JP6227901B2 - 熱交換器 - Google Patents

Description

本発明は、フィンを備えず冷媒通路を有する伝熱プレートで熱交換用コア部を形成した熱交換器に関する。

従来の熱交換器、例えば、車両空調用蒸発器においては、冷媒通路を有する伝熱プレート相互の間に、コルゲートフィン等のフィンを介在したものが一般的であるが、フィンの介在により、圧損が増大し、コスト増加、大型化する等の難点がある。

このため、特許文献１および特許文献２では、フィンを有さず冷媒通路を有した伝熱プレート（フィンレス伝熱プレート）のみで熱交換用コア部を形成した熱交換器を提案している。

特許第４１２２６７０号 特許第４１２２５７８号

フィンレス伝熱プレートでは、熱交換面積を大きく得ることが難しいため、熱交換性能を確保しにくい。
フィンレス伝熱プレートを用いた熱交換器における熱交換性能を高めるため、特許文献１では、伝熱プレートに形成される凸部のピッチ、特許文献２では、凸部と対向する凹部との隙間をそれぞれ数値限定している。

しかしながら、これら伝熱プレートの凸部のピッチ及び、凸部と対向する凹部との隙間では、熱交換器の熱交換性能を高精度に推定できるパラメータとは言い難く、熱交換性能の向上には限界があった。

本発明は、このような従来の課題に着目してなされたもので、フィンレス伝熱プレートにを用いた熱交換器の熱交換性能を十分に高めることを目的とする。

かかる課題を解決するため第１の発明にかかる熱交換器は、
複数枚の伝熱プレートを間隔を開けて平行に配設し、各伝熱プレートには表裏両面に、複数の台形状の凸部を一方向に並べて配設し、各凸部内に全長にわたって冷媒通路を形成し、
前記各伝熱プレートの凸部を、対向する伝熱プレートの凸部間の凹部に対向するように配設し、
前記各伝熱プレート相互間に、前記一方向と平行な方向に流体を流通させるように積層して構成した熱交換用コア部を備えた熱交換器において、
前記伝熱プレートの凸部の流体流通方向上流側の角部と、該伝熱プレートに対向する伝熱プレートの前記凸部の角部に近接する凸部の流体流通方向下流側の角部との間を流通する流体流の主軸が前記対向する伝熱プレート相互を結ぶ垂直方向に対してなす鋭角側の角θ[rad]が、０．２５〜０．６５の範囲内の値に設定され、
前記θは、前記伝熱プレートの凸部の基準面からの高さをａ _ｕ 、前記基準面に対する垂線からの前記凸部の側面の傾斜角をα、前記基準面と該基準面に対向する伝熱プレートの基準面との距離を２ｈとしたとき、下記の式で算出されることを特徴とする。

また、第２の発明に係る熱交換器は、
上記同様の熱交換器において、
前記伝熱プレートの凸部の流体流通方向上流側の角部と、該伝熱プレートに対向する伝熱プレートの前記凸部の角部に近接する凸部の角部との距離ｄｃと、前記対向する各伝熱プレートの前記各角部の流体流通方向上流側に隣接して対向する面相互の距離ｄ１とで定義される縮流比β（＝ｄｃ／ｄ１）を、０．１４〜０．４２の範囲内の値に設定したことを特徴とする。

また、第３の発明に係る熱交換器は、
上記同様の熱交換器において、
前記伝熱プレートの凸部の流体流通方向上流側の角部と、該伝熱プレートに対向する伝熱プレートの前記凸部の角部に近接する凸部の角部との距離ｄｃと、前記対向する各伝熱プレートの前記各角部の流体流通方向下流側に隣接して対向する面相互の距離ｄ２とで定義される膨張比ｄ２／ｄｃを、２．０〜４．２の範囲内の値に設定したことを特徴とする。

第１〜第３の発明にかかる熱交換器及びこれら熱交換器に用いられる伝熱プレートによれば、フィンレス伝熱プレートにおいて、なす角θ、縮流比ｄｃ／ｄ１、膨張比ｄ２／ｄｃを各数値範囲内に設定することにより、高い熱交換性能を得られる熱交換器を容易に形成することができる。

本発明の実施形態に係る熱交換器を示す正面図。 同上熱交換器の側面図。 図２のＡ−Ａ矢視断面図。 同上熱交換器の隣接する伝熱プレート間に形成される空気流路の外郭線を示した図。 jファクターのＣＦＤ解析値と推測値との関係を示した線図。 ｆファクターのＣＦＤ解析値と推測値との関係を示した線図。 熱交換器に送風するファンのＰＱ（差圧・風量）特性と通気抵抗との関係を示す線図。 上記ファンの風量と熱交換器の熱交換性能の関係を示す線図。 本実施形態で用いたパラメータであるなす角θと熱交換器の熱交換性能の関係を示す線図。 本実施形態で用いたパラメータである縮流比βと熱交換器の熱交換性能の関係を示す線図。 本実施形態で用いたパラメータである膨張比γと熱交換器の熱交換性能の関係を示す線図。 本実施形態で用いたパラメータであるピッチ比εと熱交換器の熱交換性能の関係を示す線図。 本実施形態で用いたパラメータである板厚ｔと熱交換器の熱交換性能の関係を示す線図。

以下に本発明の実施の形態を説明する。
図１及び図２は、本発明の実施形態に係る熱交換器１で、例えば、ヒートポンプ式の車両用空調装置の蒸発器に適用されるが、これに限らず凝縮器を含めた任意の熱交換器に適用できる。

熱交換器１は、複数枚の伝熱プレート２を間隔ｃを開けて平行に配設して熱交換用コア部３が形成され、該熱交換用コア部３の上下端部にヘッダ４，５を連結した概略構成を有している。

図３（図２のＡ−Ａ断面）に示すように、各伝熱プレート２には表裏両面にそれぞれ上下方向に延びる複数の台形状の凸部２１が、水平方向に列設され、各凸部２１内に全長にわたって冷媒通路２３が形成されている。

各伝熱プレート２の凸部２１は、対向する伝熱プレートの凸部２１間の凹部２２に対向するように配設されている。
ヘッダ４，５には、各伝熱プレート２の上端部及び下端部が挿入されて、各冷媒通路２３は、ヘッダ４，５内部空間（冷媒通路）と連通している。

ヘッダ４には、中央部とその両側の３つの空間を仕切る２個の隔壁４１が形成され、ヘッダ５には、中央部にその両側の２つの空間を仕切る１個の隔壁５１が形成されている。
ヘッダ４の２個の隔壁４１で仕切られる３個の空間のうち、両側の空間には、それぞれ冷媒流入口６、冷媒流出口７が接続される。

冷媒は、図１において、冷媒流入口６からヘッダ４内の図示左側の空間４２に流入し、該空間４２に連通する複数の伝熱プレート２内の冷媒通路２３を下方に流動した後、ヘッダ５の隔壁５１より図示左側の空間５２に流入する。

次いで、図示右側に流動した後、隣接する複数の伝熱プレート２内の冷媒通路２３を上方に流動し、ヘッダ４内の図示中央の空間４３に流入する。
次いで、図示右側に流動した後、隣接する複数の伝熱プレート２内の冷媒通路２３を下方に流動した後、ヘッダ５の隔壁５１より図示右側の空間５３に空間に流入する。

次いで、図示右側に流動した後、隣接する複数の伝熱プレート２内の冷媒通路２３を上方に流動し、ヘッダ４内の図示右側の空間４４に流入した後、冷媒流出管７から流出する。

一方、図２に示すように、図示しない送風ファンから送風される空気は、熱交換器１の伝熱プレート２の並び方向と直交する方向から送風される。送風空気は、伝熱プレート２間の隙間を通り抜け、その間に冷媒通路２３を流通する冷媒と送風空気との間で熱交換が行われ、蒸発器である熱交換器１の冷媒は、空気から熱を受けてガス状の冷媒に気化される。

かかる構成を有した熱交換器１の各伝熱プレート２において、熱交換性能改善のため以下の考察を行った。
図４は、隣接する伝熱プレート２間に形成される空気流路の外郭線を抽出して示した図である。

図４において、凸部の幅をｌ、凸部間ピッチをＬ、凸部の基準面からの高さをａ_ｕ、凹部の基準面からの深さをａ_ｌ、凸部２１及び凹部２２のテーパ角（テーパ面の基準面に対する垂線からの角度）をα、前記基準面と該基準面に対向する伝熱プレート２の基準面との距離をｄ_１（＝２ｈ）とする。

図４に示される凹凸を有した空気流路を流れる空気の熱伝達率、圧力損失の特性を求めるため、次式(1)，(2)のように定義される熱伝達率のｊファクター、及び圧力損失の指標となるｆファクターを、上記の各諸元ｌ、Ｌ、ａ_ｕ、ａ_ｌ、α、ｈの値を変更しつつＣＦＤ解析により求めた。

数式(1)中でαは熱伝達率、ρ_ｍは空気の入口〜出口の平均密度、Vは空気の流速、Cpは空気の定圧比熱、Prはプラントル数を示す。また、数式(2)中でρ_ｉｎは空気の入口密度、ΔPは圧力損失、K_cは流入損失係数、K_eは流出損失係数、σは前面面積と流体の通過面積の比を示す。

ＣＦＤ解析で得られた多数のｊファクター及びｆファクターの値と、上記諸元で定まる凸部高さａ_ｕ、凹部深さａ_ｌ、テーパ角α等のパラメータとの間には、明確な相関関係は確認できなかった。すなわち、これらパラメータのみでは、ｊファクター，ｆファクターを精度よく示す相関式を得ることは難しく、熱交換器性能の向上をこれらパラメータだけの設定で予測することが難しいことが判明した。

そこで、ｊファクター，ｆファクターを精度よく示す相関式を得るため、凹凸を有した空気流路の熱流束分布の解析結果等に基づき、以下の３個のパラメータを新たに設定した。

まず、伝熱プレート２の凸部２１の空気流通方向上流側の角部と、該伝熱プレート２に対向する伝熱プレート２の前記凸部の角部に近接する凸部２１の角部との間を流通する空気流の主軸が、前記対向する伝熱プレート２１相互を結ぶ垂直方向に対する鋭角側の「なす角θ」を第１のパラメータとして設定した。この「なす角」は、以下のように算出される。

図４（Ａ）において、基準面間の流れは一様な流れであると仮定し、凸部頂面より上側の流れは基準面と平行に直進する流れになるとし、凸部頂面より下側の流れは凸部のテーパ角度に沿って流れるとする。隣接する伝熱プレート２間を流れる流量を１とすれば、上側流れベクトルｕ_１、下側流れベクトルｕ_２及びそれらの合成ベクトルｕ_３は、それぞれ、下式(3)〜(5)で求められる。
したがって、式(5)を用いて、なす角θは、式(6)で算出される。

このなす角をパラメータ（変数）とすることで、空気が基準面間から凸部２１と凹部２２のテーパ面間に湾曲して流れる影響を評価することができると考えられる。
次に、図４（Ｂ）において、伝熱プレートの凸部の空気流通方向上流側の角部と、該伝熱プレートに対向する伝熱プレートの前記凸部の角部に近接する凸部の角部との距離ｄｃと、前記対向する各伝熱プレートの前記各角部の空気流通方向上流側に隣接して対向する面相互の距離ｄ_１（＝２ｈ）とで定義される「縮流比β（＝ｄｃ／ｄ_１）」を、第２のパラメータとして設定する。

前記角部同士の距離ｄ_ｃ方向と対向する基準面同士の距離２ｈ方向とのなす角度をα’としたとき、この「縮流比β」は、以下のように算出される。

この縮流比βにより、基準面間を通過した流れが凹凸部開始点において縮流する影響を評価することができると考えられる。
次に、図４（Ｂ）において、距離ｄ_ｃと、対向する各伝熱プレートの前記各角部の空気流通方向下流側に隣接して対向する面相互の距離ｄ_２とで定義される「膨張比γ（＝ｄ_２／ｄｃ）」を、第３のパラメータとして設定する。この「膨張比γ」は、以下のように算出される。

この膨張比γにより、上記のように空気の流れが凹凸部開始点において縮流した後、凸部頂面と凹部底面との間で再度膨張することの影響を評価することができると考えられる。

これらのパラメータ、なす角θ，縮流比β，膨張比γについて、それぞれ各値を変更しときの、ｊファクター及びｆファクターのＣＦＤ解析値と比較した。
なす角θについては、なす角が大きくなるほどｊファクター、ｆファクターともに小さくなる傾向が示された。

縮流比βについては、縮流比βが小さくなるほどｊファクター、ｆファクターともに大きくなる傾向が示された。
膨張比γについては、膨張比γが大きくなるほどｊファクター、ｆファクターともに大きくなる傾向が示された。

したがって、これらのパラメータを変数として用いることにより、ｊファクター及びｆファクターの精度の高い相関式の作成が可能になると考えられた。
そこで、上記のなす角θ，縮流比β，膨張比γに、その他の形状として凹凸部幅、凹凸ピッチ、凹凸数を加え、さらに流速に起因するＲｅ数（レイノルズ数）を用い、合わせて７個の変数を用いて、ｊファクター及びｆファクターの相関式を作成した。なお、なす角θ，縮流比β，膨張比γの中には、凸部高さａ_ｕ、凹部深さａ_ｌ、テーパ角αのパラメータが含まれる。

具体的には、ｊファクター相関式、ｆファクター相関式を、Ｒｅ数の関数として(11),(12)式のように整理し、各式中の係数を形状パラメータの関数として式(13),(14)のように整理することとした。

式(11),(12)中の各係数は、ＣＦＤ解析値との偏差が最も小さくなるようにし、最小二乗法を用いて数式(13),(14)中の定数Ｃ_０〜Ｃ_６を決定した。その結果、各係数の具体的な値は表１，２のようになる。また、表中の臨界Ｒｅ数は乱数への遷移を示す指標であり、数式(15)で推測される値を用いた。

このように、最適な係数にフィッティングすることにより、図５、６に示すようにjファクター、fファクターともに、ＣＦＤ解析値との偏差を±15%以内に整理することができ、非常に予測精度の高い相関式を得ることができた。

これにより、空気側の熱伝達率、圧力損失について、上記のｊファクター相関式とｆファクター相関式を用いて、高精度に推定できることが可能となった。しかし、空気側の熱伝達率、圧力損失だけを最適化したとしても、熱交換器全体の性能を最適化できるものではない。特に、本発明のようなフィンレス熱交換器においては、空気側の流路形状が冷媒側の流路形状に大きく影響を与えるため、冷媒側の流れも考慮した最適設計を実施する必要がある。

熱交換器全体の性能は、主に熱交換量、通気抵抗、冷媒側圧力損失の３つで評価される。熱交換量は大きく、通気抵抗、冷媒側圧力損失は小さくすることが望ましいが、これらは基本的に相反関係にあり、熱伝達率を高めて熱交換量を大きくすれば、圧力損失も大きくなる。したがって、熱交換器全体の性能を評価するためには、熱交換量、通気抵抗、冷媒側圧力損失の各性能を１つにまとめて評価する必要がある。

まず、空気側の圧力損失（通気抵抗）の評価方法について一例を示す。送風ファンのＰＱ（差圧−風量）特性と通気抵抗との間には、図７に示すような関係がある。図中の実線はファンのＰＱ特性を示す。また、破線と一点鎖線は熱交換器Ａ，Ｂの通気抵抗を示し、これら２本の線の交点がそのファンを用いた場合の熱交換器に流れる動作点風量となる。熱交換器の通気抵抗が大きいと交点は低風量側に移動し、通気抵抗が小さいと高風量側に移動する。一方で、図８は風量と熱交換器の能力の関係を示している。つまり、熱交換器Ａは同一風量での能力は高いが、通気抵抗も高い熱交換器である。

ここで、図８中の動作点風量で能力を比較すると、熱交換器Ａは動作点での風量が小さくなるため、実際の能力は熱交換器Ｂよりも低くなる。このように、動作点風量での能力比較を行うことで、熱交換量と通気抵抗を１つにまとめて評価することができる。

一方、冷媒側の圧力損失については、蒸発器を例にとると、蒸発器出口の圧力、温度条件を固定した評価を行うことで、圧力損失の影響が評価できる。蒸発器入口の圧力を基準とした場合、圧力損失の大きい熱交換器であれば、蒸発器入口の圧力は高くなり、熱交換器内を流れる冷媒の飽和温度も高くなる。熱交換量は熱伝達率と伝熱面積及び温度差の積で決まるため、このような条件では圧力損失の影響が熱交換能力に含まれていることになる。

以上のような方法であれば、通気抵抗や圧力損失を考慮した熱交換量の比較となり、熱交換器の最適化が可能になる。そこで、このような評価条件の下で、ｊファクターの相関式及びｆファクターの相関式を用いた熱交換器の性能予測シミュレーションによりパラメータスタディを実施した。その結果、得られた熱交換量を新たに設定したパラメータである、なす角θ、縮流比β、膨張比γを横軸にとって整理すると、図９〜図１１が求められる。同様に、凹凸ピッチ比ε、板厚ｔを横軸にとって整理すると図１２、図１３が求められる。

単位体積当たり熱交換量150[KW/m^３]近傍を良好な熱交換性能を確保できる下限値として設定し、上記各パラメータ毎に、良好な熱交換性能が得られる数値範囲が求められた。
なす角については、図９に示すように、なす角θが０．２５〜０．６５[rad]であるときに単位体積当たり熱交換量が下限値以上となって良好な熱交換性能が得られることが明らかとなった。

縮流比βについては、図１０に示すように、縮流比βが０．１４〜０．４２であるときに単位体積当たり熱交換量が下限値以上となって良好な熱交換性能が得られることが明らかとなった。

膨張比γについては、図１１に示すように、膨張比γが２．００〜４．３０であるときに単位体積当たり熱交換量が下限値以上となって良好な熱交換性能が得られることが明らかとなった。

ピッチ比εについては、図１２に示すように、ピッチ比εが４．０以下であるときに単位体積当たり熱交換量が下限値以上となって良好な熱交換性能が得られることが明らかとなった。

板厚ｔについては、図１３に示すように、板厚ｔが０．３[mm]以下であるときに単位体積当たり熱交換量が下限値以上となって良好な熱交換性能が得られることが明らかとなった。

このように、なす角θ、縮流比β、膨張比γ、ピッチ比ε、板厚ｔをそれぞれ上記の数値範囲内とする伝熱プレート２の形状及び配置（プレート間隔）に設定した熱交換コアを形成することで、熱交換器の熱交換性能を最適化することができる。

なお、これらなす角θ、縮流比β、膨張比γ、ピッチ比ε、板厚ｔをそれぞれ上記の数値範囲内を満たしていれば、図３に示すように、伝熱プレート２の表面に形成される凸部と裏面に形成される凸部の形状は、異なっていてもよい。

１…熱交換器、２…伝熱プレート、３…熱交換用コア部、２１…凸部、２２…凹部、２３…冷媒通路、ｌ…凸部の幅、Ｌ…凸部のピッチ、ａ_ｕ…凸部の高さ、ａ_ｌ…凹部の深さ、ｄ_１…伝熱プレートの基準面間距離（＝２ｈ）、α…凸部及び凹部のテーパ角、θ…なす角、β…縮流比、γ…膨張比、ピッチ比ε、板厚ｔ

Claims (4)

1. 複数枚の伝熱プレートを間隔を開けて平行に配設し、各伝熱プレートには表裏両面に、複数の台形状の凸部を一方向に並べて配設し、各凸部内に全長にわたって冷媒通路を形成し、
   前記各伝熱プレートの凸部を、対向する伝熱プレートの凸部間の凹部に対向するように配設し、
   前記各伝熱プレート相互間に、前記一方向と平行な方向に流体を流通させるように積層して構成した熱交換用コア部を備えた熱交換器において、
   前記伝熱プレートの凸部の流体流通方向上流側の角部と、該伝熱プレートに対向する伝熱プレートの前記凸部の角部に近接する凸部の流体流通方向下流側の角部との間を流通する流体流の主軸が前記対向する伝熱プレート相互を結ぶ垂直方向に対してなす鋭角側の角θ[rad]が、０．２５〜０．６５の範囲内の値に設定され、
   前記θは、前記伝熱プレートの凸部の基準面からの高さをａ _ｕ 、前記基準面に対する垂線からの前記凸部の側面の傾斜角をα、前記基準面と該基準面に対向する伝熱プレートの基準面との距離を２ｈとしたとき、下記の式で算出されることを特徴とする熱交換器。
   
2. 前記伝熱プレートの表裏両面の一方に形成される凸部の形状と、対向する伝熱プレートの他方の面に形成される凸部の形状とが異なる形状に形成されると共に、前記一方に形成される凸部の側面の前記傾斜角と、前記他方の面に形成される凸部の側面の前記傾斜角とが等しいことを特徴とする請求項１に記載の熱交換器。
3. 前記伝熱プレートの凸部の幅をｌ、該凸部の始点から隣接する凸部の始点までのピッチをＬとしたとき、ピッチ比ε＝Ｌ／ｌ≦４としたことを特徴とする請求項１又は請求項２に記載の熱交換器。
4. 前記伝熱プレートの板厚ｔが、ｔ≦０．３ｍｍであることを特徴とする請求項１〜請求項３のいずれか１つに記載の熱交換器。