｍ又は６ｍｍとした熱交換器の単位重量当たりの熱交換量は、外径Ｄを７ｍｍとした熱交換器１の単位重量当たりの熱交換量よりも大きくなる。特に、外径Ｄを５ｍｍとしたときに、単位重量当たりの熱交換量は最大となる。従って、伝熱管２の外径Ｄは５ｍｍ≦Ｄ≦５.５ｍｍの範囲内とすることが最も好ましい。伝熱管の前後方向の列数Ｎは２≦Ｎ≦８の範囲内とすることが好ましい。伝熱管の列数Ｎが１列又は９列以上の場合は、熱交換器の単位重量当たりの熱交換能力が低下する。

伝熱フィン３は、フィンピッチＦｐ／Ｎが０．５ｍｍ≦Ｆｐ／Ｎ≦０．９ｍｍの範囲内となるように配置することが好ましい。図６に示すように、フィンピッチＦｐ／Ｎがこの範囲内にあるときに、伝熱管２の外径Ｄを５ｍｍ又は６ｍｍとした熱交換器の単位重量当たりの熱交換量は、外径Ｄを７ｍｍとした熱交換器の単位重量当たりの熱交換量よりも大きくなる。

図７（ａ）、（ｂ）において、横軸の風速はファンにより伝熱フィン３に送風するときのフィン間を通過する風の速度、縦軸の送風時の圧力損失は横軸の風速で風がフィン間を通過するときの圧力損失、縦軸の単位開口面積且つ単位温度差当たりの熱交換量は横軸の風速で風がフィン間を通過するときの熱交換量をそれぞれ示している。図７（ａ）は、伝熱管２の外径Ｄを５ｍｍ、肉厚ｔを０．３ｍｍ、フィンピッチＦｐ／Ｎを０．５ｍｍ、０．６ｍｍ、０．７５ｍｍ、０．９ｍｍとした熱交換器１、及び伝熱管２の外径Ｄを７ｍｍ、肉厚ｔを０．４５ｍｍ、フィンピッチＦｐ／Ｎを０．７５ｍｍとした熱交換器（比較例）について、送風時の圧力損失と風速との関係曲線を示している。各関係曲線とファンＰＱ特性曲線との交点により定まる風速と圧力損失が熱交換器１のフィン間を通過する風の速度と圧力損失を示している。図７（ｂ）は、図７（ａ）で定まる風速における熱交換器１の単位開口面積且つ単位温度差当たりの熱交換量を示している。図７（ｂ）において曲線Ｃは、伝熱管２の外径Ｄを５ｍｍ、肉厚ｔを０．３ｍｍとし、フィンピッチＦｐ／Ｎを０．５ｍｍ、０．６ｍｍ、０．７５ｍｍ、０．９ｍｍと変化させたときの熱交換量の変化を示している。曲線Ｃが示すように、伝熱管２の外径Ｄを５ｍｍとした熱交換器においては、単位開口面積且つ単位温度差当たりの熱交換量は、フィンピッチＦｐ／Ｎが０．６ｍｍで最大となり、Ｆｐ／Ｎが０．５ｍｍよりも小さく又は０．９ｍｍより大きくなると急激に減少する。従って、フィンピッチＦｐ／Ｎは０．５ｍｍ≦Ｆｐ／Ｎ≦０．９ｍｍの範囲内とすることが好ましい。また、図７（ｂ）に示すように、伝熱管２の外径Ｄを５ｍｍとしフィンピッチＦｐ／Ｎを０．７５ｍｍとした熱交換器１は、単位開口面積且つ単位温度差当たりの熱交換量において、外径Ｄを７ｍｍとしフィンピッチＦｐ／Ｎを０．７５ｍｍとした熱交換器（比較例）と略同等性能を示す。これは単位開口面積且つ単位温度差当たりの熱交換性能を略同等に維持しながら伝熱管２の小径化により熱交換器の軽量化ができることを示している。

下記の実施例及び比較例の各熱交換器について熱交換性能の比較試験により以下の結果が得られる。この試験では、実施例及び比較例とも、伝熱管２の外径Ｄを５ｍｍ、肉厚ｔを０．３ｍｍ、伝熱管２の前後方向の列数Ｎを２列とし、伝熱フィン３のフィンピッチＦｐ／Ｎを０．７５ｍｍとし、二酸化炭素冷媒が使用される。この実施例と比較例は、伝熱管２の上下方向ピッチＬ１及び前後方向ピッチＬ２において異なる。
実施例の熱交換器：
この実施例の熱交換器１は伝熱管２のＬ１及びＬ２が異なる５個の熱交換器である。各熱交換器１のＬ１は図８に示される１５ｍｍ≦Ｌ１≦２１ｍｍの範囲内にある５個のドットの各Ｌ１値であり、各熱交換器１のＬ２は図９に示される１３ｍｍ≦Ｌ２≦１８．２ｍｍの範囲内にある５個のドットの各Ｌ２値である。対応するＬ１とＬ２が１組となるように伝熱管２が配置されている。
比較例の熱交換器：
この比較例の熱交換器１は伝熱管２のＬ１及びＬ２が異なる３個の熱交換器である。各熱交換器１のＬ１は図８に示されるＬ１＜１５ｍｍ、Ｌ１＞２１ｍｍの範囲内にある３個のドットの各Ｌ１値であり、各熱交換器１のＬ２は図９に示されるＬ２＜１３ｍｍ、Ｌ２＞１８．２ｍｍの範囲内にある３個のドットの各Ｌ２値である。対応するＬ１とＬ２が１組となるように伝熱管２が配置されている。

図８及び図９に示すように、Ｌ１が１５ｍｍ≦Ｌ１≦２１ｍｍの範囲内にあり且つＬ２が１３ｍｍ≦Ｌ２≦１８．２ｍｍの範囲内にある実施例の熱交換器１は、３．２ＫＷ以上の高い熱交換能力を発揮する。これに対し、同図に示すように、Ｌ１＜１５ｍｍ、Ｌ１＞２１ｍｍの範囲内にあり且つＬ２がＬ２＜１３ｍｍ、Ｌ２＞１８．２ｍｍの範囲内にある比較例の熱交換器１は、実施例のものよりも熱交換能力が低下する。実施例及び比較例では伝熱管２の外径Ｄは５ｍｍであるから、実施例の１５ｍｍ≦Ｌ１≦２１ｍｍは３×Ｄ≦Ｌ１≦４．２×Ｄに相当し、１３ｍｍ≦Ｌ２≦１８．２ｍｍは２．６×Ｄ≦Ｌ２≦３．６４×Ｄに相当する。一方、比較例のＬ１＜１５ｍｍ、Ｌ１＞２１ｍｍの範囲は３×Ｄ≦Ｌ１≦４．２×Ｄの範囲外にあり、Ｌ２＜１３ｍｍ、Ｌ２＞１８．２ｍｍの範囲は２．６×Ｄ≦Ｌ２≦３．６４×Ｄの範囲外にある。

下記の実施例及び比較例の各熱交換器１について熱交換性能の比較試験により以下の結果が得られる。この試験では、実施例及び比較例とも、伝熱管２の上下方向ピッチＬ１は２１ｍｍ、前後方向ピッチＬ２は１８．２ｍｍであり、二酸化炭素冷媒が使用される。この実施例と比較例は、伝熱管２の外径Ｄ、肉厚ｔ及びフィンピッチＦｐにおいて異なる。
実施例の熱交換器：
この実施例の熱交換器１は、伝熱管２の外径Ｄを５ｍｍ、肉厚ｔを０．３ｍｍ、伝熱管２の前後方向の列数Ｎを２列とし、伝熱フィン３のフィンピッチＦｐ／Ｎを０．６ｍｍ、及び０．７５ｍｍとした熱交換器である。
比較例の熱交換器：
この比較例の熱交換器１は、伝熱管２の外径Ｄを７ｍｍ、肉厚ｔを０．４５ｍｍ、伝熱管２の前後方向の列数Ｎを２列とし、伝熱フィン３のフィンピッチＦｐ／Ｎを０．７５ｍｍとした熱交換器である。
図１０に示すように、フィンピッチＦｐ／Ｎを０．７５ｍｍとした実施例の熱交換器１は、伝熱管２の外径Ｄが比較例のものよりも２ｍｍ小さいのにもかかわらず、同一冷媒循環量での熱交換能力において、比較例のものと略同等である。一方、図１１に示すように、フィンピッチＦｐ／Ｎを０．７５ｍｍとした実施例の熱交換器１は、送風時の圧力損失において、比較例のものと略同等であるが、フィンピッチＦｐ／Ｎを０．６ｍｍとした実施例の熱交換器１は、比較例のものよりも送風時の圧力損失が大きくなっている。しかし、図１２（ａ）、（ｂ）に示すとおり、フィンピッチＦｐ／Ｎを０．６ｍｍとした実施例の熱交換器１は、送風時の圧力損失が大きくても、熱交換器の単位開口面積且つ単位温度差当たりの熱交換量において、比較例のものと略同等性能を示す。これは単位開口面積且つ単位温度差当たりの熱交換性能を略同等に維持しながら伝熱管２の小径化により熱交換器の軽量化ができることを示している。

図１４に示すヒートポンプ式給湯装置は本発明の熱交換器を冷凍回路の蒸発器として用いたものである。図１４において、ヒートポンプ式給湯装置は、冷媒を流通する冷凍回路１０と、給湯用水を流通する第１の給湯回路２０と、給湯用水を流通する第２の給湯回路３０と、浴槽用水を流通する浴槽用回路４０と、冷凍回路１０の冷媒と第１の給湯回路２０の給湯用水とを熱交換する第１の水熱交換器５０と、第２の給湯回路３０の給湯用水と浴槽用回路４０の浴槽用水とを熱交換する第２の水熱交換器６０とを備えている。

冷凍回路１０は、圧縮機１１、膨張弁１２、蒸発器１３及び第１の水熱交換器５０を接続してなり、圧縮機１１、第１の水熱交換器５０、膨張弁１２、蒸発器１３、圧縮機１１の順に冷媒を流通させるようになっており、蒸発器１３は本発明の熱交換器を備えている。尚、この冷凍回路１０で使用される冷媒は二酸化炭素冷媒である。

第１の給湯回路２０は、貯湯タンク２１、第１のポンプ２２及び第１の水熱交換器５０を接続してなり、貯湯タンク２１、第１のポンプ２２、第１の水熱交換器５０、貯湯タンク２１の順に給湯用水を流通させるようになっている。貯湯タンク２１には、給水管２３及び第２の給湯回路３０が接続され、給水管２３から供給された給湯用水は貯湯タンク２１を介して第１の給湯回路２０を流通するようになっている。貯湯タンク２１と浴槽４１とは、第２のポンプ２４が設けられた流路２５を介して接続され、第２のポンプ２４によって貯湯タンク２１内の給湯用水が浴槽４１に供給されるようになっている。

第２の給湯回路３０は、貯湯タンク２１、第３のポンプ３１及び第２の水熱交換器６０を接続してなり、貯湯タンク２１、第２の水熱交換器６０、第３のポンプ３１、貯湯タンク２１の順に給湯用水を流通させるようになっている。

浴槽用回路４０は、浴槽４１、第４のポンプ４２及び第２の水熱交換器６０を接続してなり、浴槽４１、第４のポンプ４２、第２の水熱交換器６０、浴槽４１の順に浴槽用水を流通させるようになっている。

第１の水熱交換器５０は、冷凍回路１０及び第１の給湯回路２０に接続され、冷凍回路１０を流通する第１の熱媒体としての冷媒と第１の給湯回路２０を流通する第２の熱媒体としての給湯用水とを熱交換させるようになっている。

第２の水熱交換器６０は、第２の給湯回路３０及び浴槽用回路４０に接続され、第２の給湯回路３０の給湯用水と浴槽用回路４０の浴槽用水とを熱交換させるようになっている。

また、前記給湯装置は、冷凍回路１０及び第１の水熱交換器５０が配置された加熱ユニット７０と、貯湯タンク２１、第１のポンプ２２、第２のポンプ２４、第２の給湯回路３０、第４のポンプ４２及び第２の水熱交換器６０が配置されたタンクユニット８０とを備え、加熱ユニット７０とタンクユニット８０とは第１の給湯回路２０を介して接続されている。

以上のように構成された給湯装置においては、冷凍回路１０の高温冷媒と第１の給湯回路２０の給湯用水とが第１の水熱交換器５０によって熱交換され、第１の水熱交換器５０で加熱された給湯用水が貯湯タンク２１に貯溜される。貯湯タンク２１の給湯用水は第２の水熱交換器６０によって浴槽用回路４０の浴槽用水と熱交換され、第２の水熱交換器６０で加熱された浴槽用水が浴槽４１に供給される

尚、前記実施形態では、本発明の熱交換器をヒートポンプ式給湯装置の蒸発器１３に用いたものを示したが、例えば自動販売機の蒸発器等、他の熱交換器として用いることができる。

本発明は、熱交換器の熱交換性能を高めるとともに、熱交換器の小型化及び軽量化を図ることができるので、空調、冷凍、冷蔵、給湯等のための熱交換器として広く利用でき、特に二酸化炭素冷媒を用いるヒートポンプ式給湯装置や自動販売機の冷凍回路の蒸発器として利用することができる。

１ 熱交換器
２ 伝熱管
３ 伝熱フィン
１３ 蒸発器

Claims (4)

1. 互いに径方向に間隔をおいて上下方向及び前後方向にそれぞれ配列された複数の伝熱管と、互いに伝熱管の軸方向に間隔をおいて配置された複数の伝熱フィンとを備え、伝熱管に二酸化炭素冷媒を流通する熱交換器において、
   伝熱管の内径は４ｍｍ以上であって、
   伝熱管の外径Ｄを５ｍｍ≦Ｄ≦６．０ｍｍの範囲内とし、
   伝熱管の肉厚ｔを０．０５×Ｄ≦ｔ≦０．０９×Ｄの範囲内とし、
   伝熱管の上下方向のピッチＬ１を３×Ｄ≦Ｌ１≦４．２×Ｄの範囲内とし、
   伝熱管の前後方向のピッチＬ２を２．６×Ｄ≦Ｌ２≦３．６４×Ｄの範囲内とし、
   伝熱管の前後方向の列数Ｎを２≦Ｎ≦８の範囲内とし、
   伝熱フィンのピッチＦｐを伝熱管の前後方向の列数Ｎで除したＦｐ／Ｎを０．５ｍｍ≦Ｆｐ／Ｎ≦０．９ｍｍの範囲内としたことを特徴とする熱交換器。
2. 伝熱管の外径Ｄを５ｍｍ≦Ｄ≦５．５ｍｍの範囲内としたことを特徴とする請求項１に記載の熱交換器。
3. 伝熱管の前後方向の列数Ｎを２としたことを特徴とする請求項１または２に記載の熱交換器。
4. 請求項１乃至３のいずれか１項に記載の熱交換器を冷凍回路の蒸発器として用いたことを特徴とするヒートポンプ装置。
   

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