JPH06213534A - 冷媒凝縮器 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【目的】 冷媒凝縮器の熱交換率を高く設計する。 【構成】 冷媒凝縮器の凝縮距離Ｌ（ｍ）、コアを形成
するチューブの相当直径ｄe （mm）とすると、Ｌ＝０．
４＋１．１８ｄe 〜０．７＋１．１８ｄe となるように
凝縮器を設計する。このように凝縮距離Ｌが設計された
ものでは、熱交換率が高くなるので、その凝縮距離Ｌか
ら冷媒通路のターン数を求めることにより、熱交換率が
高い冷媒凝縮器を提供することができる。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】本発明は、一対のヘッダ間を複数
のチューブで連結すると共に、それらのチューブを通じ
て上記ヘッダ間を蛇行状に冷媒が流れるように構成され
た冷媒凝縮器に関する。

【０００２】

【従来の技術】従来より、この種の冷媒凝縮器として、
例えば図８に示すようなマルチフロー（ＭＦ）型の冷媒
凝縮器（コンデンサ）が供されている。即ち、一対のヘ
ッダ１，２は扁平管から成る複数のチューブ３により連
結されている。各ヘッダ１，２内にはセパレータ４が所
定位置に配設されており、チューブ３を通じてヘッダ
１，２間を蛇行状に冷媒が流れるように構成されてい
る。

【０００３】この場合、熱交換率を高めるために、特開
昭６３−１６１３９３号公報のものでは冷媒が、前記ヘ
ッダ１、２においてその流れの方向を変える回数（以下
ターン数とよぶ）を１以上に設定する構成が記載され、
特開昭６３−３４４６６号公報のものでは、冷媒通路の
通路断面積が入口から出口に向けて減少するように冷媒
通路となるチューブの本数を減少させる構成が記載され
ている。

【０００４】

【発明が解決しようとする課題】ところで、上記従来構
成のように冷媒通路を折返して構成する冷媒凝縮器で
は、冷媒通路のターン数を多くし凝縮距離を大きく設定
することにより冷媒の流速を増加させて熱交換率を高め
ることができる一方で、管内側の圧力損失が増加するこ
とにより冷媒圧力が低下し、それに伴って冷媒の凝縮温
度が低下するという事情がある。このため、冷媒通路の
ターン数を過度に多く設定した場合には、外気温と冷媒
との温度差が小さくなって熱交換性能低下の要因とな
る。

【０００５】一方、冷媒通路のターン数を少くし凝縮距
離を小さく設定することにより管内の圧力損失を減少さ
せることができる一方で、冷媒の流速が低下してしまっ
て管内側熱伝達率が小さくなり性能が低下するという事
情がある。以上の事から、熱交換器毎に最適な冷媒通路
のターン数が存在するはずである。しかしながら、上記
従来構成のものでは、単にターン数を増加したり、或い
は通路断面積を減少することが熱交換率の向上に寄与す
るということを示唆しただけであり、熱交換器にとって
の最適な凝縮距離を特定するまでに至っておらず、熱交
換率の向上という本来の課題を解決していない。

【０００６】本発明は上記事情に鑑みてなされたもの
で、その目的は、冷媒通路を折返す構成のものにおい
て、その凝縮距離を特定することにより熱交換率を高く
設計することができる冷媒凝縮器を提供することにあ
る。

【０００７】

【課題を解決するための手段】本発明は、上記目的を達
成するために、積層された複数のチューブと、前記チュ
ーブの両端に接合された一対のヘッダと、前記ヘッダ内
に配設され、前記チューブを複数のチューブ群に分割す
るセパレータとを備え、前記チューブ群を流れる高温高
圧のガス状冷媒が、前記ヘッダにおいてその流れの方向
を変え、前記冷媒が、前記ヘッダにおいてその流れの方
向を変える回数をＮ（整数）とし、前記一対のヘッダ間
の距離をＷ（単位ｍ）としたとき、前記冷媒の凝縮距離
Ｌ（単位ｍ）は、Ｌ＝（Ｎ＋１）Ｗで表され、この凝縮
距離Ｌ（単位ｍ）が、前記チューブの管路面積に相当す
る管内相当直径をｄｅ（単位ｍｍ）としたとき、ｄｅ＜
１．１５のもとで、 Ｌ＝０．４＋１．１８ｄe 〜０．７＋１．１８ｄe となっているという技術手段を採用する。

【０００８】

【作用】凝縮距離ＬがＬ＝０．４＋１．１８ｄe 〜０．
７＋１．１８ｄe （ｄe はチューブの管内側相当直径）
となるように設定した場合、冷媒凝縮器にとって熱交換
率が最適となる、従って、上記式を満足するように冷媒
通路のターン数を設定することにより、熱交換率が最適
となる冷媒凝縮器を得ることができる。

【０００９】

【実施例】以下、本発明を自動車用エアコンディショナ
の冷媒凝縮器に適用した一実施例を図１乃至図８を参照
して説明する。図２は、ＭＦ型の冷媒凝縮器を示してい
る。この図２において、一対のヘッダ１１，１２間には
コア１３が連結されている。このコア１３は、扁平管か
ら成る複数のチューブ１３ａ間にコルゲートフィン１３
ｂを溶着して成る。また、ヘッダ１１，１２内の所定位
置にはセパレータ１４が配設されており、そのセパレー
タ１４の配設位置によって図３に示すように冷媒通路の
ターン数を任意に設定することができる。つまり、チュ
ーブ１３ａが３２本の場合、０ターンでは３２本の全て
のチューブ１３ａが一方向の冷媒通路となり、この場合
には凝縮距離ＬはＷとなる。ここで、Ｗはヘッダ１１、
１２間の距離であり、コア１３の横幅と一致する。ま
た、１ターンでは、チューブ１３ａが１６本，１６本の
組合わせ、或いは２４本，８本の組合わせ等に設定する
ことができ、この場合には、凝縮距離Ｌは２Ｗとなる。
また、２ターンでは、チューブ１３ａが１１本，１１
本，１０本の組合わせ、或いは１６本，１２本，４本の
組合わせ等に設定することができ、この場合には、凝縮
距離Ｌは３Ｗとなる。尚、図３に示したものは、チュー
ブ１３ａの組合わせの一例であって他の組合わせも任意
に設定することができる。

【００１０】図４及び図５はチューブ１３ａの管内側相
当直径ｄe ＝０．６７mmの場合で、コアサイズを各種寸
法に設定したときの冷媒通路のターン数に対する傾向を
示している。即ち、図４は、チューブ１３ａの本数が２
４本、コア高さＨが２３５．８mm、コア厚さＤが１６mm
（図２参照）の熱交換器において、コア幅Ｗを３００mm
から７００mmまでの１００mm毎に設定すると共に冷媒通
路のターン数を１から５までに設定したときの０ターン
に対する性能比を示している。また、図５は、チューブ
１３ａの本数が４０本、コア高さＨが３８７．８mm、コ
ア厚さＤが１６mmの熱交換器において、コア幅Ｗを３０
０mmから７００mmまでの１００mm毎に設定すると共に冷
媒通路のターン数を１から６までに設定したときの０タ
ーンに対する性能比を示している。尚、相当直径ｄe と
は、チューブ１３ａの通路形状は図６（ａ），（ｂ）に
示すような断面であるのが通常であるので、その断面積
に相当する直径を指している。即ち、ｄe （相当直径）
＝４×（断面積）／（ぬれ縁長さ）にて定義されてい
る。

【００１１】ここで、複数のターン数において種々のチ
ューブ１３ａの本数の組合わせが考えられるが、図４，
図５には最も性能が高かったものについて計算した結果
を示した。つまり、凝縮器の性能は、熱伝達率の向上と
圧力損失とのバランスより決定され、両者は互いに影響
を及ぼしているので、両者の関係を数式化することによ
り導くことができ、各種熱交換器の効率を求めることが
可能となる。尚、この計算としては、詳細な熱伝達率特
性と圧力損失特性とを実験にて求め、その結果によりシ
ミュレーションプログラムを作成して解析を行った。こ
のときの各パラメータの設定条件としては、自動車用エ
アコンディショナにおける冷凍サイクルにおいて最も負
荷の大きい条件を想定しており、コンデンサ入口の空気
温度が３５℃、コンデンサ入口圧力１．７４ＭＰa 、コ
ンデンサ入口のスーパヒート２０℃、コンデンサ出口の
サブクール０℃、コンデンサ入口の風速２m/s 、使用冷
媒はＨＦＣ−１３４ａを採用した。この解析および実験
結果を比較した結果、本発明者は、チューブ１３ａの管
内側相当直径が０．６mm〜１．１５mm程度において解析
結果と実験値とが略一致していることを確認した。ま
た、図４及び図５に示した最高性能を有するターン数
（最適ターン数）は、フィンピッチが異なっていても、
或いはコアの厚さＤが異なっていてもほぼ同一の結果と
なっていることを確認した。

【００１２】上記図４及び図５から、チューブ１３ａの
本数が異なっていても、コア幅Ｗが同一であれば、最適
ターン数が一致していることが分った。このことは、コ
ア幅Ｗが同一であれば、チューブ１３ａの本数の組み合
わせにかかわらず最適ターン数は一致していることを意
味している。図７は、上述のような計算を管内側相当直
径ｄe の異なるチューブ１３ａにて計算し、各コア幅Ｗ
毎に最適ターン数を求めた結果である。この場合、ター
ン数は現実には整数しか存在しないが、傾向を示すため
に整数以外の領域においても表した。

【００１３】さて、図７において、例えばｄe ＝０．６
７mmのチューブ１３ａに着目すると、最適ターン時での
凝縮距離Ｌは、Ｗ＝３００mmのときは３ターンとなるの
で、Ｌ＝（３（ターン）＋１）×３００＝１２００mm、
Ｗ＝４００mmのときは２ターンとなるので、Ｌ＝（２＋
１）×４００＝１２００mm、Ｗ＝５００mmのときは２タ
ーンとなるので、Ｌ＝（２＋１）×５００＝１５００m
m、Ｗ＝６００mmのときは１ターンとなるので、Ｌ＝
（１＋１）×６００＝１２００mm、Ｗ＝７００mmのとき
は１ターンとなるので、Ｌ＝（１＋１）×７００＝１４
００mmとなる。また、チューブ１３ａの相当直径ｄe が
０．９mmの場合には、凝縮距離Ｌは、Ｗ＝３００mmのと
きは１５００mm、Ｗが４００mmのときは１６００mm、Ｗ
が５００mmのときは１５００mm、Ｗが６００mmのときは
１８００mm、Ｗが７００mmのときは１４００mmとなる。
また、チューブ１３ａの相当直径ｄe が１．１５mmの場
合には、凝縮距離Ｌは、Ｗ＝３００mmのときは１８００
mm、Ｗが４００mmのときは２０００mm、Ｗが５００mmの
ときは２０００mm、Ｗが６００mmのときは１８００mm、
Ｗが７００mmのときは２１００mmとなる。通常、車両用
エアコンディショナの冷媒凝縮器のコア幅は、Ｗ＝３０
０ｍｍ〜８００ｍｍ程度で使用されているので、上記の
計算結果から、チューブ１３ａの相当直径ｄe が同一寸
法である場合には、コア幅Ｗにはあまり影響されず、最
適な凝縮距離Ｌはある一定の範囲内に存在することが判
明した。

【００１４】したがって、チューブ１３ａの相当直径ｄ
e に対して最適凝縮距離Ｌを特定することができる。図
１は、相当直径ｄｅを変化させ、そのｄｅに対する最適
凝縮距離Ｌの存在範囲を上記の解析により求めた結果で
ある。得られたデータを一次近似すると、その最適凝縮
距離Ｌは、

【００１５】

【数１】 Ｌ＝０．４＋１．１８ｄe 〜０．７＋１．１８ｄe として設定することができる。（ただしＬの単位はｍ、
ｄｅの単位はｍｍ）従って、熱交換器のコア１３のチュ
ーブ１３ａの相当直径ｄe が分れば、数１から最適凝縮
距離Ｌを求めることができるので、この凝縮距離に合う
ようにターン数を次式で求めることにより最適ターン数
（Ｎ）の設定が可能となる。

【００１６】

【数２】Ｎ（ターン数）＝Ｌ／Ｗ−１ 尚、数２によるターン数は整数である必要があるので、
求めたターン数を四捨五入する必要がある。近年、冷媒
凝縮器チューブの製造技術の進歩により、極めて相当直
径の小さなチューブの製造が可能になっている。このよ
うな極めて細いチューブに対して上式数１を適用する
と、そのターン数は０ターンと設定される。例えば、図
９は上述のシミュレーションプログラムを利用して、相
当直径ｄｅが０．６０ｍｍ以下のものについて、アイド
ル高負荷時と４０km／ｈ定負荷時における最適凝縮距離
を求めてトレースしたものであるが、アイドル高負荷時
のラインでみると相当直径が０．１８ｍｍ〜０．５ｍｍ
のとき最適凝縮距離Ｌが３００ｍｍ〜８００ｍｍになる
ことから、上述したようにコア幅Ｗが３００ｍｍ〜８０
０ｍｍのときにターン数０が最適仕様となる。

【００１７】このように相当直径が０．１８ｍｍ〜０．
５ｍｍのチューブにすることによりターン数０で効率の
良い冷媒凝縮器を提供することができる。ターン数０の
凝縮器はヘッダを分割するセパレータを必要としないた
め、セパレータを挿入する工程やセパレータ部からの冷
媒の漏洩を検出するための工程が不要となり、またヘッ
ダ部の形状の単純化および標準化が可能となる。そし
て、図９が示すように相当直径の大きなチューブを使用
した場合に比べて、負荷変動に応じた最適凝縮距離の変
動が小さくなるので、負荷条件が変動してもその負荷条
件に応じた最適状態を保つことができる。

【００１８】以上述べたように、本発明の構成のものに
よれば、熱交換器のコア１３のチューブ１３ａの相当直
径ｄe から最適な凝縮距離Ｌを決定し、その凝縮距離Ｌ
から冷媒通路の最適ターン数を求めるようにしたので、
単にターン数の増大と通路断面積の減少が熱交換率の向
上に寄与するということを示唆しただけの従来例と異な
り、熱交換率の高い熱交換器を設計することができる。

【００１９】

【発明の効果】以上の説明から明らかなように、本発明
の熱交換器によれば、一対のヘッダ間を複数のチューブ
で連結すると共に、それらのチューブを通じて上記ヘッ
ダ間を蛇行状に冷媒が流れるように構成された熱交換器
において、熱交換率が高くなるような凝縮距離を演算式
から求め、その演算式に基づいて冷媒通路のターン数を
設定するようにしたので、冷媒通路を折返す構成のもの
において、熱交換率を高く設計することができるという
優れた効果を奏する。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の一実施例におけるチューブの相当直径
と凝縮距離との関係を示す図

【図２】熱交換器の構成を示す概略図

【図３】冷媒通路のターン数とチューブの組合わせと凝
縮距離との関係を示す図

【図４】冷媒通路のターン数と０ターンに対する性能比
との関係を示す特性図

【図５】冷媒通路のターン数と０ターンに対する性能比
との関係を示す特性図

【図６】コアのチューブを示す断面図

【図７】コア幅と最適ターン数との関係を示す特性図

【図８】従来例における熱交換器の構成を示す概略図

【図９】相当直径の小さなチューブにおけるチューブの
相当直径と凝縮距離との関係を示す図

【符号の説明】

１１，１２ ヘッダ １３ コア １３ａ チューブ １４ セパレータ

Claims (2)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 積層された複数のチューブと、 前記チューブの両端に接合された一対のヘッダと、 前記ヘッダ内に配設され、前記チューブを複数のチュー
   ブ群に分割するセパレータとを備え、 前記チューブ群を流れる高温高圧のガス状冷媒が、前記
   ヘッダにおいてその流れの方向を変え、 前記冷媒が、前記ヘッダにおいてその流れの方向を変え
   る回数をＮ（整数）とし、前記一対のヘッダ間の距離を
   Ｗ（単位ｍ）としたとき、前記冷媒の凝縮距離Ｌ（単位
   ｍ）は、Ｌ＝（Ｎ＋１）Ｗで表され、 この凝縮距離Ｌ（単位ｍ）が、前記チューブの管路面積
   に相当する管内相当直径をｄｅ（単位ｍｍ）としたと
   き、ｄｅ＜１．１５のもとで、 Ｌ＝０．４＋１．１８ｄe 〜０．７＋１．１８ｄe となっていることを特徴とする冷媒凝縮器。
2. 【請求項２】 前記チューブの管内相当直径ｄｅ（単位
   ｍｍ）を０．６０＜ｄｅ＜１．１５にしたことを特徴と
   する請求項１記載の冷媒凝縮器。