JPS6399494A - 熱交換器 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 ［産業上の利用分野］ 本発明は自動車用ラジェータの如ぎ、偏平チューブ群と
伝熱用フィン群との組合わせ構造からなる熱交換用コア
部を有する熱交換器に関する。

［従来の技術］ 第３図および第４図に自動車用ラジェータの概略の構成
を図解した。このラジェータは被熱交換流体としての冷
却水の通路となる多数の偏平チューブ１群を所定間隔を
保たせて縦向きに配列し、その上端部を冷却水入口ボー
トとしてのアッパタンク３の底壁面に穿ったチューブ挿
通用穴に液密的に嵌着させ、下端部をアッパタンク３と
同一の構造を備えて冷却水出口ボートとなるロアタンク
の頂壁面に同様にして嵌着させると共に、隣接する偏平
チューブ１の間隙部に伝熱用フィン２を嵌入ろう付けさ
せて成り立っている。

伝熱用フィン２には、ラジェータの部分破断面を示した
第３図の（ロ）−（ロ）断面図としての第４図に描かれ
ているように、多数の伝熱効率増大用ルーバ２Ａ群が、
熱交換用流体としての冷風の流入方向（ハ）と直交する
方向を保たせて、切り起こし法によって形成されている
。

［発明が解決しようとする問題点］ 上記の如き構造を備えたラジェータの熱交換性能は、伝
熱用フィン２の寸法や、フィンに設けたルーバ２Ａの形
成状態によって少なからず左右されるものであり、一般
的にいって、偏平チューブ１の流路巾Ｗ方向の緑端部か
ら、その長手方向先端部を突出させて組付けられている
フィン２の突出長さしが短い程、またフィン２の板面に
対するルーバ２Ａの傾斜角度θが大きい程、熱交換性能
は高まるものである（第４図参照）。

しかし、本願発明者が行った一連の実験の過程で、後に
詳しく述べる次のような現象を見出した。

即ち、ラジェータの部分横断面図としての第５図に説明
されているように、偏平チューブ１の壁面近くに沿って
図示矢印（ハ）の如く熱交換領域に向かって進入してく
る冷風の一部は、通風抵抗体となるルーバ２Ａを避けて
ルーバ２Ａの存在しない偏平チューブ１の壁面寄り個所
へに向かう偏向流Ｆ２となり、進入方法をそのまま保と
うとする主流Ｆ１との合成流Ｆは、図示のように伝熱効
率の高いルーバ２Ａの形成個所からそれる方向に進む現
象が生じ、かつこのような風向偏向度合は前記の突出長
さしによって左右され、このしの値を著しく短縮させる
と、ルーバ２Ａの傾斜角度θの値との相関々係により風
向き偏向度合いが高まって、冷却用冷風との温度差がも
つとも大きく、従って熱交換効率が最も高いフィン先端
域における熱交換効率がむしろ低下してしまうという事
実を把握することができた。

本願発明は、このような新らたな知見に基づいてなされ
たものであって、その目的とするところは、熱交換効率
を最も高められるフィンの突出し長さ、およびルーバの
傾斜角度を兇出すことによって、より熱交換性能のすぐ
れた熱交換器を提供することを目的とする。

［問題点を解決するための手段］ 上記の目的を達成するために本発明による熱交換器は、
被熱交換流体の通路をなす偏平チューブ群と、この偏平
チューブの流路巾より広い巾を有すると共に、伝熱効率
増大用ルーバ群を熱交換用流体の流れ方向に直交させて
設けた伝熱用フィン群との組み合わせからなる熱交換用
コア部を備える熱交換器において、前記フィンの長手方
向先端部が前記偏平チューブの流路巾方向の緑端部から
突出した長さをＬとし、前記フィンの板面に対する前記
ルーバの傾斜角度をθとした時、１−およびθは下記の
範囲の値 Ｌ＝０．５±０．２■ θ＝２３±３゜ に設定する構成を採用した。

［作用および発明の効果］ フィンの先端部が偏平チューブの緑端部から突出してい
る長さしと、フィンに設けたルーバの傾斜角度θとを実
験に基づいて求めた最も望ましい範囲の値に設定したこ
とによって、熱交換領域のうちでも最も熱交換効率の高
いフィン先端部において、この個所に進入してくる熱交
換用流体が、通風抵抗体となる伝熱効率増大用ルーバを
避ける方向に偏向する現象を最小限に押えられる。

従って従来の熱交換器に微少な設計変更を施すだけで、
その熱交換性能を目立って向上させることができる。

［実施例］ 以下に図に示す実施例に基づいて本発明の構成を具体的
に説明する。

第１図および第２図は、一実施例熱交換器としての自動
車用ラジェータを示しており、第１図は既述の第５図と
同様な部分横断面図、第２図は第１図の（イ）−（イ）
断面図であって、ラジェータ全体としての基本構造は第
５図に描かれている従来品と同一であるので、その構造
説明は省略する。

従来ラジェータと異なる点は、被熱交換流体としての加
熱されたエンジン冷却水の冷却用通路をなす偏平チュー
ブ１の、巾Ｗ方向の緑端部１Ａから、伝熱用フィン２の
先端部が突出している長さしの値と、フィン２のほぼ全
面に亘って、熱交換用流体としての冷風（ハ）の流入方
向に直交させて設けた、伝熱効率増大用ルーバ２Ａ群の
、フィン板面に対する傾斜角度θの値を特定の範囲内に
設定したところにある。

フィン２の先端部の突出長さ［およびルーバ２Ａの傾斜
角度θは、以下に述べる一連の実験結果に基づいて決定
された、ラジェータの熱交換性能を最も高めることので
きる下記の範囲の値に設定した。

Ｌ＝０．５±０．２ｍ１ｌ θ＝２３±３０ また本実施例では、Ｗ＋　２Ｌ＝１６１１１１１１に設
定している。

次に上記の値を設定した根拠に就いて説明する。

既に述べたように本願発明者はラジェータの熱交換性能
とフィン先端部突出し長さしおよびルーバ傾斜角度θと
の間には密接な関係があることをつき止めたので、これ
ら王者の相関々係を明らかにするための一連の実験を行
った。

第６図と第７図にこれらの実験結果をグラフ化して示し
た。第６図はＬの値と熱交換性能との相関性を求めた実
験のデータグラフであって、横軸にＬの値が、縦軸にラ
ジェータの単位伝熱面積当りの伝熱量の値αａが採られ
ており、θの値を１０〜３０°の範囲で数段階に分けて
３１測した結果がそれぞれグラフ化して示しである。

これら曲線グラフの形状は、αａの値の測定個所によっ
てかなり相異することがこの実験によって判明した。即
ちフィン２の巾Ｖ方向の中間位置で測定した結果は、図
中の実験または一点鎖線グラフとして表されるが、偏平
チューブ１の側壁面に近い個所で測ると、各々のグラフ
の左側部分、つまり［の値の小さい領域では、破線で示
したように左下がり曲線を描くグラフに移行することが
解った。

第７図はＬの値と、熱交換域を通過させられる冷風の圧
力損失の値Δｐａとの相関性を求めた実験のデータグラ
フであり、第６図と同様にθの値を変化させたこ１測結
果を示しである。各グラフの左側破線部分は、第６図の
破線部分に対応している。

これらのグラフから読み取れることは、熱交換面として
のフィン２の表面のうち多くの部分は、Ｌの値の減少と
共にまたθの値の増大と共に伝熱量αａが増大して行く
という事実が第１である。

しかし第２に、偏平チューブ１に近い領域、殊にフィン
２の先端部に近くて、冷却水によって最も高温に熱せら
れているために冷風との温度差が最も大ぎく、従って熱
交換仕事も最も効率的に行われる個所では、Ｌ対αａの
グラフは左上がり曲線を描かず、山形グラフを描くので
、Ｌとαａとの間の上記の相関々係は失われ、この山形
グラフのピーク点に対応するＬの値を選定した時、最も
高い熱交換効率が得られることが解る。このような現象
はθの値の如何にかかわらず認められる。　一方り対Δ
ｐａのグラフにみられるように、θの値の如何にかかわ
らず、Ｌの値を減少させて行った時、フィン２の巾方向
中間域ではΔｐａの値はほぼ不変に保たれるが、偏平チ
ューブ１に近い個所では、Ｌが成る値以下に下がると圧
力損失Δｐａが次第に増大する現象が認められる。熱交
換性能を極力向上させるためには、このような現象は当
然に無視しえない。

上述の如き実験データの解析結果から結論付けられるこ
とは、熱交換域の通風抵抗を考慮に入れたうえで、本実
施例のラジェータの熱交換性能を最も高めさせることの
できるし、およびθの値は、第６図のグララフ上に示さ
れたＰ点におけるそれぞれの値、即ちＬ＝０．５＋ｎｍ
１θ＝２３°ということになる。

しかし、切り起し法によってフィン２に形成されるルー
バ２Ａの傾斜角度θは、±３°程度の角［ｆ誤差は避け
られないので、θ＝２３±３６を最適値とした時、第６
図の実験データからして、Ｌに関してはＬ＝０．５±０
．２ｍｍが最適値となる。

このようにしおよびθの２つの値を特定値に設定したこ
とによって、ラジェータの熱交換性能を向上させること
ができる理由は、第１図に描かれているように、偏平チ
ューブ１の間近に沿って熱交換域に流入してくる冷１Ｍ
（ハ）が通風抵抗体としてのルーバ２Ａを避けようとす
る流れＦ２方向と、流入方向を保とうとする流れＦ１方
向との合成流れＦの流れ方向を、冷風流（ハ）の流路巾
央寄り方向により偏向させることができて、ルーバＡの
伝熱効率向上様能が有効に活用されるためであると解さ
れる。

上記の１およびθの最適値は、第１図および第２図に模
式的に示された、偏平チューブ１とルーバ２Ａを設けた
フィン２どの基本的な組付は構造に変更がない限り、熱
交換器の構成部材の材質や寸法によって大きく左右され
ることはない。ちなみに自動車用ラジェータの場合、銅
またはアルミニウム製のフィン２の板厚は、一般に３０
〜５０ミクロンである。従って本発明の技術思想は、例
えばプレートフィンと偏平チューブとの組合わせ構造を
備えるラジェータなどのような他の様々な熱交換器につ
いてもそのまま適用することができる。

【図面の簡単な説明】

第１図および第２図は・一実施例熱交換器としてのラジ
ェータの部分図であって、第１図は部分横断面図、第２
図は第１図の（イ）−（イ）断面図である。 第３図〜第５図は従来のラジェータを示した図で、第３
図は部分破断図、第４図は第３図の（ロ）−（ロ）断面
図、そして第５図は部分横断面図である。 第６図と第７図は、Ｌおよびθの最適値を決定するため
の根拠となる、Ｌおよびθと、フィンの伝熱量又は熱交
換域における冷却用冷風の圧力損失との相互関係を求め
た実験のデータグラフである。 図中　１・・・偏平チューブ　２・・・伝熱用フィン２
Ａ・・・ルーバ　Ｌ・・・フィン先端部の突出し長さθ
・・・ルーバの傾斜角度

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １）被熱交換流体の通路をなす偏平チューブ群と、この
   偏平チューブの流路巾より広い巾を有すると共に、伝熱
   効率増大用ルーバ群を熱交換用流体の流れ方向に直交さ
   せて設けた伝熱用フィン群との組み合わせからなる熱交
   換用コア部を備える熱交換器において、 前記フィンの長手方向先端部が前記偏平チューブの流路
   巾方向の緑端部から突出した長さをＬとし、前記フィン
   の板面に対する前記ルーバの傾斜角度をθとした時、Ｌ
   およびθは下記の範囲の値Ｌ＝０．５±０．２ｍｍ θ＝２３±３° に設定されていることを特徴とする熱交換器。