JP5562769B2 - 熱交換器およびこれを備えた車両用空調装置 - Google Patents
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Description
このような形式の凝縮器の性能を向上させるには、フィンピッチを詰めること、或いは、偏平チューブに形成される冷媒流通穴を細密化すること等が考えられる。
しかし、フィンピッチを詰めると通過する空気の圧損が増大し、CRFM(Condenser-Radiator Fan Module)のモータ入力の増大を招いてしまう。また、冷媒流通穴を細密化すると冷媒圧損が増大し、冷媒を圧縮するコンプレッサの動力の増加を招いてしまう。
すなわち、本発明にかかる熱交換器は、内部に複数の冷媒流通穴が形成された偏平チューブと、該偏平チューブの偏平面に固定され、その表面上を空気が通過するフィンと、を備え、前記偏平チューブと前記フィンとを交互に積層して形成された熱交換器において、複数の前記冷媒流通穴の等価直径をde,該偏平チューブの幅をW,該偏平チューブの幅方向における一端と最も近い前記冷媒流通穴との距離に相当する一端側肉厚をt1,該偏平チューブの幅方向における他端と最も近い前記冷媒流通穴との距離に相当する他端側肉厚をt2,該偏平チューブの積層方向高さをHp,前記フィンの積層方向高さをHf,前記冷媒流通穴の個数をNとし、かつ、前記等価直径deが0.5以上0.8以下、前記偏平チューブ幅Wが12mm以上16mm以下とされた場合に、(W−t1−t2)×Hp×Hf/Nが、3.95以上10.0以下とされていることを特徴とする。
また、偏平チューブ幅Wや偏平チューブ高さHpといった偏平チューブの形状だけでなく、フィン高さHfをも考慮して熱交換器の形状を定めることとした。これにより、空気圧損をさらに厳密に考慮することができる。
冷媒流通穴の個数Nで除した多項式とすることで、冷媒流通穴1つあたりの性能を評価できる。
以上のような多項式を用い、その値が3.95以上10.0以下とすることで、空気圧損が小さく、かつ熱交換量が大きい熱交換器を実現できることを見出した。
なお、偏平チューブは、押出加工によって製造されることが好ましい。
図1には、本実施形態にかかる凝縮器(熱交換器)1の正面図が示されている。凝縮器1は、車両用空調装置の冷凍サイクルにおいて圧縮機(図示せず)から吐出された高温高圧の過熱ガス冷媒を冷却して凝縮させるものである。また、凝縮器1は、CRFM(Condenser-Radiator Fan Module)の一構成要素として、車両エンジンルーム内の最前部に配置される。凝縮器1の後方には、エンジン冷却用ラジエータ(図示せず)、クーリングファン(図示せず)が順に配置される。凝縮器1は、クーリングファンによって送風される冷却空気(外気)により冷却される。
偏平チューブ14の長手方向の一端側が第1ヘッダタンク11に接続され、他端部が第2ヘッダタンク12に接続される。これにより、複数の冷媒流通穴20を通って冷媒がヘッダタンク11,12間で流通する。
図3に示されているように、コルゲートフィン15の高さがHf、フィンピッチがPfとされている。
本実施形態では、熱交換性能の指標として、正面面積Fa[m2]および空気圧損ΔPa[Pa]に対する熱交換量Q[W]に相当するQ/Fa/ΔPaを採用した。この熱交換性能指標を採用することにより、凝縮器1(具体的にはコルゲートフィン15)を通過する空気の圧損が考慮されることになる。すなわち、熱交換量Qが大きく空気圧損ΔPaが小さいほど大きな値をとることになる。
ΔPa=A×Pf^B
Q=C×exp(−D×Pf)
ここで、Pfはフィンピッチ(図3参照)であり、A,B,C及びDは定数である。
入口空気温度Tai=35℃
入口冷媒圧力Pri=1.744MPa
空気の正面風速Fvi=4.5m/s
冷媒入口過熱度SH=20K
冷媒出口過冷却度SC=10K
フィンピッチPf=1.6mm以上2.0mm以下
(W−t1−t2)×Hp×Hf/N
上記多項式の各変数は、図2に示されているように、以下の通りである。
W ;偏平チューブ14の幅
t1;偏平チューブ14の幅方向における一端(図2において左端)と最も近い冷媒流通穴20との距離に相当する一端側肉厚
t2;偏平チューブ14の幅方向における他端(図3において右端)と最も近い冷媒流通穴20との距離に相当する他端側肉厚
Hp;偏平チューブ14の積層方向(上下方向)高さ
Hf;コルゲートフィン15の積層方向(上下方向)高さ
N ;冷媒流通穴20の個数
偏平チューブ14の積層方向高さHp及びコルゲートフィン15の積層方向高さHfを偏平チューブ幅Wと共に積の形としたのは、これらのパラメータは熱交換量に比例するからである。
冷媒流通穴個数Nで除することにしたのは、冷媒流通穴20の1つあたりの性能を評価するためである。
同図では、偏平チューブ幅が12mm、14mm、15mm、および16mmのそれぞれの場合について示されている。同図から分かるように、多項式が3.95以上10以下の場合に、全ての曲線の極大点が含まれることになる。したがって、多項式を3.95以上10以下に選定すれば、高性能の凝縮器1を得ることができる。
冷媒流通穴の直径は、1mm(=1.7−2×0.35)となる。
なお、偏平チューブ幅Wについては特許文献1では規定されていないので、本実施形態と対比可能なように16mmを仮の数値として用いた。一端側肉厚t1及び他端側肉厚t2は、偏平チューブ幅の16mmと冷媒流通穴の14個と冷媒流通穴の直径1mmから算出すると、それぞれ、0.133mmとなる。以上の数値から得られる多項式の値は、以下の通りである。
(W−t1−t2)×Hp×Hf/N
=(16−0.133−0.133)×1.7×7.8/14
=14.9
このように、特許文献1に開示された凝縮器は、本実施形態で規定する多項式の範囲である3.95以上10以下の範囲外にあることが分かる。
同図では、偏平チューブ幅が12mm、14mm、15mm、および16mmのそれぞれの場合について示されている。同図から分かるように、等価直径deが0.5以上0.8以下、好ましくは0.55以上0.76の場合に、全ての曲線の極大点が含まれることになる。したがって、等価直径deを上記のように選定すれば、高性能の凝縮器1を得ることができる。
凝縮器1の熱交換性能を評価する際に、偏平チューブ幅Wを用いた多項式を用いることとした。これにより、コルゲートフィン15を通過する空気による状態変化(例えば空気の通風抵抗や、空気流れ方向の熱交換)をも考慮することができ、より厳密に熱交換性能を反映させることができる。
偏平チューブ幅Wや偏平チューブ高さHpといった偏平チューブの形状だけでなく、フィン高さHfをも考慮して熱交換器の形状を定めることとした。これにより、空気圧損をさらに厳密に考慮することができる。
冷媒流通穴の個数Nで除した多項式とすることで、冷媒流通穴1つあたりの性能を評価できる。
また、シミュレーションの際には冷媒圧損をも考慮することによって熱交換量Qを算出することとしたので、さらに現実の使用状態に近い性能を評価することができる。
13 コア部
14 偏平チューブ
15 コルゲートフィン
W 偏平チューブ幅
t1 一端側肉厚
t2 他端側肉厚
Hp 偏平チューブの積層方向高さ
Hf コルゲートフィンの積層方向高さ
Pf コルゲートフィンのフィンピッチ
N 冷媒流通穴の個数
Claims (4)
- 内部に複数の冷媒流通穴が形成された偏平チューブと、該偏平チューブの偏平面に固定され、その表面上を空気が通過するフィンと、を備え、
前記偏平チューブと前記フィンとを交互に積層して形成された熱交換器において、
複数の前記冷媒流通穴の等価直径をde,該偏平チューブの幅をW,該偏平チューブの幅方向における一端と最も近い前記冷媒流通穴との距離に相当する一端側肉厚をt1,該偏平チューブの幅方向における他端と最も近い前記冷媒流通穴との距離に相当する他端側肉厚をt2,該偏平チューブの積層方向高さをHp,前記フィンの積層方向高さをHf,前記冷媒流通穴の個数をNとし、かつ、
前記等価直径deが0.5以上0.8以下、前記偏平チューブ幅Wが12mm以上16mm以下とされた場合に、
(W−t1−t2)×Hp×Hf/Nが、3.95以上10.0以下とされていることを特徴とする熱交換器。 - 前記等価直径deは、0.55以上0.76以下とされていることを特徴とする請求項1に記載の熱交換器。
- 前記フィンはコルゲート形状とされており、そのピッチは、1.6mm以上2.0mm以下とされていることを特徴とする請求項1又は2に記載の熱交換器。
- 請求項1から3のいずれかに記載の熱交換器を備えたことを特徴とする車両用空調装置。
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