JP6395863B2 - 熱交換器およびその熱交換器を有する冷凍サイクル装置 - Google Patents
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Description
図1は、本発明の実施の形態1に係る熱交換器に用いられる扁平管の断面図である。
図2は、本発明の実施の形態1に係る扁平管の流路の断面拡大図である。
図1に示す熱交換器の伝熱管である扁平管1は、フィンチューブ式熱交換器等に使用されるものである。扁平管1は、アルミニウム等の押し出し成形により製造される。扁平管1の内部には熱媒体である冷媒等が流通する複数の流路2が開口している。流路2は、図2に示すように略矩形状の断面形状を有しており、扁平管1内で並行に冷媒が流通するように一方向に並んで配置されている。
円弧部2bは1/4円形状となっており、その両端部は短辺部2aと長辺部2cに接して滑らかに接続されている。
伝熱管内の熱の伝わりやすさは、管内熱伝達率K[W/m2・K]の値で示される。管内熱伝達率Kは、伝熱管の内部を流れる冷媒と、伝熱管内表面との間の熱伝達率を示し、熱交換器の熱交換性能を示す1つの指標である。管内熱伝達率Kの値が大きい程、伝熱管内の熱抵抗は小さくなり、熱交換器としての熱交換性能が高いことを示す。
伝熱管内にガス冷媒が流通し凝縮するときは、伝熱管の中心に蒸気相4(蒸気バルク)が流れるとともに管壁3に液膜5を形成しながら伝熱作用が進む。
管内熱伝達率Kは、蒸気相4と気液界面6との間の物質拡散抵抗R(熱抵抗)と、液膜5の熱伝達率αLとの関数で決定される。
蒸気相4と気液界面6との間の物質拡散抵抗R(熱抵抗)は、蒸気相4と気液界面6との間の物質伝達率βvの関数であり、物質伝達率βvが大きくなると物質拡散抵抗Rは小さな値となる。
冷媒の蒸気相4と気液界面6の温度変化は、蒸気相4と気液界面6との間の物質拡散抵抗R(熱抵抗)により生じる。物質拡散抵抗Rが大きくなると熱抵抗が増加し、冷媒の蒸気相4と気液界面6との温度差(非共沸混合冷媒の濃度差)が大きくなる。
ここで、βv(物質伝達率)∽φv(相間気液界面の乱れ)・m(冷媒の凝縮量)の関係があり、φv(相間気液界面の乱れ)・m(冷媒の凝縮量)の値が大きい程βv(物質伝達率)も大きくなる。
すなわち、物質伝達率βvが大きくなると物質拡散抵抗Rが小さくなり、管内熱伝達率Kが向上する。その結果、蒸気バルクの状態点の温度Tvbと気液界面6の温度Tiとの温度差が小さくなる。
気液界面の温度Tiと流路2の壁面温度Twは、液相部の熱伝導により変動し、液膜の熱伝達率αL∽λ(熱伝導率)/δ(液膜厚さ)の関係となる。
すなわち、液膜厚さδが小さくなり熱伝達率αLが大きくなると管内熱伝達率Kが向上する。
よって、管内熱伝達率Kを向上させるには、蒸気相4と気液界面6との間の物質拡散抵抗Rと、液膜の熱伝達率αLとの関数の極大値を探す必要がある。
図5は、本発明の実施の形態1に係る流路内部においてr/d(流路の長辺部2c間の距離をd、流路の円弧部2bを半径長さをrとする)の値が大きい場合における液膜の状態を示した図である。
また、図5に示すように図4の流路2に比べてr/dが大きい値の場合は、液膜厚さδはほぼ均一に形成され、図4の状態よりも各辺部の全域で液膜厚さδが確保され気液界面の乱れφvは大きくなる。
実施の形態1に係る非共沸混合冷媒は、低沸点冷媒となるHFO1123+R32と、高沸点冷媒となるHFO1234yfとの混合冷媒である。
図6には、この非共沸混合冷媒の蒸気バルクの状態点が黒丸で示されており、飽和蒸気線上を移動する。このとき、蒸気バルクの状態点の温度はTvbとなり、気液界面は気液平衡状態となって温度Tiとなり、さらに液相および壁面温度Twは過冷却領域に存在する。
そして、最終的に蒸気バルクの状態点の温度Tvbは点Bの凝縮温度まで低下し、点B’の冷媒組成ybの飽和液となる。
なお、低沸点冷媒となるHFO1123とR32の組成比は50:50から40:60程度となっており、疑似共沸冷媒となっている。よって、HFO1123とR32の混合冷媒はほぼ単一冷媒の特性と見なすことができる。
ここで、冷媒の流路2内における質量速度Grを一般的な熱交換器の条件で用いられるGr=200[kg/m2・s]とし、流路2の断面における長辺部2c間の距離dと円弧部2bの半径長さrとの比r/dを0.005≦r/d≦0.8の範囲とした場合、管内熱伝達率K[W/m2・K]はその最大値に対する10%以内で極大値範囲となっており、効率上の最適値となっている。
一方、疑似共沸混合冷媒であるR410Aを用いた場合、r/dは小さい程、管内熱伝達率K[W/m2・K]は増加する。
以下に説明する。
しかし、0.005>r/dの領域では、長辺部2c及び短辺部2aの有効伝熱部での気液界面の乱れφvが小さくなることで、蒸気側の物質拡散抵抗Rの増大により管内熱伝達率Kは大きく低下する。これら相反する効果を加味するとトータルの管内熱伝達率Kは低下する。
しかし、気液界面の乱れφvは液膜厚さδが厚い分増加し、物質拡散抵抗Rが小さくなって、トータルの管内熱伝達率Kは0.005>r/dの領域に比べて向上する。
実施の形態1では、扁平管1内の流路2を略矩形状の断面形状としていたが、実施の形態2では、実施の形態1に係る流路2の形状に加え、流路2の断面の長辺部2cに突起形状の凸帯部2dを設ける点が異なっている。
図8は、本発明の実施の形態2に係る扁平管の流路内部における液膜5の状態を示した図である。
この結果、有効伝熱部で液膜厚さδの厚さが均一に確保され、気液界面の乱れφvが大きくなる。よって、蒸気側の物質拡散抵抗Rが小さくなり、管内熱伝達率Kは向上する。また、管内伝熱面積が増加するため、熱交換器効率を向上させることができる。
図9に示す冷媒回路図は、圧縮機10、凝縮熱交換器11、絞り装置12、蒸発熱交換器13、送風機14、15により構成されている。
本発明の実施の形態1及び2に係る扁平管1を備えた熱交換器を凝縮熱交換器11または蒸発熱交換器13、もしくはそれらの両方に適することにより、エネルギー効率の高い冷凍サイクル装置を実現することができる。
暖房エネルギー効率=室内熱交換器(凝縮器)能力/エネルギ−の全入力。
冷房エネルギー効率=室内熱交換器(蒸発器)能力/エネルギーの全入力。
Claims (4)
- HFO1123、R32、HFO1234yfの混合冷媒が熱媒体として流通する扁平管を有する熱交換器であって、
前記扁平管は前記熱媒体が流通する複数の流路を有し、
前記流路の断面は、対向する短辺部と、対向する長辺部と、前記短辺部と前記長辺部とが交差する四隅に形成された円弧部と、により四隅が円弧状となる矩形形状として構成され、
前記長辺部間の距離dと、前記円弧部の半径長さrとの比r/dを0.005≦r/d≦0.8とし、前記混合冷媒のうちHFO1234yfの混合比を50wt%以上90wt%以下とした熱交換器。 - 前記長辺部には、前記扁平管の軸方向に突設された凸帯部が形成された請求項1に記載の熱交換器。
- 前記扁平管は、押し出し成形で成形される請求項1又は2に記載の熱交換器。
- 請求項1〜3のいずれか1項に記載の熱交換器を有する冷凍サイクル装置。
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