KR100883590B1

KR100883590B1 - Heat exchanger for refrigerator

Info

Publication number: KR100883590B1
Application number: KR1020047013258A
Authority: KR
Inventors: 신종민; 최봉준; 김철환; 정성해; 고영환; 정영; 하삼철
Original assignee: 엘지전자 주식회사
Priority date: 2004-08-25
Filing date: 2002-02-28
Publication date: 2009-02-13
Also published as: KR20040086444A

Abstract

본 발명은 단순한 구조와 향상된 성능을 갖는 냉장고용 열 교환기에 관한 것이다. 본 발명은 냉매가 유동하는 냉매관들과; 서로 다른 길이를 가지며, 서로 평행하게 일정간격으로 내부 관통공들을 통해 상기 냉매관들과 각각 결합되는 다수개의 일직선 휜을 포함하여, 상기 휜들간 간격이 서로 다른 구역들이 형성되는 냉장고용 열 교환기에 있어서, 상기 휜들간 간격이 가장 좁은 구역이 전체 크기의 75% 이하인 것을 특징으로 하는 냉장고용 열 교환기를 제공한다.The present invention relates to a heat exchanger for a refrigerator having a simple structure and improved performance. The present invention provides a refrigerant pipe through which the refrigerant flows; In a heat exchanger for a refrigerator having different lengths and including a plurality of straight fins each coupled to the refrigerant pipes through internal through holes at regular intervals in parallel to each other, the different intervals between the fins are formed It provides a heat exchanger for a refrigerator, characterized in that the narrowest interval between the weepons is 75% or less of the total size.

열 교환기, 휜간격Heat exchanger, gap

Description

Heat exchanger for refrigerators {HEAT EXCHANGER FOR REFRIGERATOR}

본 발명은 핀 튜브형 열 교환기에 관한 것으로서, 보다 상세하게는 냉장고에 적용되어 냉장실 및 냉동실에 공급되는 냉기를 발생시키는 열 교환기에 관한 것이다.The present invention relates to a fin tube type heat exchanger, and more particularly, to a heat exchanger that is applied to a refrigerator to generate cold air supplied to a refrigerating compartment and a freezing compartment.

냉장고는 일반적으로 서로 분리되게 형성된 냉장실 및 냉동실이외에도, 냉장고 하부에 형성된 소위 기계실 및 상기 냉장실 및 냉동실 후방에 이들과 연통하도록 형성된 공기유로를 포함한다. 여기서 열 교환기(증발기)는 상기 공기유로내에 송풍기와 더불어 설치되며, 상기 기계실내에 위치되는 압축기 및 응축기등과 연동하여 상기 냉장실 및 냉동실내에 냉기를 공급한다. 즉, 상기 압축기 및 응축기를 거쳐 공급되는 고온고압의 냉매는 상기 열 교환기내에 증발하며, 발생된 증발잠열에 의해 주위공기를 냉각시킨다. 그리고 상기 송풍기는 전체적으로 상기 냉장고 내부의 공기를 순환시켜 상기 열 교환기를 통해 냉각된 공기를 지속적으로 냉장실 및 냉동실에 공급한다.In addition to the refrigerator compartment and the freezer compartment which are generally formed to be separated from each other, the refrigerator includes a so-called machine compartment formed at the bottom of the refrigerator and an air passage formed to communicate with them behind the refrigerator compartment and the freezer compartment. Here, a heat exchanger (evaporator) is installed in the air passage along with a blower and supplies cold air to the refrigerating compartment and the freezing compartment in association with a compressor and a condenser located in the machine compartment. That is, the high temperature and high pressure refrigerant supplied through the compressor and the condenser evaporates in the heat exchanger and cools the surrounding air by the latent heat of evaporation generated. The blower circulates the air inside the refrigerator as a whole to continuously supply the cooled air through the heat exchanger to the refrigerating compartment and the freezing compartment.

이러한 일반적인 냉장고용 열 교환기가 도 1 및 도 2에 도시되며 이들을 참조하여 설명하면 다음과 같다.Such a heat exchanger for a refrigerator is shown in FIGS. 1 and 2 and will be described with reference to the following.

도시된 바와 같이, 상기 열 교환기는 냉매가 유동하는 냉매관(1)과 상기 냉 매관(1)을 따라 서로 평행하게 소정간격으로 결합되는 다수개의 휜(1)으로 이루어진다.As shown, the heat exchanger is composed of a coolant pipe 1 through which a coolant flows and a plurality of fins 1 coupled to each other in parallel with each other along the coolant pipe 1.

보다 상세하게 설명하면, 상기 냉매관(1)은 열 교환기내에서 하나의 관으로 하나의 열을 형성하면서 상기 휜(2)과 결합되며, 도 2에는 2개의 냉매관(1)이 각각 2개열을 형성하는 것이 도시된다.In more detail, the refrigerant pipe (1) is combined with the fin (2) while forming one row with one pipe in a heat exchanger, and two refrigerant pipes (1) in each of the two rows in FIG. Forming is shown.

상기 휜(2)은 도 2에 도시된 바와 같이 상기 냉매관(1)이 결합되는 관통공(2a)을 포함하며, 실질적으로 작은 판의 형태를 갖는다. 즉, 종래의 열 교환기는 서로 낱장으로 분리된 휜(discrete fin)(2)들을 포함한다. 따라서, 이들 휜들(2)은 상기 냉매관(1)과 결합된 상태에서 열 교환기의 길이 방향을 따라 불연속적인 열 교환면을 형성한다.The fin 2 includes a through hole 2a to which the refrigerant pipe 1 is coupled, as shown in FIG. 2, and has a substantially small plate shape. That is, the conventional heat exchanger includes discrete fins 2 separated from each other. Therefore, these fans 2 form a discontinuous heat exchange surface along the longitudinal direction of the heat exchanger in the state of being combined with the refrigerant pipe 1.

또한, 작동도중 영하(零下)인 주변온도로 인해 냉장고내 공기중에 함유된 다량의 수분이 열교환기의 표면에 착상되어 공기의 유동을 방해한다. 따라서 통상적으로 이와 같은 성에를 녹이는 제상기(3)가 상기 열교환기에 제공되며 이를 이용한 제상과정이 작동중 별도로 수행된다.In addition, due to the ambient temperature, which is below zero during operation, a large amount of moisture contained in the air in the refrigerator lands on the surface of the heat exchanger, which hinders the flow of air. Therefore, typically, a defroster 3 for dissolving such frost is provided to the heat exchanger, and a defrosting process using the same is performed separately during operation.

이러한 열 교환기는 앞서 설명된 공기 유로내에 세워진 상태로 설치되며 이에 따라 냉장고 내부의 공기는 화살표로 도시된 바와 같이 상기 열 교환기 하부로 유입되어 상부로 열 교환되어 유출된다.The heat exchanger is installed in the air flow passage described above, so that the air inside the refrigerator flows into the lower portion of the heat exchanger as shown by the arrow and is heat exchanged and discharged upward.

그러나 상술된 일반적 열 교환기는 현재 대부분의 냉장고에 적용되고 있음에도 불구하고 실제적으로 다음과 같은 구조적인 문제들을 가지고 있다.However, although the aforementioned general heat exchanger is currently applied to most refrigerators, there are practically the following structural problems.

예를 들어, 상기 휜(2)은 불연속적이고 개별적인 형상특성으로 인해 상기 냉 매관(1)을 따라 하나씩 결합되어야 한다. 그리고 상기 휜(2)은 상기 열 교환기 하부 및 상부에서 상기 냉매관(1)을 따라 서로 다른 간격으로 배열된다. 즉, 성에의 성장에 의한 유동저항이 열교환기 성능을 저하시키므로, 성에 발생량이 많은 공기 유입측인 하부에서 상기 휜(2)은 상부보다 넓은 간격으로 배열된다.For example, the fins 2 should be joined one by one along the refrigerant pipe 1 due to discontinuous and individual shape characteristics. The fins 2 are arranged at different intervals along the refrigerant pipe 1 at the lower and upper portions of the heat exchanger. That is, since the flow resistance due to frost growth degrades the heat exchanger performance, the fins 2 are arranged at a wider interval than the upper portion at the lower portion of the air inflow side having a large amount of frost generation.

또한 제상과정에 의해 발생되는 물은 각 휜(2)의 하부 에지(2b)에 표면장력에 의해 비교적 큰 물방울의 형태로 잔류하게 되며, 뒤이은 냉장고 작동(냉각과정)중에 다시 성에 성장의 핵으로 작용한다. 따라서, 성에 성장을 억제하기 위하여 상기 제상기(3)는 도시된 바와 같이 모든 하부에지(2a)와 일일이 접촉하도록 배열되어야 한다.In addition, the water generated by the defrosting process remains in the form of relatively large droplets by the surface tension on the lower edge 2b of each tank 2, and then becomes a nucleus of frost growth during subsequent refrigerator operation (cooling process). Works. Therefore, in order to suppress frost growth, the defroster 3 should be arranged to be in contact with all the lower edges 2a as shown.

결과적으로, 이와 같은 분리형 휜의 사용으로 인해 종래 열 교환기의 구조는 실질적으로 복잡하며, 이의 조립과정 또한 용이하지 않다.As a result, the structure of a conventional heat exchanger is substantially complicated due to the use of such a separate fin, and its assembly process is also not easy.

또한, 냉장고용 열교환기는 비교적 협소한 상기 공기유로내에 위치되므로 적은 크기에 높은 효율을 갖는 것이 바람직하다. 그러나, 앞서 언급된 구조상의 문제점들로 인해 상기 종래 열교환기는 최적화를 위한 설계변경 또한 어려워진다.In addition, since the heat exchanger for the refrigerator is located in the relatively narrow air passage, it is desirable to have a high efficiency at a small size. However, due to the structural problems mentioned above, the conventional heat exchanger also makes it difficult to change the design for optimization.

본 발명은 상술된 문제점들을 해결하기 위해 안출된 것으로, 본 발명의 목적은 구조가 단순하며 생산이 용이한 냉장고용 열 교환기를 제공하는 것이다.SUMMARY OF THE INVENTION The present invention has been made to solve the above problems, and an object of the present invention is to provide a heat exchanger for a refrigerator having a simple structure and easy production.

본 발명의 다른 목적은 열 교환 성능이 향상된 냉장고용 열 교환기를 제공하는 것이다.Another object of the present invention is to provide a heat exchanger for a refrigerator having improved heat exchange performance.

상기 목적을 달성하기 위하여, 본 발명은 냉매가 유동하는 냉매관들과; 서로 다른 길이를 가지며, 서로 평행하게 일정간격으로 내부 관통공들을 통해 상기 냉매관들과 각각 결합되는 다수개의 일직선 휜을 포함하여, 상기 휜들간 간격이 서로 다른 구역들이 형성되는 냉장고용 열 교환기에 있어서, 상기 휜들간 간격이 가장 좁은 구역이 전체 크기의 75%이하인 것을 특징으로 하는 냉장고용 열 교환기를 제공한다.In order to achieve the above object, the present invention provides a refrigerant pipe through which the refrigerant flows; In a heat exchanger for a refrigerator having different lengths and including a plurality of straight fins each coupled to the refrigerant pipes through internal through holes at regular intervals in parallel to each other, the different intervals between the fins are formed It provides a heat exchanger for a refrigerator, characterized in that the narrowest interval between the cells is 75% or less of the total size.

여기서 상기 휜들간 간격이 가장 좁은 구역은 전체 크기의 5%이상이 되며 가장 좁은 휜간 간격은 1mm-13mm이 된다.In this case, the narrowest space between the wheels is 5% or more of the total size and the narrowest space between 1mm and 13mm.

바람직하게는 상기 휜들간 간격이 가장 좁은 구역은 전체 크기의 5%-65%이 되며 가장 좁은 휜간 간격은 2mm-12mm 이다. 또한 상기 휜들간 간격이 15%-55%이이고 가장 좁은 휜간 간격이 4mm-10mm 인 것이 더욱 바람직하다.Preferably the narrowest spacing is between 5% -65% of the total size and the narrowest spacing is between 2mm-12mm. It is also more preferable that the gap between the beams is 15% -55% and the narrowest gap between 4mm-10mm.

설정된 각각의 구역비율에 있어서 n≥1 때, 상기 휜들간 간격은 가장 좁은 휜들간 간격에 대해 2·2^(n-1)배로 증가된다.When n≥1 for each zone ratio set, the inter-space interval is increased by 2 · 2 ^(n-1) times for the narrowest inter-space interval.

이러한 일반화된 휜들간 간격은 한 쌍의 가장 긴 휜, 상기 한 쌍의 가장 긴 휜사이에 배열되는 중간 길이의 휜 그리고 상기 한 쌍의 가장 긴 휜과 중간 길이 휜 사이마다 배열되는 가장 짧은 휜들을 갖는 배열패턴을 포함하며, 상기 배열패턴에서 서로 인접하는 휜들간 간격의 비율은 1:2:4가 된다.This generalized spacing has a pair of longest pins, a medium length pin arranged between the pair of longest pins, and the shortest pins arranged between the longest pin and the medium length pins of the pair. An array pattern is included, and the ratio of the intervals between the adjacent beams in the array pattern is 1: 2: 4.

상기 휜들간 간격이 가장 좁은 구역의 휜들간 간격에 대해 3·2^(n-1)(n≥1)배로 증가되는 경우, 상기 휜들간 간격이 가장 좁은 구역은 전체 크기의 15%-75%가 되며 가장 좁은 휜간 간격은 3mm-13mm이 된다. If the spacing between the beams is increased by 3 · 2 ⁽ⁿ⁻¹⁾ (n ≧ 1) times the spacing between the beams of the narrowest section, the narrowest spacing of the sections is 15% -75% of the total size. The narrowest gap is 3mm-13mm.

바람직하게는, 상기 휜들간 간격이 가장 좁은 구역은 전체 크기의 25%-65%가 되고 가장 좁은 휜간 간격은 5mm-12mm 가 된다.Preferably, the narrowest spacing is 25% -65% of the total size and the narrowest spacing is 5mm-12mm.

여기서 상기 휜들간 간격은 한 쌍의 가장 긴 휜, 상기 한 쌍의 가장 긴 휜사이에 배열되는 중간 길이의 휜 그리고 상기 한 쌍의 가장 긴 휜과 중간 길이 휜 사이마다 배열되는 두개의 가장 짧은 휜을 갖는 배열패턴을 포함하며, 상기 배열패턴에서 서로 인접하는 휜들간 간격의 비율은 1:3:6이다.Wherein the spacing between the pins is a pair of the longest lengths, the middle length lengths arranged between the longest lengths of the pair, and the two shortest lengths arranged between the longest lengths and the middle lengths of the pairs. And an array pattern having a ratio of 1: 3: 6.

상기 휜들간 간격이 가장 좁은 구역의 휜들간 간격에 대해 4·2^(n-1)(n≥1)배로 증가되는 경우, 상기 휜들간 간격이 가장 좁은 구역은 전체 크기의 25%-75%가 되며, 가장 좁은 휜간 간격은 5mm-15mm 이 된다.If the spacing between the beams is increased by 4 · 2 ⁽ⁿ⁻¹⁾ (n ≧ 1) times the spacing between the beams of the narrowest section, the narrowest spacing of the sections is 25% -75% of the total size. The narrowest gap is 5mm-15mm.

또한 바람직하게는, 상기 휜들간 간격이 가장 좁은 구역은 전체 크기의 35%-75%이며 가장 좁은 휜간 간격은 6mm-13mm 이다.Also preferably, the narrowest inter-zone spacing is 35% -75% of the total size and the narrowest spacing is 6mm-13mm.

여기서 상기 휜들간 간격은 한 쌍의 가장 긴 휜, 상기 한 쌍의 가장 긴 휜사이에 배열되는 중간 길이의 휜 그리고 상기 한 쌍의 가장 긴 휜과 중간 길이 휜 사이마다 배열되는 세 개의 가장 짧은 휜들을 갖는 배열패턴을 포함하며, 상기 배열패턴에서 서로 인접하는 휜들간 간격의 비율은 1:4:8이 된다.Wherein the spacing between the pins is a pair of longest pins, a middle length pin arranged between the pair of longest pins, and the three shortest pins arranged between the longest pin and the middle length pins of the pair. It includes an array pattern having a ratio, the ratio of the spacing between the adjacent adjacent to each other in the array pattern is 1: 4: 8.

한편, 상기 휜간 간격이 가장 좁은 구역이 5%-75%, 5%-65%, 15%-55%일 때, 휜간 간격이 가장 넓은 구역이 전체 크기의 18%이하가 되며, 가장 좁은 휜간 간격은 5.5mm-10mm, 바람직하게는 6.1mm-9.1mm 이다.On the other hand, when the space between the narrowest spaces is 5% -75%, 5% -65%, 15% -55%, the widest spaces are less than 18% of the total size, and the narrowest spaces Is 5.5 mm-10 mm, preferably 6.1 mm-9.1 mm.

또한, 상기 휜간 간격이 가장 좁은 구역이 5%-75%인 경우, 휜간 간격이 가장 넓은 구역은 전체 크기의 18%-25% 가 될 수 있으며 가장 좁은 휜간 간격은 6.0mm-8.5mm, 바람직하게는 6.2mm-8.0mm 이다.Also, when the space between the narrowest spaces is 5% -75%, the widest spaces can be 18% -25% of the total size and the narrowest spaces are 6.0mm-8.5mm, preferably Is 6.2mm-8.0mm.

또한, 상기 휜간 간격이 가장 좁은 구역이 5%-65%, 15%-55%인 경우, 휜간 간격이 가장 넓은 구역은 전체 크기의 18%-35%가 될 수 있으며, 가장 좁은 휜간 간격은 6.1mm-8.2mm, 바람직하게는 6.5mm-7.7mm 이다.In addition, in the case where the narrowest space is 5% -65% and 15% -55%, the widest space can be 18% -35% of the total size, and the narrowest space is 6.1 mm-8.2 mm, preferably 6.5 mm-7.7 mm.

다른 한편, 상기 휜들의 상부 및 하부 에지는 일정각도로 경사지게 형성되는 것이 바람직하며 더욱 바람직하게는 상기 상부 및 하부 에지가 동일한 경사방향을 갖는다.On the other hand, the upper and lower edges of the fins are preferably formed to be inclined at a predetermined angle, more preferably the upper and lower edges have the same inclined direction.

보다 상세하게는, 상기 하부에지는 단일 경사부 또는 다수개의 경사부를 포함할 수 있다. 여기서 상기 경사부들은 하나의 골부 또는 하나의 산부만을 형성할 수 있으며, 다수개의 산부 및 골부를 형성하는 것 또한 가능하다.More specifically, the lower edge may include a single slope or a plurality of slopes. Here, the inclined portions may form only one valley or only one hill, and it is also possible to form a plurality of hills and valleys.

더욱 바람직하게는, 상기 각각의 휜은 상기 경사부 또는 경사부들에 의해 형성되는 하부에지의 첨단들이 서로 대향되지 않도록 배열된다. 즉, 단일 경사부의 하부 에지들이 인접한 하부 에지와 서로 교차되도록 반복적으로 배열될 수 있다. 또한 상기 단일 산부의 하부 에지와 단일 골부의 하부 에지가 서로 교대로 배열될 수도 있다.More preferably, each of the fins is arranged such that the tips of the lower edges formed by the inclined portion or the inclined portions do not face each other. That is, the bottom edges of a single ramp may be arranged repeatedly so as to intersect with the adjacent bottom edges. The lower edge of the single peak and the lower edge of the single valley may also be alternately arranged.

이와 같은 하부 에지에 있어서 경사각도는 20°-30°범위내에 포함되는 것이 바람직하며 상기 경사각도가 23°인 것이 더욱 바람직하다.In this lower edge, the inclination angle is preferably included in the range of 20 ° -30 °, and more preferably 23 °.

더욱 바람직하게는, 상기 각각의 휜은 길이방향을 따라 형성되는 다수 개의 슬릿 및 루버를 더 포함할 수 있다. 여기서 상기 슬릿 및 루버가 상기 각각의 휜의 어느 한쪽 표면에만 형성될 수 있으며, 상기 각각의 휜의 양쪽 표면에 교차 형성될 수도 있다. 이러한 각각의 경우에 있어서, 서로 인접한 휜들의 슬릿 및 루버들이 서로 교차 배열되는 것이 바람직하다.More preferably, each of the fins may further include a plurality of slits and louvers formed along the longitudinal direction. Here, the slit and louver may be formed on only one surface of each of the fins, and may be cross formed on both surfaces of the respective fins. In each of these cases, it is preferable that the slits and louvers of the adjacent beams cross each other.

한편, 본 발명에 따른 열 교환기는 바람직하게는 상기 냉매관의 직선부들과 결합되며 상기 휜들의 양측에 각각 위치되는 한 쌍의 보강판을 더 포함할 수 있다. 여기서 상기 보강판은 상기 휜의 슬릿들과 연통하는 적어도 하나이상의 슬릿을 더 포함하며, 이의 하부에지는 소정각도의 경사부를 포함한다.On the other hand, the heat exchanger according to the present invention may further include a pair of reinforcing plates are preferably coupled to the straight portions of the refrigerant pipe and located on both sides of the fins. Here, the reinforcement plate further includes at least one or more slits communicating with the slits of the fin, and the lower edge thereof includes an inclined portion of a predetermined angle.

다른 한편 본 발명에 따른 열 교환기는 상기 냉매관 및 휜들에 부착되는 성에를 제거하는 제상기를 더 포함하여 이루어지며 상기 제상기는 상기 휜의 하부에지에 일정 간격으로 떨어져서 위치되는 것만으로도 충분한 제상기능을 수행한다. 또한 상기 제상기는 상기 휜들 및 보강판의 중간부와 연속적으로 접촉하도록 배열될 수 있으며, 이에 따라 상기 휜 및 보강판은 중간부에 상기 제상기를 위한 수용부를 더 포함한다.On the other hand, the heat exchanger according to the present invention further comprises a defroster for removing the frost attached to the coolant pipe and the fan and the defroster is sufficient defrosting only to be located at a predetermined interval away from the lower edge of the fan Perform the function. The defroster may also be arranged to be in continuous contact with the middle portion of the fins and the reinforcement plate, whereby the fin and the reinforcement plate further include a receiving portion for the defroster in the middle portion.

상술된 본 발명에 의해 열교환기의 구조 및 이의 조립과정은 실질적으로 단순화되며, 열교환 성능 또한 향상된다. 따라서 본 발명에 따른 열 교환기는 냉장고에 적합하게 최적화된다.According to the present invention described above, the structure of the heat exchanger and its assembly process are substantially simplified, and the heat exchange performance is also improved. The heat exchanger according to the invention is thus optimized for a refrigerator.

본 발명의 특징 및 장점들은 뒤따르는 본 발명의 실시예의 상세한 설명과 함께 다음의 첨부된 도면들을 참고하여 더 잘 이해될 수 있으며, 상기 도면들중:The features and advantages of the present invention may be better understood with reference to the following accompanying drawings in conjunction with the following detailed description of embodiments of the invention, of which:

도 1은 일반적인 냉장고용 열 교환기를 나타내는 정면도; 1 is a front view showing a heat exchanger for a typical refrigerator.

도 2는 도 1의 I-I선을 따라 얻어진 측단면도;FIG. 2 is a side cross-sectional view taken along line I-I of FIG. 1; FIG.

도 3a는 본 발명에 따른 냉장고용 열교환기의 정면도;3a is a front view of a heat exchanger for a refrigerator according to the present invention;

도 3b는 도 3a의 II-II선을 따라 얻어진 측단면도;3B is a side cross-sectional view taken along line II-II of FIG. 3A;

도 4a는 변형된 냉매관 배열을 갖는 본 발명의 열교환기를 나타내는 정면도;4A is a front view showing a heat exchanger of the present invention having a modified refrigerant pipe arrangement;

도 4b는 도 4a의 III-III선을 따라 얻어진 측단면도4B is a side cross-sectional view taken along line III-III of FIG. 4A

도 5는 종래 기술 및 본 발명의 휜 단위면적당 잔류 제상수량을 나타내는 그래프;5 is a graph showing the amount of residual defrost per unit area of heat of the prior art and the present invention;

도 6은 종래 기술 및 본 발명에 대한 작동시간에 따른 압력손실을 나타내는 그래프;Figure 6 is a graph showing the pressure loss according to the operating time for the prior art and the present invention;

도 7은 서로 다른 길이의 휜들을 갖는 본 발명의 열 교환기를 나타내는 정면도;7 is a front view showing a heat exchanger of the present invention having fins of different lengths;

도 8은 도 7의 휜 배열 패턴(P)을 나타내는 열 교환기의 부분 사시도;FIG. 8 is a partial perspective view of a heat exchanger showing the heat exchange pattern P of FIG. 7; FIG.

도 9는 본 발명에 따른 휜 배열 패턴의 실시예 및 이의 변형예를 나타내는 개략도;9 is a schematic view showing an embodiment of a fin array pattern and variations thereof according to the present invention;

도 10은 본 발명에 따른 휜 배열 패턴의 다른 실시예를 나타내는 개략도;10 is a schematic diagram showing another embodiment of the fin array pattern according to the present invention;

도 11은 본 발명에 따른 휜 배열 패턴의 또 다른 실시예를 나타내는 개략도;11 is a schematic diagram showing another embodiment of a fin array pattern in accordance with the present invention;

도 12a는 배열패턴이 P1인 경우, 가장 좁은 휜들간 간격 및 휜들간 간격이 가장 좁은 구역의 비율에 대한 성능평가계수의 변화를 나타내는 그래프;FIG. 12A is a graph showing a change in performance evaluation coefficients for the ratio of the narrowest gap between the gaps and the narrowest gap between the gaps when the arrangement pattern is P1; FIG.

도 12b은 배열 패턴이 P2인 경우 가장 좁은 휜들간 간격 및 휜들간 간격이 가장 좁은 구역의 비율에 대한 성능평가계수의 변화를 나타내는 그래프; 12B is a graph showing the change in the performance evaluation coefficient with respect to the ratio of the narrowest gap between the gaps and the narrowest gap between the gaps when the arrangement pattern is P2;

도 12c는 배열 패턴이 P3인 경우 가장 좁은 휜들간 간격 및 휜들간 간격이 가장 좁은 구역의 비율에 대한 성능평가계수의 변화를 나타내는 그래프;FIG. 12C is a graph showing the change in performance evaluation coefficients for the ratio of the narrowest gap between the gaps and the narrowest gap between the gaps when the arrangement pattern is P3; FIG.

도 13은 냉장고의 작동중 열 교환율과 공기체적유량사이의 상관관계를 나타내는 그래프;13 is a graph showing a correlation between heat exchange rate and air volume flow rate during operation of a refrigerator;

도 14는 냉장고의 작동중 압력 손실과 공기체적유량사이의 상관관계를 나타내는 그래프;14 is a graph showing the correlation between the pressure loss and the air volume flow rate during operation of the refrigerator;

도 15a는 가장 좁은 휜들간 간격 및 휜들간 간격이 가장 넓은 구역의 비율에 대한 열 교환율의 변화를 나타내는 그래프;FIG. 15A is a graph showing the change in heat exchange rate with respect to the ratio of the narrowest gap between the gaps and the area where the gap between them is the widest;

도 15b는 가장 좁은 휜들간 간격 및 휜들간 간격이 가장 넓은 구역의 비율에 대한 압력강하가 55Pa에 도달하는 데 걸린 시간의 변화를 나타내는 그래프;FIG. 15B is a graph showing the change in the time taken for the pressure drop to reach 55 Pa relative to the ratio of the narrowest inter-needle spacing and the zone where the inter-needle spacing is widest;

도 15c는 가장 좁은 휜들간 간격 및 휜들간 간격이 가장 넓은 구역의 비율에 대한 작동개시후 8분에서의 성능평가계수의 변화를 나타내는 그래프;Fig. 15C is a graph showing the change in the performance evaluation coefficient at 8 minutes after the start of operation for the ratio of the narrowest inter-needle spacing and the area where the inter-needle spacing is greatest;

도 16은 가장 좁은 휜들간 간격 및 휜들간 간격이 가장 넓은 구역의 비율에 대한 도 15a-도 15c의 결과들을 함께 나타내는 그래프;FIG. 16 is a graph showing the results of FIGS. 15A-15C together with respect to the ratio of the narrowest weddle spacing and the zone where the wedged spacing is the widest;

도 17은 경사진 상부 및 하부 에지를 갖는 본 발명에 따른 휜을 나타내는 평면도;FIG. 17 is a plan view of the fin according to the present invention with an inclined top and bottom edge; FIG.

도 18a 및 도 18b는 단일 경사부를 포함하는 휜의 하부 에지를 나타내는 평면도;18A and 18B are plan views showing the lower edge of the fin including a single slope;

도 19a-도 19c는 다중 경사부를 포함하는 휜의 하부에지들을 나타내는 평면도; 19A-19C are plan views showing lower edges of the fin including multiple slopes;

도 20a-도 20e는 도 18a-도 19e의 휜 하부에지에 대한 변형예를 나타내는 평면도;20A-20E are plan views showing modifications to the X-bottom edges of FIGS. 18A-19E;

도 21a 및 도 21b는 경사진 하부에지의 배열패턴에 대한 실시예들을 나타내는 평면도;21A and 21B are plan views illustrating embodiments of an arrangement pattern of inclined lower edges;

도 22은 상기 하부에지 경사각도에 따른 잔류 제상수량을 나타내는 그래프;22 is a graph showing the amount of residual defrosting according to the lower edge inclination angle;

도 23은 휜 하부에지에 설치되는 경사부재를 나타내는 측면도;Figure 23 is a side view showing the inclined member installed on the lower edge 휜;

도 24는 슬릿 및 루버를 갖는 본 발명에 따른 휜을 나타내는 사시도;24 is a perspective view of a wed according to the invention with slits and louvers;

도 25a 및 도 25b는 슬릿 및 루버의 배열패턴에 대한 실시예를 나타내는 단면도;25A and 25B are sectional views showing an embodiment of an arrangement pattern of slits and louvers;

도 26은 본 발명에 따른 열 교환기의 보강판을 도시하는 정면도; 그리고26 is a front view showing the reinforcing plate of the heat exchanger according to the present invention; And

도 27a 및 도 27b는 제상기의 장착형태에 대한 실시예들을 나타내는 사시도이다.27A and 27B are perspective views showing embodiments of the mounting form of the defroster.

발명의 실시를 위한 최선의 형태 또는 발명의 실시를 위한 형태BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION

이하 상기 목적이 구체적으로 실현될 수 있는 본 발명의 바람직한 실시예가 첨부된 도면을 참조하여 설명된다. 본 실시예를 설명함에 있어서, 동일 구성에 대해서는 동일 명칭 및 동일 부호가 사용되며 이에 따른 부가적인 설명은 하기에서 생략된다.DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS Hereinafter, preferred embodiments of the present invention in which the above objects can be specifically realized are described with reference to the accompanying drawings. In describing the present embodiment, the same name and the same reference numerals are used for the same configuration and additional description thereof will be omitted below.

도 3a는 본 발명에 따른 열 교환기를 나타내는 정면도이고, 도 3b는 본 발명에 따른 열 교환기의 측단면도이다. 이들 도면을 참조하여 본 발명의 구조를 상세 하게 설명하면 다음과 같다.Figure 3a is a front view showing a heat exchanger according to the present invention, Figure 3b is a side cross-sectional view of the heat exchanger according to the present invention. The structure of the present invention will be described in detail with reference to these drawings.

본 발명의 열 교환기는 전체적으로 응축기로부터 공급되는 냉매의 유동 경로를 형성하는 하나이상의 냉매관(10)과 상기 냉매관(10)과 결합되는 다수개의 휜(20)으로 이루어진다. 또한 상기 열 교환기에는 상기 결합된 휜(20)들의 양측에 한 쌍의 보강판(30)이 각각 평행하게 설치된다.The heat exchanger of the present invention is composed of one or more refrigerant pipes 10 and a plurality of fins 20 coupled to the refrigerant pipes 10 which form a flow path of the refrigerant supplied from the condenser as a whole. In addition, the heat exchanger is provided with a pair of reinforcing plate 30 in parallel on each side of the coupled fins 20, respectively.

먼저 상기 각각의 냉매관(10)은 서로 일정간격으로 이격되는 다수개의 직선부(11) 및 상기 직선부(11)들 사이를 연결하는 다수개의 곡선부(12)를 포함한다. 상기 냉매관들(10), 보다 상세하게는 직선부들(11)은 대체적으로 공기 유동방향에 수직하게 배열되며, 도 3b에 도시된 바와 같이 하나의 냉매관(10)이 열 교환기 길이방향으로 하나의 열을 형성한다. 여기서 다른 열에 속하는 직선부들(11)은 도 3a 및 도 3b에서와 같이 서로 수평방향으로 나란하게 정렬될 수 있다. 그러나, 열 교환기 성능향상으로 위해 상기 직선부들(11)은 도 4a 및 도 4b에 도시된 바와 같이 상기 휜의 관통공(21)과 더불어 서로 교차 배열되는 것이 바람직하다. 이러한 교차 배열은 인접한 두 개의 냉매관(10)사이에서 성장된 성에가 서로 연결되는 것을 방지하며, 이에 따라 유동저항이 증가되지 않는다.First, each of the refrigerant pipes 10 includes a plurality of straight portions 11 spaced apart from each other at a predetermined interval and a plurality of curved portions 12 connecting between the straight portions 11. The refrigerant pipes 10, more specifically the straight portions 11 are generally arranged perpendicular to the air flow direction, as shown in Figure 3b one refrigerant pipe 10 in the longitudinal direction of the heat exchanger To form a column. Here, the linear parts 11 belonging to different columns may be aligned in parallel with each other in a horizontal direction as shown in FIGS. 3A and 3B. However, in order to improve the heat exchanger performance, the straight portions 11 are preferably arranged to cross each other together with the through hole 21 of the fin as shown in FIGS. 4A and 4B. This cross arrangement prevents the frost grown between two adjacent refrigerant pipes 10 from being connected to each other, so that the flow resistance is not increased.

각각의 휜(20)은 일정 길이를 갖는 일직선의 평평한 판이며, 상기 냉매관(10)과 결합되도록 자신의 길이방향을 따라 하나이상의 열을 이루는 다수개의 관통공(21)을 포함한다. 보다 상세하게는, 본 발명의 휜(20)은 상기 냉매관(10)의 직선부(11)의 길이방향을 따라 서로 일정간격으로 평행하게 결합되며, 도 3b 및 도 4b에 도시된 바와 같이 결합된 상태에서 동일 열에 속하는 직선부들(11)사이를 연속적으로 연결하도록 연장된다. 따라서, 제상과정중 냉매관(10) 및 휜(20)에 발생되는 물(이하 '제상수')은 휜(10)을 따라 열 교환기 상부에서부터 하부까지 원활하게 배출된다. 또한 본 발명의 일직선 휜(straight fin)(20)이 적용됨으로서 종래의 분리형 핀(discrete fin)에 비해 적은 수의 하부 에지가 열 교환기내에 존재하기 때문에 표면장력에 의해 잔류되는 제상수 량이 줄어든다.Each fin 20 is a straight flat plate having a predetermined length, and includes a plurality of through-holes 21 forming one or more rows along its longitudinal direction to be coupled to the refrigerant pipe 10. More specifically, the fin 20 of the present invention is coupled in parallel to each other at regular intervals along the longitudinal direction of the straight portion 11 of the refrigerant pipe 10, as shown in Figs. 3b and 4b It extends so as to continuously connect between the straight lines 11 belonging to the same column in the state. Therefore, the water generated in the refrigerant pipe 10 and the fin 20 during the defrosting process (hereinafter referred to as 'defrost water') is smoothly discharged from the top to the bottom of the heat exchanger along the fin 10. In addition, since the straight fin 20 of the present invention is applied, the amount of defrost water remaining by the surface tension is reduced because fewer lower edges are present in the heat exchanger than conventional discrete fins.

이러한 경향은 실제 실험에 의해서 확인될 수 있으며, 도 5는 종래기술 및 본 발명에 대한 휜의 단위면적당 잔류 제상수를 나타내는 그래프이다. 상기 실험에서 분리형 휜(종래기술) 및 일직선 휜(본 발명)이 비교되었으며, 각각의 잔류 제상수량은 제상과정후 일정시간 경과시 측정되었다. 도 5에 도시된 바와 같이 일직전 휜에서는 128.9 g/㎡ 의 제상수가 잔류한 반면, 분리형 휜에서는 상기 일직선 휜보다 더 많은 량인 183.8 g/㎡의 제상수가 잔류된다. 보다 상세하게는, 일직선 휜의 잔류 제상수량은 분리형 휜에서의 잔류 제상수량의 70% 에 불과하다.This tendency can be confirmed by actual experiments, and FIG. 5 is a graph showing the residual defrosting number per unit area of k for the prior art and the present invention. In the above experiment, the separate type 휜 (prior art) and the straight 휜 (invention) were compared, and the amount of residual defrosting was measured after a certain time after the defrosting process. As shown in FIG. 5, 128.9 g / m 2 of the defrost water remained in the immediately previous tank, while 183.8 g / m 2 of the defrost water remained larger than that of the straight tank in the separate tank. More specifically, the amount of residual defrost in the straight fin is only 70% of the amount of residual defrost in the separate fin.

또한, 이와 같은 잔류 제상수의 감소는 열 교환기에서의 압력 손실과 직접적으로 관련되며, 이는 작동시간에 따른 압력손실의 변화를 도시한 도 6에서 보다 명확하게 나타난다. 상기 실험에서 앞서 도 5의 실험과 동일하게 분리형 휜 및 일직선 휜이 적용된 열 교환기가 서로 비교되었으며, 압력손실은 공기 유입부(열 교환기 하부) 및 공기 유출부(열 교환기 상부)사이의 압력차이를 의미한다. 그리고 제 1 단계에서는 건조한 열 교환기가 60분 동안의 냉각과정을 수행시 압력손실의 변화가 측정되었으며, 제 2 단계에서는 상기 제 1 단계에 연속적으로 일정시간의 제상과정이 수행된 후 다시 60 분간의 냉각과정 수행중의 압력변화가 측정되었다. 마지 막으로 제 3 단계에서는 상기 제 2 단계에 이은 제상과정후 120분의 냉각 과정중의 압력 변화가 측정되었다. 여기서 도 6에 도시된 바와 같이, 본 발명의 압력 손실은 전체적으로 상기 종래 기술에 비해 적으며, 그래프의 기울기로 표현되는 압력손실의 증가율 또한 적다. 실제적으로 각 단계들의 종료시 본 발명에서는 종래 기술의 약 42% 정도에 해당하는 압력손실만이 발생한다. 이는 본 발명에 있어서 적은 잔류 제상수량로 인해 성에의 발생량 및 성에 증가율이 감소되며 이에 따라 유동저항이 감소되기 때문이다. 이와 더불어, 적은 성에 발생량으로 인해 전열면적도 또한 작동중에 크게 감소되지 않아 열 교환율의 감소가 발생되지 않는다.In addition, such a reduction in residual defrost water is directly related to the pressure loss in the heat exchanger, which is more clearly shown in FIG. 6 which shows the change in pressure loss with operating time. In the above experiments, the heat exchangers to which the separate and straight lines are applied are compared with each other in the same manner as in the experiment of FIG. 5, and the pressure loss is determined by the pressure difference it means. In the first stage, the change in pressure loss was measured when the dry heat exchanger performed the cooling process for 60 minutes, and in the second stage, after the defrosting process was continuously performed for the first stage for 60 minutes, The pressure change during the cooling process was measured. Finally, in the third stage, the pressure change during the cooling process of 120 minutes after the defrosting process following the second stage was measured. Here, as shown in FIG. 6, the pressure loss of the present invention is less than that of the prior art as a whole, and the increase rate of the pressure loss represented by the slope of the graph is also small. In practice, at the end of each step, only about 42% of the prior art pressure loss occurs. This is because, in the present invention, the amount of frost generated and the rate of increase in frost are reduced due to the small amount of residual defrost, and thus the flow resistance is reduced. In addition, due to the low amount of frost generated, the heat transfer area is also not greatly reduced during operation, so that a decrease in heat exchange rate does not occur.

또한, 상기 본 발명의 일직선 휜(20)은 분리형 휜을 연속적으로 배열한 효과를 가지므로 본 발명의 열교환기는 동일한 전열면적을 분리형 휜을 적용한 열 교환기에 비해 적은 크기에서도 형성한다. 그리고, 본 발명의 열교환기는 상기 일직선 휜(20)을 적용함으로서 보다 단순한 구조를 가지며, 상기 일직선 휜(20)이 조립시 동일한 열에 속하는 냉매관의 직선부들과 한번에 용이하게 결합되므로 조립공정이 보다 단순화된다.In addition, since the straight fin 20 of the present invention has the effect of arranging the separate fins continuously, the heat exchanger of the present invention forms the same heat transfer area at a smaller size than the heat exchanger to which the separate fins are applied. Further, the heat exchanger of the present invention has a simpler structure by applying the straight fin 20, and since the straight fin 20 is easily combined with the straight portions of the refrigerant pipe belonging to the same row at the same time, the assembling process is simplified. do.

결과적으로 일직선 휜(20)을 적용함으로써 본 발명의 열 교환기는 구조 및 성능측면에서 분리형 휜(20)을 갖는 종래 열교환기에 비해 유리하다.As a result, by applying the straight fin 20, the heat exchanger of the present invention is advantageous over the conventional heat exchanger having a separate fin 20 in terms of structure and performance.

한편, 공기중의 수분은 열 교환기에 유입되는 도중 열 교환기의 하부와 최초로 접촉하게 되며, 이에 따라 대부분이 상기 열 교환기 하부, 즉 휜(20)의 하부에지에 착상된다. 따라서, 열 교환기 하부에서 성에로 인한 휜(20) 사이의 막힘이 발생될 가능성이 증가하므로, 도 7에 도시된 바와 같이 상기 휜(20)들이 서로 다른 길이를 가지는 것이 바람직하다. 즉, 서로 다른 길이를 가짐으로써 각각의 휜(20)들은 서로 다른 개수의 냉매관 직선부(11)와 결합되며 상기 휜(20)의 하부 에지들은 서로 다른 수평면상에 위치되어 휜(20)의 하부에지들은 서로 마주보지 않게 된다.On the other hand, moisture in the air first comes into contact with the lower part of the heat exchanger while being introduced into the heat exchanger, and thus most of the water is implanted in the lower part of the heat exchanger, that is, the lower edge of the fin 20. Therefore, since the possibility of clogging between the fins 20 due to frost increases at the bottom of the heat exchanger, it is preferable that the fins 20 have different lengths as shown in FIG. 7. That is, by having different lengths, each fin 20 is coupled with a different number of refrigerant pipe straight portions 11, and the lower edges of the fin 20 are located on different horizontal planes, The lower edges do not face each other.

이러한 부분적인 형상변화와 더불어, 상기 서로다른 길이의 휜(20)의 적용에 의해, 본 발명의 열 교환기는 전체적으로 휜(20)의 배열 밀도가 다른 부분들로 이루어지게 된다. 보다 상세하게는, 휜(20)이 가장 조밀하게 배열된 구역(구역 A)과 휜(20)이 가장 희박하게 배열된 구역(구역 C)이 열 교환기내에 존재한다. 또한, 휜(20)의 길이 및 배열순서를 조절함으로서 상기 휜 조밀 및 희박 구역(구역 A,B)에 대해 중간정도의 휜 밀도를 갖는 구역(구역 B)이 나타날 수 있으며, 상기 B구역의 개수 또한 조절가능하다.In addition to this partial shape change, the heat exchanger of the present invention is made up of parts having different arrangement densities of the fins 20 as a whole by the application of the fins 20 of different lengths. More specifically, there is a zone (zone A) in which the fins 20 are densely arranged (zone A) and a zone (zone C) in which the fins 20 are sparsely arranged (zone C). In addition, by adjusting the length and arrangement order of the fins 20, a region having a fin density of about a medium (Zone B) with respect to the dense and lean zones (Zones A and B) may appear, and the number of the zones B It is also adjustable.

이와 같은 휜 배열 밀도의 변화는 상기 휜(20)들이 불규칙적으로 배열되기 보다는 도 7에 도시된 바와 같이 반복적으로 나타나는 일정 패턴(P)에 따라 배열될 때 보다 분명하게 나타난다. 또한 휜 배열밀도의 변화는 필연적으로 열 교환기의 성능에 영향을 미치게 되므로, 규칙적 배열 패턴(P)이 휜 성능변화의 정성적 경향을 예측하기에 유리하다. 이러한 전제하에서, 도 8은 도 7에 도시된 소정 휜 배열 패턴(P)을 나타내는 열 교환기의 부분 사시도이며, 특징적인 부분만을 나타내도록 단축된 형태로 도시된다.This change in fin array density is more apparent when the fins 20 are arranged in a pattern P that appears repeatedly as shown in FIG. 7 rather than being irregularly arranged. In addition, since the change in fin array density necessarily affects the performance of the heat exchanger, the regular array pattern (P) is advantageous for predicting the qualitative tendency of the change in fin performance. Under this premise, FIG. 8 is a partial perspective view of the heat exchanger showing the predetermined fin arrangement pattern P shown in FIG. 7 and shown in a shortened form to show only the characteristic parts.

도시된 바와 같이, 상기 휜 배치 밀도의 변화는 실제적으로 인접한 휜들 사이에 독립적으로 형성되는 공기유동공간의 변화로서 나타나는 것을 알 수 있다. 휜(20)이 가장 희박한 구역(구역 C)에서 인접한 휜(20)들 사이에 가장 큰 유동공간(V' ' )이 형성되며, 휜(20)이 가장 조밀한 구간(구역 A)에서 가장 작은 유동공간(V)이 형성된다. 이에 따라 상기 가장 큰 유동공간(V' ' )에 유입된 공기는 보다 작은 공간들(V' ,V)로 차례로 분리되어 유동한다. 이러한 유동공간들(V,V' ,V" )은 도시된 바와 같이 동일한 두께(T)를 가지므로 폭(a,a' ,a" ) 및 길이(l,l' ,l" )에 의해 정의된다. 따라서, 상기 휜 배치밀도의 변화는 기하학적 관점에서 상기 폭, 즉 인접한 휜(20) 사이의 간격(a,a' ,a" )에 의해 특정될 수 있다. 즉, 휜이 가장 밀집된 구역(구역 A)은 휜간 간격이 가장 좁은 구역이 되며, 휜이 가장 희박한 구역(구역 C)은 휜간 간격이 간장 넓은 구역이 된다. 또한 상기 길이(l,l' ,l" )는 상기 열 교환기의 각 구역(구역 A,B,C)의 크기를 나타내게 된다.As shown, it can be seen that the change in fin batch density appears as a change in airflow space that is actually formed independently between adjacent fins. The largest flow space (V '') is formed between adjacent fins (20) in the zone where (20) is thinner (Z), and (20) is the smallest in the tightest section (Zone A). Flow space V is formed. Accordingly, the air introduced into the largest flow space (V '') is separated into the smaller spaces (V ', V) in order to flow. These flow spaces (V, V ', V ") have the same thickness (T) as shown, so defined by the width (a, a', a") and length (l, l ', l ") Thus, the change in the fin placement density can be specified from the geometric point of view by the width, ie the spacing a, a ', a "between adjacent fins 20. In other words, the area with the highest density (Zone A) becomes the narrowest space between the gaps, and the area with the narrowest gap (Zone C) becomes the widest distance between the gaps. The length (l, l ', l ") also represents the size of each zone (zones A, B, C) of the heat exchanger.

한편, 상기 배열 패턴(P)은 전체적으로 휜(20)의 길이, 휜(20)의 배열 순서 및 휜(20)사이의 간격에 의해 정의될 수 있다. 상기 배열 패턴(P)에 있어서 도 7에 도시된 바와 같이 기본적으로 적어도 3개이상의 길이가 서로 다른 휜들이 인접하게 배열된다. 이를 보다 상세하게 설명하면, 도 9a에 도시된 바와 같이, 한 쌍의 가장 긴 휜(20a) 사이에 중간 길이의 휜(20b)이 배열되며, 상기 가장 긴 휜(20a)과 중간 길이의 휜(20b)사이마다 가장 짧은 휜(20c)들이 배열된다. 여기서 각각의 휜(20)들이 등간격으로 배열되면, 독립적인 유동공간을 형성하는 인접한 휜들간의 간격(a,a' ,a" )은 1:2:4의 비율을 갖게 된다. 더 나아가, 도 9a의 기본적인 배열패턴(P1)은 하나의 가장 긴 휜(20a) 및 이에 인접한 가장 짧은 휜(20c)사이에 상기 중간길이 휜(20b)보다 긴 다른 중간길이 휜(20b')를 추가하고, 다른 하나의 가장 긴 휜(20b) 및 다른 중간 길이 휜(20b' )사이의 휜들을 상기 다른 중간 길이 휜(20b' ) 및 상기 가장 긴 휜(20a)사이에 추가함으로서, 도 9b의 배열패턴(P1' )으로 확장될 수 있다. 그리고 기본 배열패턴(P1)은 앞서 설명한 것과 동일한 방식에 의해 배열패턴(P1' )으로부터 상기 다른 중간길이 휜(20b' )보다 긴 또 다른 중간길이 휜(20b" )을 더 포함하는 도 9c의 배열패턴(P1" )으로 확장되며, 이와 동일하게 더욱 확장된 배열 패턴도 될 수 있다. 또한 도 9a-도 9c에 나타난 바와 같이, 상기 배열 패턴(P1)이 확장됨에 따라 열 교환기내의 휜들간 거리가 서로 다른 구역의 개수도 증가된다.On the other hand, the array pattern (P) may be defined by the length of the (20), the arrangement order of the (20) and the distance between the (20) as a whole. In the arrangement pattern P, as shown in FIG. 7, at least three different lengths of different lengths are basically arranged adjacent to each other. In more detail, as shown in FIG. 9A, a middle length 20b is arranged between a pair of longest lengths 20a, and the longest length 20a and the length of the length 20b are arranged. The shortest pins 20c are arranged between 20b). Here, when the fins 20 are arranged at equal intervals, the spacing (a, a ', a ") between adjacent fins forming an independent flow space has a ratio of 1: 2: 4. The basic arrangement pattern P1 of FIG. 9A adds another intermediate length 20 20b 'longer than the intermediate length 20 20b between one longest length 20a and the shortest length 20c adjacent thereto, By adding the pins between the other longest pin 20b and the other middle pin 20b 'between the other middle pin 20b' and the long pin 20a, the arrangement pattern of FIG. P1 '), and the basic array pattern P1 can be extended to another intermediate length 휜 (20b ") longer than the other intermediate length 휜 20b' from the array pattern P1 'in the same manner as described above. ) Is further expanded to the arrangement pattern P1 ″ of FIG. 9C, which may further include). Also, as shown in FIGS. 9A-9C, as the array pattern P1 is expanded, the number of zones having different distances between the beams in the heat exchanger is also increased.

보다 상세하게는, 인접한 휜들사이의 간격들(a,a' ,a" ,a" ' )은 도 9b의 확장 배열패턴(P1' )에서 1 : 2 : 2*2(4) : 2*4(8)의 비율을 가지며, 도 9c의 확장 배열패턴(P1" )에서 인접한 휜들사이의 간격들(a,a' ,a" ,a" ' ,a" " )은 1 : 2 : 2*2(4) : 2*4(8) : 2*8(16)의 비율을 갖는다. 따라서 이러한 휜들간 간격비율을 일반화하면, 휜들간 간격은 가장 좁은 휜간 간격(a)의 2·2^(n-1)(n≥1)배로 증가된다.More specifically, the spacings a, a ', a ", a"' between adjacent beams are 1: 2: 2 * 2 (4): 2 * 4 in the extended array pattern P1 'of FIG. 9B. (8), the intervals (a, a ', a ", a"', a "") between adjacent beams in the extended array pattern P1 "of FIG. 9C are 1: 2: 2 * 2. (4): 2 * 4 (8): 2 * 8 (16) Therefore, generalizing these spacing intervals, the spacing between the beams is 2 · 2 of the narrowest spacing (a) ^{(n−). 1)} Increased by (n≥1) times.

또한, 도 9a에 도시된 기본 패턴(P1)에 상기 중간 휜(20b) 및 가장 긴 휜(20a)사이마다 가장 짧은 휜(20c)를 하나 또는 두개 추가함으로써 도 10 및 도 11에 각각 도시된 다른 배열 패턴들(P2,P3)이 얻어질 수 있다. 각각의 배열 패턴(P2,P3)에서 인접한 휜들간 간격들(a,a' ,a" )은 1: 3: 6 및 1:4:8의 비율을 갖게 되며, 앞서 도 9b 및 9c와 동일한 방식으로 확장될 수 있다. 따라서, 상기 배열 패턴들(P2,P3)의 휜들간 간격은 가장 좁은 휜간 간격의 3·2^(n-1)(n≥1)배 및 4·2^(n-1)(n≥1)배로 증가되며, 이러한 휜 배열 패턴의 확장은 마찬가지로 서로 다른 간격을 갖는 구역의 개수 증가를 가져온다.Further, by adding one or two shortest pins 20c to each of the middle pins 20b and the longest pin 20a to the basic pattern P1 shown in Fig. 9A, the other shown in Figs. Array patterns P2 and P3 can be obtained. The spacings (a, a ', a ") between adjacent beams in each of the arrangement patterns P2 and P3 have a ratio of 1: 3: 6 and 1: 4: 8, and the same manner as in FIGS. 9B and 9C. Therefore, the spacing between the array patterns P2 and P3 is 3 · 2 ⁽ⁿ⁻¹⁾ (n ≧ 1) times and 4 · 2 ⁽ⁿ⁻¹⁾ times the narrowest spacing ^. It is increased by (n ≧ 1) times, and the expansion of this power array pattern likewise leads to an increase in the number of zones having different spacings.

전체적으로 각각의 배열패턴(P1,P2,P3)은 이들의 확장된 패턴들과 더불어 일반화된 휜들간 간격비 2·2^(n-1) , 3·2^(n-1) , 4·2^(n-1)(n≥1)에 의해 특정된다. 또한 각각의 배열 패턴(P1,P2,P3)은 예시적인 것으로, 이외에도 다른 배열 패턴(P)의 변형예들이 필요에 따라 적용될 수 있다.In general, each array pattern P1, P2, P3, together with their extended patterns, has a generalized spacing ratio of 2 · 2 ^(n-1) , 3 · 2 ^(n-1) , and 4 · 2 ^{(n -1)} specified by (n≥1). In addition, each arrangement pattern (P1, P2, P3) is an example, in addition to the modification of the other arrangement pattern (P) can be applied as necessary.

결과적으로, 서로 다른 길이의 적용 및 이에 따른 기하학적 형상 변화로 인해 본 발명의 일직선 휜형 열 교환기에서 성에에 의한 휜(20) 사이의 막힘이 억제되며 이에 따라 유동저항 증가에 의한 압력손실 또한 감소된다. 다른 한편으로, 열 교환기 하부에는 일정한 공간이 형성되며 이에 따라 공기 유입시 최초 유동저항 및 이에 따른 압력손실 또한 감소될 수 있다.As a result, the blockage between the fins 20 due to frost is suppressed in the straight fin heat exchanger of the present invention due to the application of different lengths and the resulting geometrical changes, thus reducing the pressure loss due to the increased flow resistance. On the other hand, a constant space is formed in the lower part of the heat exchanger, so that the initial flow resistance and thus the pressure loss upon inflow of air can be reduced.

앞서 언급된 바와 같이 본 발명의 열 교환기는 분리형 휜 열 교환기에 비해 대체적으로 작고 단순하며 향상된 성능을 가지나, 설계의 최적화를 통해 더 좋은 성능을 얻을 수 있다. 특히, 서로 다른 길이의 휜의 적용으로부터 예상되는 열 교환기 성능의 변화를 고려할 때 설계의 최적화는 더욱 필요하다. 이를 위해 본 발명에서는 다음과 같은 실험 및 시뮬레이션을 통해 최적의 설계 범위가 결정되었다.As mentioned above, the heat exchanger of the present invention is generally smaller, simpler and has improved performance compared to a split fin heat exchanger, but better performance can be obtained through optimization of the design. In particular, the optimization of the design is more necessary given the changes in heat exchanger performance expected from the application of different lengths of fins. To this end, in the present invention, the optimum design range was determined through the following experiments and simulations.

열 교환기 성능에 영향을 미치는 인자들에는 일반적으로 설계, 제작 방법, 재질등이 있다. 특히, 설계 인자들중에서는 예비실험을 통해 가장 좁은 휜간 간격(a), 휜 배열패턴(P), 가장 좁은 휜간 간격을 갖는 구역(구역 A)의 비율이 가 장 성능에 큰 영향을 미치는 것으로 나타났다(도 7 및 도 8 참조). 따라서 실험 및 시뮬레이션에서 상기 설계인자들(a,P,구역 A)이 최적화를 위한 측정대상으로서 채택되었으며, 열 교환기 폭(W), 길이(L) 두께(t)와 같은 다른 설계인자, 제작방법/재질인자 및 작동조건들은 일정한 값으로 고정되었다.Factors affecting heat exchanger performance typically include design, fabrication methods, and materials. In particular, among the design factors, the preliminary experiments showed that the ratio of the narrowest space gap (a), the array pattern (P), and the zone with the narrowest space gap (zone A) had the greatest effect on the performance. (See FIGS. 7 and 8). Therefore, in the experiments and simulations, the design factors (a, P, zone A) were adopted as the measurement targets for optimization, and other design factors such as heat exchanger width (W), length (L) and thickness (t), manufacturing method Material factors and operating conditions were fixed at constant values.

또한 열 교환기 성능을 평가하기 위한 기준으로서, 다음과 같은 가장 일반적인 계수가 먼저 고려되었다.In addition, as a criterion for evaluating heat exchanger performance, the following most general coefficients were considered first.

공지된 바와 같이, 열 교환율과 압력강하는 열 교환기 작동상의 가장 중요한 특성이 된다. 열 교환율은 그 자체로 성능변화와 직결되며 압력강하는 증가시 공기 유동량을 감소시키어 성능의 저하를 가져온다. 즉, 작동중 높은 압력강하가 발생되는 경우, 냉장고에 요구되는 최소 냉방능력을 유지하기 위해서는 더 큰 동력의 송풍기가 필요하게 된다.As is known, the heat exchange rate and pressure drop are the most important characteristics of the heat exchanger operation. The heat exchange rate per se is directly related to the performance change, and the pressure drop decreases the air flow rate as it increases, leading to a decrease in performance. That is, when a high pressure drop occurs during operation, a larger power blower is required to maintain the minimum cooling capacity required for the refrigerator.

그러나, 이러한 계수의 사용시 실제 상관계수가 낮게 나타나고 실험조건에 따라 산포가 크게 발생했다. 따라서, 실험조건에 영향받지 않고, 열 교환기의 기하학적 형상(특히 휜)이 변화되는 경우에도 성능수준을 구별할 수 있도록 새로운 성능평가계수(F)가 다음과 같이 제안되었다.However, when using these coefficients, the actual correlation coefficient was low and dispersion was large depending on the experimental conditions. Therefore, a new performance factor (F) was proposed as follows to distinguish the performance level even when the geometry of the heat exchanger (particularly the heat exchanger) changes without being influenced by the experimental conditions.

여기서 Q : 열 교환율 (W)Where Q: heat exchange rate (W)

P : 압력강하 (Pa)

P: Pressure drop (Pa)

T : 공기 및 냉매사이의 로그평균 온도차(℃)

T: Log mean temperature difference between air and refrigerant (℃)

상기 성능평가계수(F)를 구하기 위하여, 여러 인자들에 대해 영향도 분석 및 반복(회귀)분석이 수행되었으며, 그 결과 유입되는 공기온도, 냉매온도 및 공기 질량유량등이 가장 유의한 인자들로 판명되었다. 상기 유의한 인자들중 상기 공기 및 냉매사이의 온도차인 로그 평균 온도차 (LMTD : Log Mean Temperature Difference,

T)가 상기 성능평가계수에 삽입되었다 그리고 상기 온도차(

T)가 클수록 성능이 저하되고 온도차(

T)가 적을수록 성능이 증가되는 것으로 나타났다. 또한 상기 압력강하 및 온도차사이의 상호 영향도를 반영하기 위하여 표면반응검사(responsive surface test)를 통해 각각의 지수를 결정하였다. 따라서, 상기 성능평가계수(F)는 유의한 인자인 공기 및 냉매 온도를 동시에 고려함으로서 보다 정확하고 통계적으로 유의한 성능평가를 가능하게 한다. 또한 상기 식에서 나타나는 바와 같이, 상기 성능평가계수(F)가 클수록 열 교환기의 성능도 높게 나타나며, 계수(F)가 20 ㎥/s·℃ 이상일 때 열 교환기는 일반적으로 수준 이상의 성능을 갖는 것으로 나타났다.In order to obtain the performance evaluation coefficient (F), an influence analysis and a repetition (regression) analysis were performed on various factors. As a result, the inflow air temperature, the refrigerant temperature, and the air mass flow rate were the most significant factors. It turned out. Log Mean Temperature Difference, which is a temperature difference between the air and the refrigerant among the significant factors (LMTD: Log Mean Temperature Difference,

T) is inserted into the performance factor and the temperature difference (

The larger T), the lower the performance and the temperature difference (

Less T) was found to increase performance. In addition, in order to reflect the mutual influence between the pressure drop and the temperature difference, each index was determined through a response surface test. Therefore, the performance evaluation coefficient (F) enables more accurate and statistically significant performance evaluation by considering the air and the refrigerant temperature, which are significant factors at the same time. In addition, as shown in the above equation, the larger the performance evaluation coefficient (F), the higher the performance of the heat exchanger, and when the coefficient (F) is 20 m 3 / s · ° C or more, the heat exchanger was generally found to have a level or more.

이와 같이 선정된 인자들 및 성능평가기준에 기초한 실험결과가 도 12a 및 도 12c에 나타난다. 즉, 도 12a 및 도 12c에서 가장 좁은 휜간 간격(a)(이하 " 간격 (a)" ) 및 휜간 간격이 가장 좁은 구역(구역 A)(이하 " 구역 (A)" )의 비율에 대한 성능평가계수(F)값의 변화가 도시된다. 그리고 앞서 언급된 각각의 배열 패턴(P1,P2,P3:도 9-11참조)에 대해 별도의 실험이 수행되었으며, 도 12a는 배열패턴(P1), 도 12b는 배열패턴(P2), 도 12c는 배열패턴(P3)에 대한 실험결과이다. Experiment results based on the factors thus selected and performance criteria are shown in FIGS. 12A and 12C. That is, the performance evaluation of the ratio between the narrowest interspace a (hereinafter referred to as "interval (a)") and the narrowest interspace (zone A) (hereinafter "zone (A)") in FIGS. 12A and 12C The change in the coefficient F value is shown. In addition, a separate experiment was performed on each of the aforementioned arrangement patterns P1, P2, and P3 (see FIGS. 9-11), FIG. 12A shows the arrangement pattern P1, FIG. 12B shows the arrangement pattern P2, and FIG. 12C. Is the experimental result for the array pattern P3.

상기 실험에서 구역(A)의 비율은 열 교환기 전체크기에 대한 백분율(%)로 표시되며, 상기 열 교환기 크기는 도 7 및 도 8에 도시된 바와 같이 실제 열 교환이 수행되는 부분, 길이(L)*폭(W)*두께(T)이 된다. 그리고 나머지 구역들의 비율은 선정된 구역(A)비율에 따라 조절될 수 있다. 상기 간격(a)은 상기 구역(A)에서 인접하는 휜간 간격이다. 또한 상기 성능평가계수(F)의 각 변수들(Q,

P,

T)은 50분에서 60분동안의 평균값을 사용한다.The ratio of zone A in this experiment is expressed as a percentage (%) of the total size of the heat exchanger, the heat exchanger size being the portion, length (L) at which the actual heat exchange is performed, as shown in FIGS. 7 and 8. ) Width (W) * Thickness (T) And the ratio of the remaining zones can be adjusted according to the selected zone (A) ratio. The spacing a is the spacing between adjacent in the zone A. In addition, each variable (Q,) of the performance evaluation coefficient (F)

P,

T) uses an average value from 50 to 60 minutes.

도 12a-도 12c의 실행결과에서, 도시된 등고선의 형태에서 나타나는 바와 같이 전체적으로 간격(a)보다는 구역(A)의 비율이 성능평가계수(F)에 민감하다. 즉, 일정 배열패턴(P)하에서는 상기 구역(A) 비율이 상기 간격(a)에 비해 성능평가계수(F)의 변화에 지배적인 설계 인자이다. 그리고 도 12a에서 가장 큰 성능평가계수(F = 40 ㎥/s·℃)를 갖는 영역이 나타나므로 배열패턴(P1)이 성능향상에 가장 유리한 것을 알 수 있다. 따라서, 가장 유효한 설계범위는 도 12a(배열패턴 : P1)에서 구역(A) 비율을 기준으로 얻을 수 있다.In the results of the implementations of Figs. 12A-12C, the proportion of zone A, rather than the interval a, is sensitive to the performance factor F as a whole, as shown in the shape of the contour shown. That is, under the constant arrangement pattern P, the ratio of the zone A is a design factor that is dominant in the change of the performance evaluation coefficient F compared to the interval a. In addition, since the region having the largest performance evaluation coefficient (F = 40 m 3 / s · ° C.) appears in FIG. 12A, it can be seen that the arrangement pattern P1 is most advantageous for performance improvement. Therefore, the most effective design range can be obtained based on the ratio of the zone A in FIG. 12A (array pattern P1).

도 12a에서, 성능향상을 위한 설계 범위의 하한은 상기 계수(F)가 20 ㎥/s·℃ 이상인 영역이 되며, 이 영역에서 구역(A)은 전체 열교환기 크기의 75%이하이다. 그리고 F ≥20 ㎥/s·℃ 인 영역에서 도면상으로 구역(A)비율의 최소값은 0에 근접하나, 성능향상을 위해서는 실제적으로 5%이상의 값을 가져야 한다. 한편, 상기 F ≥20 ㎥/s·℃ 영역에서 간격(a)은 대략 1mm-13mm 이다.In FIG. 12A, the lower limit of the design range for improving the performance is an area in which the coefficient F is 20 m 3 / s or more, in which area A is 75% or less of the total heat exchanger size. In the region where F ≥20 m 3 / s · ° C, the minimum value of the ratio (A) in the drawing is close to 0, but in order to improve performance, it should have a value of 5% or more. On the other hand, the spacing a is approximately 1 mm-13 mm in the region of F? 20 m 3 / s · ° C.

그리고, 보다 바람직한 설계범위는 F ≥30 ㎥/s·℃ 인 영역이며, 대체적으로 구역(A)비율은 5%-65%, 간격(a)는 2mm-12mm에 해당된다. 또한 도면 중앙부에 위 치된 F ≥40 ㎥/s·℃ 인 영역이 가장 최적의 설계 범위에 해당하는 것으로 판단될 수 있다. 따라서 본 발명의 최적 설계범위에 있어서 대략 구역(A)비율은 15%-55%, 간격(a)은 4mm-10mm 이다.And, the more preferable design range is the region of F ≥ 30 m 3 / s · ℃, the ratio of the zone (A) is generally 5% -65%, the interval (a) corresponds to 2mm-12mm. In addition, it can be determined that the region of F ≥ 40 m 3 / s · ° C. located at the center of the drawing corresponds to the most optimal design range. Therefore, in the optimum design range of the present invention, approximately the area A ratio is 15% -55%, and the distance a is 4mm-10mm.

한편, 다른 배열패턴(P2,P2)에 대한 도 12b 및 도 12c의 실험결과는 비록 가장 유효한 설계범위를 나타내지는 않으나, 성능평가계수(F)가 20 이상인 영역들은 역시 성능향상에 유효한 설계범위가 된다.On the other hand, although the experimental results of FIGS. 12B and 12C for the other arrangement patterns P2 and P2 do not represent the most effective design range, the regions having the performance evaluation coefficient F of 20 or more also have an effective design range for performance improvement. do.

먼저 배열패턴(P2)인 경우, 도 12b에 도시된 바와 같이 F ≥20 ㎥/s·℃ 인 영역에 해당하는 구역(A)비율 및 간격(a)는 대략적으로 각각 15%-75%, 3mm-13mm가 된다. 또한 상기 구역(A)비율 및 간격(a)는 바람직하게는 F ≥30 ㎥/s·℃ 인 영역에서 25%-65%, 5mm-12mm가 된다.First, in the case of the arrangement pattern P2, as shown in FIG. 12B, the ratio (A) and the interval (a) corresponding to the region of F≥20 m 3 / s · ° C are approximately 15% to 75% and 3 mm, respectively. -13mm. In addition, the ratio (A) and the interval (a) are preferably 25% -65% and 5mm-12mm in the region of F ≧ 30 m 3 / s · ° C.

또한 배열패턴(P3)인 경우, 도 12c에 도시된 바와 같이, 성능향상에 유효한 설계범위(F ≥20 ㎥/s·℃)는 구역(A)비율 25%이상, 간격(a) 5mm-15mm에 해당한다. 그리고 바람직한 설계범위(F ≥30 ㎥/s·℃ )는 구역(A)크기 35%이상 간격(a) 6mm-13mm에 해당한다. 여기서 도시된 바와 같이 F ≥20 ㎥/s·℃ 및 F ≥20 ㎥/s·℃인 영역에서 구역(A)비율의 최대값은 80% 또는 그 이상이 되나, 구역(A)비율이 75%를 초과하는 경우, 과도한 구역(A)의 증가로 인해 성에에 의한 휜간 막힘이 조기에 발생될 가능성이 있다. 따라서, 상기 배열패턴(P3)에 대해 구역(A)의 비율은 실제적으로 75%이하의 값을 가져야 한다.In addition, in the case of the arrangement pattern P3, as shown in Fig. 12C, the effective design range (F ≥ 20 m3 / s 占 폚) for improving the performance is the area A ratio of 25% or more and the distance a 5mm-15mm. Corresponds to And the preferred design range (F ≥ 30 m 3 / s · ℃) corresponds to the space (a) 6mm-13mm in size (A) more than 35%. As shown here, the maximum value of the zone (A) ratio is 80% or more in the regions where F ≥20 m 3 / s · ° C and F ≥20 m 3 / s · ° C, but the zone (A) ratio is 75% If is exceeded, there is a possibility of early blockage by frost due to excessive increase of zone (A). Therefore, the ratio of the zone A with respect to the arrangement pattern P3 should have a value of 75% or less in practice.

앞선 설정된 설계범위에서 배열패턴(P2,P3)에서의 모든 구역(A)의 비율은 배열패턴(P1)에서의 구역(A)비율의 상한값인 75%이하에 포함된다. 따라서 구역(A) 비 율 75%이하는 배열패턴에 상관없이 열 교환기의 설계에 적용될 수 있다.The ratio of all the zones A in the array patterns P2 and P3 in the previously set design range is included below 75%, which is the upper limit of the ratio of the zones A in the array pattern P1. Therefore, the area A ratio of 75% or less can be applied to the design of the heat exchanger regardless of the arrangement pattern.

이외에도 확장된 배열패턴 즉, 휜 간격이 다른 구역들의 개수가 증가된 열 교환기(도 9-도 12 참조)에 대해서도 실험 및 시뮬레이션이 선택적으로 수행되었다. 그 결과 앞서 선정된 모든 설계범위가 동일하게 재확인되었다.In addition, experiments and simulations were selectively performed on an extended array pattern, that is, a heat exchanger (see FIGS. 9 to 12) in which the number of zones having different heat intervals was increased. As a result, all previously selected design ranges were reaffirmed equally.

앞서 구해진 최적설계범위를 통해 열 교환기 성능은 극대화되나 실제 사용중에도 이러한 극대화된 성능을 일정하게 유지하는 것 또한 중요하다. 열 교환기에 있어서, 가장 주된 문제점은 아무리 억제시켜도 실제 사용중 지속적으로 성장하는 성에와 이에 따른 성능의 점차적인 열화이다. 따라서, 본 발명에서는 가혹한 사용조건 즉, 많은 착상량하에서도 작동상의 신뢰성을 확보하기 위한 설계 범위가 실험 및 시뮬레이션을 통해 추가적으로 설정되었다.The optimal design range obtained above maximizes heat exchanger performance, but it is also important to maintain this constant performance even during actual use. In heat exchangers, the main problem is the aging that continues to grow in actual use, and therefore the progressive degradation of performance, no matter how suppressed. Accordingly, in the present invention, a design range for securing operational reliability even under severe use conditions, that is, a large amount of implantation amount, is additionally set through experiments and simulations.

먼저, 가장 좁은 휜간 간격(a) 및 휜간 간격이 가장 넓은 구역(구역 C)이 신뢰성에 영향을 미치는 설계인자들로 선정되었다. 상기 간격(a)은 앞성 성능향상 실험에서와 마찬가지로 예비실험에서 중요한 인자로 판명되었으며, 구역 C는 실제 성에가 가장 심하게 발생되는 부분이므로 신뢰성상 중요한 인자가 된다.First, the narrowest spacing (a) and the widest spacing (zone C) were selected as design factors that affect reliability. The interval (a) was found to be an important factor in the preliminary experiment as in the anterior performance test, and zone C is an important factor in reliability since the actual frost is the most severely generated part.

또한 열 교환기의 신뢰성을 평가하기 위한 기준으로 열 교환율, 압력강하 55Pa까지의 소요시간, 작동시작후 8분에서의 성능평가계수(F' )가 선정되었으며 이들을 설명하면 다음과 같다.In addition, as a criterion for evaluating the reliability of the heat exchanger, the heat exchange rate, the time required for the pressure drop to 55 Pa, and the performance evaluation factor (F ') 8 minutes after the start of operation were selected.

1. 열 교환율1.heat exchange rate

도 13에 도시된 바와 같이, 일반적으로 실제 작동중에 냉장고에 요구되는 최소 냉각용량은 325W이며 이 때의 공기 체적유량은 0.3 ㎥/m가 된다. 그러나 성에 적층이 심하게 발생되는 가혹환경하에서 안정적인 작동상태를 확보하기 위해서는 상기 열 교환율은 2배 내지 2.5배의 값을 가져야 한다. 따라서, 열교환기의 신뢰성 확보를 위해 요구되는 열교환율은 800W이상이 된다.As shown in FIG. 13, in general, the minimum cooling capacity required for the refrigerator during actual operation is 325 W, and the air volume flow rate at this time is 0.3 m 3 / m. However, the heat exchange rate should be 2 to 2.5 times in order to secure a stable operating state in a harsh environment in which frosting is severely generated. Therefore, the heat exchange rate required for ensuring the reliability of the heat exchanger is 800W or more.

2. 압력강하 55Pa 까지의 소요시간2. Time required for pressure drop up to 55Pa

앞서 도 13에서 나타난 바와 같이, 냉장고의 최소 냉각용량을 확보가 위해서는 공기 체적 유량은 최소한 0.3 ㎥/m 이 요구된다. 정상적인 작동조건에서 공기 체적유량에 대한 압력변화를 나타내는 도 14에서 공기체적유량 0.3 ㎥/m에 해당하는 압력강하는 47 Pa이 된다. 여기서 도 14에 도시된 바와 같이 압력강하는 공기체적유량과 반비례하므로 상기 최소체적유량 이상의 체적유량을 얻기 위해서는 압력강하가 47 Pa 이하로 관리되어야 한다. 그러나 냉장고가 가혹한 사용 조건에서 작동되는 경우 일반적으로 송풍량은 강제적으로 증가되므로 상기 압력강하의 상한값은 55pa까지 증가 가능하다. 한편, 이러한 압력강하의 상한값은 일반적인 냉장고를 가혹조건하의 실험했을 때 45±3.6분내에 도달하는 것으로 나타났으며 가장 낮은 값인 41분이 하한값으로 설정되었다. 따라서, 가혹 조건에서의 원활한 작동을 위해서는 적어도 압력강하 55pa에 도달할 때까지 소요되는 시간이 41분보다 작아서는 안된다.As shown in FIG. 13, in order to secure a minimum cooling capacity of the refrigerator, an air volume flow rate of at least 0.3 m 3 / m is required. In FIG. 14 showing the pressure change with respect to the air volume flow rate under normal operating conditions, the pressure drop corresponding to the air volume flow rate 0.3 m 3 / m becomes 47 Pa. Since the pressure drop is inversely proportional to the air volume flow rate as shown in FIG. 14, the pressure drop must be managed to be 47 Pa or less to obtain a volume flow rate greater than or equal to the minimum volume flow rate. However, when the refrigerator is operated under severe use conditions, the airflow is generally forcibly increased, so the upper limit of the pressure drop can be increased to 55 pa. On the other hand, the upper limit of the pressure drop was found to reach 45 ± 3.6 minutes when the general refrigerator was tested under severe conditions, and the lowest value of 41 minutes was set as the lower limit. Thus, for smooth operation in harsh conditions, the time taken to at least reach 55 pa should not be less than 41 minutes.

3. 작동개시후 8분에서의 성능평가계수(F' )3. Performance evaluation factor (F ') at 8 minutes after starting operation

앞서 설명된 바와 같이 성에 적층은 작동 신뢰성에 큰 영향을 미치며 특히, 성능에 유의한 인자들중 열 교환기를 통과하는 공기질량유량과 직접적으로 관련된다. 또한 영향도 및 회귀분석에서도 상기 공기 질량유량이 동일한 성능 유의인자인 공기/냉매온도보다도 가혹한(성에적층이 심한) 사용조건에서 성능에 더 유의한 것으로 판명되었다. 따라서, 작동 신뢰성관점에서 성능평가계수를 적용하기 위하여 상기 공기 질량유량을 고려한 새로운 성능평가계수(F' )가 다음과 같이 제안되었다.As described above, frost deposition has a large impact on operational reliability and, in particular, directly related to the mass flow of air through the heat exchanger among the performance critical factors. Influence and regression analysis also revealed that the air mass flow rate was more significant for the performance under severe use conditions than the air / refrigerant temperature, the same performance significant factor. Therefore, in order to apply the performance evaluation coefficient in terms of operational reliability, a new performance evaluation coefficient F 'considering the air mass flow rate has been proposed as follows.

여기서, Q : 열 교환율 (W)Where Q: heat exchange rate (W)

P : 압력강하 (Pa)

P: Pressure drop (Pa)

: 공기질량유량 (g/s)

: Air mass flow rate (g / s)

공기 질량유량이 커지면 열교환기 내부 공기유속이 커지며, 휜과의 열교환시간의 감소로 인해 열교환율이 저하된다. 즉, 공기질량유량이 증가할수록 성능이 감소되며 공기질량유량이 감소할수록 성능이 증가한다. 따라서, 상기 공기질량유량은 상기 성능평가계수(F' )와 반비례하는 관계를 갖도록 고려되었다. 결과적으로 상기 성능평가계수(F' )는 입력 대 출력 에너지의 비로서 나타나며, 이에 따라 무차원값을 갖는다.As the air mass flow rate increases, the air flow rate inside the heat exchanger increases, and the heat exchange rate decreases due to a decrease in the heat exchange time with heat. That is, the performance decreases as the air mass flow rate increases, and the performance increases as the air mass flow rate decreases. Therefore, the air mass flow rate was considered to have a relationship inversely proportional to the performance evaluation coefficient F '. As a result, the performance factor F 'is expressed as the ratio of input to output energy and thus has a dimensionless value.

한편, 정상적인 작동조건하에서 냉장고내의 열 교환기에서는 실제 압력강하가 11Pa-14Pa를 초과하지 않는다. 한편 가혹조건하의 실험에서 이러한 압력강하값은 작동개시 후 8분내에 도달하며, 이 때의 성능평가계수(F' )는 0.76±0.055이 된다. 여기서 가혹조건하에서도 일반적인(정상적인) 압력강하(11Pa-14Pa)를 유지하는 것이 작동 신뢰성에 있어서 중요하며, 이는 가동개시후 8분에서의 성능평가계수(F' )에 의해 정량적으로 평가될 수 있다. 따라서, 작동개시후 8분에서의 성능평가계수(F' )가 가혹조건하에서 하한 값인 0.705이상일 때 (열교환기의)작동이 신뢰성이 있다고 볼 수 있다.On the other hand, under normal operating conditions, the actual pressure drop in the heat exchanger in the refrigerator does not exceed 11 Pa-14 Pa. On the other hand, under severe conditions, these pressure drop values are reached within 8 minutes after the start of operation. At this time, the performance evaluation coefficient (F ') is 0.76 ± 0.055. Here, maintaining a normal (normal) pressure drop (11 Pa-14 Pa) even under severe conditions is important for operational reliability, which can be quantitatively evaluated by the performance factor (F ') at 8 minutes after start-up. . Therefore, it can be seen that the operation (of the heat exchanger) is reliable when the performance evaluation coefficient F 'at 8 minutes after the start of operation is more than the lower limit of 0.705 under severe conditions.

이와 같이 선정된 인자들 및 신뢰성평가기준에 기초한 실험결과가 도 15 내지 도 16에 도시된다.Experiment results based on the factors thus selected and the reliability criteria are shown in FIGS. 15 to 16.

먼저 도 15a-도 15c는 간격(a) 및 휜간 간격이 가장 넓은 구역(구역 C)(이하 " 구역 (C)" )의 비율에 대한 각각의 신뢰성 평가기준값의 변화를 나타내는 그래프이다. 보다 상세하게는, 상기 열 교환율은 도 15a, 압력강하 55Pa까지의 소요시간은 도 15b, 그리고 작동개시후 8분에서의 성능평가계수(F' )는 도 15c에 각각 도시된다. 또한 모든 실험에서 배열패턴(P)은 성능향상에 가장 유리한 P1으로 고정되었다.First, FIGS. 15A-15C are graphs showing the change of each reliability evaluation value with respect to the ratio of the zone (zone C) (hereinafter "zone (C)") with the largest interval (a) and the interval between them. More specifically, the heat exchange rate is shown in Fig. 15A, the time required for the pressure drop 55Pa is Fig. 15B, and the performance evaluation coefficient F 'at 8 minutes after the start of operation are shown in Fig. 15C, respectively. Also, in all experiments, the array pattern (P) was fixed to P1, which is the most favorable for performance improvement.

그리고 구역 (C)의 크기는 열 교환기 전체크기에 대한 백분율로 표시되며, 간격(a)은 앞선 성능향상 실행에서와 마찬가지로 구역(A)에서 실제 인저한 휜간 간격이다.And the size of zone (C) is expressed as a percentage of the total size of the heat exchanger, and interval (a) is the actual gap between zones (A) as in the previous performance improvement run.

각각의 실험결과를 살펴보면, 도 15a에서 간격(a) 및 구역(C)의 비율 감소가 열 교환율의 증가에 유리한 것으로 나타나며, 도시된 바와 같이 열교환율 800W 이상의 영역이 작동 신뢰성을 갖게 된다. 도 15b에서는 간격(a)이 감소될수록 압력강하 55pa까지 도달하는데 걸린 시간이 짧아지는 것으로 나타난다. 즉, 압력강하 증가율이 크게 된다. 이는 성에 성장에 의해 막힘현상이 보다 빠르게 발생된다는 것을 의미하므로 지나친 간격(a)의 감소는 신뢰성에 직접적으로 악영향을 미친다. 그 리고 작동 신뢰성이 있는 영역은 압력강하 55Pa 까지의 소요시간 41분이상에서 존재한다. 도 15c에서 8분에서의 성능평가계수(F' )는 구역(C)비율 및 간격(a)의 감소에 따라 증가된다. 이는 작동초기의 적은 성에 발생량으로 인해 간격(a)의 감소에도 불구하고 압력강하가 적게 발생하기 때문이다. 또한 상기 성능평가계수(F' )가 0.705이상인 영역내에 포함되는 구역(C)의 비율 및 간격(a)이 신뢰성 있는 설계값이 된다.Looking at the results of each experiment, it is shown in Figure 15a that the ratio reduction of the interval (a) and zone (C) is advantageous for the increase of the heat exchange rate, as shown in the region having a heat exchange rate of 800W or more has the operation reliability. In FIG. 15B, as the interval a decreases, the time taken to reach the pressure drop 55pa is shortened. That is, the rate of increase in pressure drop becomes large. This means that clogging occurs more quickly due to frost growth, so reducing the excessive gap a directly affects reliability. And a reliable operating zone exists for more than 41 minutes of time up to 55 Pa of pressure drop. In FIG. 15C, the performance factor F ′ at 8 minutes increases with decreasing zone C ratio and interval a. This is because the pressure drop is generated in spite of the decrease in the interval a due to the low amount of frost generated during the initial operation. In addition, the ratio and the interval (a) of the zone (C) included in the area where the performance evaluation coefficient (F ') is 0.705 or more become a reliable design value.

모든 신뢰성 평가기준들이 고려된 설계범위를 찾기 위하여 도 16에서는 상기 실험결과들이 함께 비교 표시된다.In order to find a design range in which all reliability evaluation criteria are considered, the experimental results are compared and displayed together in FIG. 16.

보다 상세하게는, 도 16에서 간격(a) 및 구역(C) 비율에 대한 도 15a의 열 교환율 변화, 도 15b의 압력강하 55Pa까지의 소요시간 및 도 15c의 8분에서의 성능평가계수(F' )의 신뢰성 영역이 중첩된다. 여기서 전체적으로 구역(C) 비율보다는 간격(a)이 각각의 신뢰성 평가 기준에 대해 민감하다. 그러나 성능향상을 위한 설계범위가 구역(A)비율을 기준으로 설정되어 있으므로, 설계적 관점에서 상기 구역(A) 비율에 상대적인 구역(C)의 비율이 신뢰성 설계범위 판단시 우선적으로 고려된다.More specifically, the heat exchange rate change of FIG. 15A versus the ratio of the interval (a) and zone (C) in FIG. 16, the time required for the pressure drop 55Pa of FIG. 15B, and the performance evaluation coefficient at 8 minutes of FIG. 15C ( F ') overlaps the reliability region. Overall, the interval a, rather than the zone C ratio, is more sensitive to each reliability criterion. However, since the design range for improving the performance is set based on the ratio of the zone (A), the ratio of the zone (C) relative to the ratio of the zone (A) from the design point of view is considered first when determining the reliability design range.

도 16에 도시된 바와 같이, 백색영역이 각 신뢰성 판단기준을 모두 만족시키는 설계범위를 나타낸다. 상기 백색영역에서 구역(C) 비율의 최소 값은 0% 이나 서로 다른 길이를 갖는 휜을 적용시 상기 구역(C)는 필연적으로 일정비율로 존재하게 된다. 그리고 구역(C) 비율의 최대값은 특정되지 않으나 35%를 초과하는 경우, 실제 열 교환면적이 과도하게 감소되어 성능이 감소된다. 한편, 상기 백색영역의 크 기는 구역(C)의 비율 18%를 전후(도면상 상하)하여 크게 변화한다. 따라서, 적용 가능한 구역(C)의 비율은 18%를 기준으로 크게 제 1 영역 (1%-18%) 및 제 2 영역 (18%-35%)인 두 개의 영역으로 분할될 수 있으며, 이 두 영역들이 최종 설계범위를 결정하기 위하여 다음 표들에서 기 설정된 구역(A)의 비율과 함께 각각 비교된다. 다음 표들에서 구역(C) 비율의 최대값이 구역(A) 비율의 최대값에 대해 상대적으로 결정되며 이에 따라 결정된 각각의 최대값 이하의 범위에서 상기 구역(A) 및 구역(C) 비율은 각각 임의로 다시 조절 가능하다.As shown in FIG. 16, the white region represents a design range satisfying each reliability criterion. The minimum value of the ratio of the zone C in the white region is 0%, but the zone C inevitably exists at a constant ratio when applying a length having different lengths. And if the maximum value of the zone (C) ratio is not specified but exceeds 35%, the actual heat exchange area is excessively reduced and performance is reduced. On the other hand, the size of the white region is greatly changed by the front and rear (up and down in the drawing) the ratio of the region (C). Therefore, the proportion of the applicable zone C can be divided into two zones based on 18%, the first zone (1% -18%) and the second zone (18% -35%). The zones are each compared with the proportion of zone A pre-set in the following tables to determine the final design range. In the following tables, the maximum value of the zone (C) ratio is determined relative to the maximum value of the zone (A) ratio and the zone (A) and zone (C) ratios in the range below the respective maximum determined accordingly are respectively Can be arbitrarily re-adjusted.

상기 표에서, 적용 가능한 구역(C)비율의 최대값들이 모두 18%이므로 기 설정된 모든 구역(A)비율에 대해 상기 제 1 영역 전체가 사용 가능하다. 즉, 신뢰성 확보를 위한 설계범위에 있어서, 상기 구역(C)은 전체 열교환기 크기의 18%이하이다. 이와 같이 설정된 구역(C)비율에 따라, 간격(a)은 도 16의 하부의 실선 및 점선으로 표시된 영역으로부터 얻을 수 있다. 보다 상세하게는, 상기 점선 영역은 백색영역보다 크지만 별다른 문제없이 사용가능한 설계범위이며, 이 영역에서 간격(a)은 5.5mm-10mm이다. 그리고 상기 실선영역은 백색영역내에 포함되는 최적 설계범위로서, 간격(a)은 6.1mm-9.1mm(7.6±1.5mm)가 된다.In the table, the maximum values of the applicable zone (C) ratios are all 18%, so that the entire first zone is available for all preset zone (A) ratios. That is, in the design range for ensuring reliability, the zone (C) is less than 18% of the size of the total heat exchanger. According to the ratio of the zone C set as described above, the interval a can be obtained from the area indicated by the solid line and the dotted line in the lower part of FIG. More specifically, the dotted area is larger than the white area but is a usable design range without any problem, in which the spacing a is 5.5mm-10mm. The solid line region is an optimum design range included in the white region, and the spacing a is 6.1 mm-9.1 mm (7.6 ± 1.5 mm).

상기 표에서, 구역(A)비율의 최대값이 75%인 경우, 구역(C)비율의 가능한 최대값은 25%이며, 구역(A)비율의 최대값이 65%,55% 인 경우, 구역(C)비율의 최대값은 35%까지 적용 가능하다. 따라서 제 2 영역내에서 구역(C)비율에 대하여 독립적인 두 개의 신뢰성 설계범위가 존재하며, 각각 구역(A) 설계범위가 75%이하인 경우에 18%-25%, 구역(A) 설계범위가 5%-65% 및 15%-55%인 경우에 18%-35%가 된다.In the table above, if the maximum value of the zone (A) ratio is 75%, the maximum possible value of the zone (C) ratio is 25%, and if the maximum value of the zone (A) ratio is 65%, 55%, the zone The maximum value of the ratio (C) is applicable up to 35%. Therefore, there are two independent reliability design ranges with respect to the ratio of zone (C) in the second zone, 18% to 25% for each zone (A) below 75%, and zone (A) 18% -35% for 5% -65% and 15% -55%.

먼저 구역(C)비율 18%-35%에 대하여, 사용가능한 간격(a)은 6mm-8.5mm이며, 앞선 제 1 영역에서와 마찬가지로 점선영역에 해당한다. 그리고 실선영역에서 나타나는 최적의 간격(a)은 6.2mm-8.0mm이다.First, for the zone (C) ratio 18% -35%, the usable spacing (a) is 6mm-8.5mm, which corresponds to the dotted area as in the first area above. And the optimum spacing (a) appearing in the solid line region is 6.2mm-8.0mm.

또한 구역(C)비율 18%-35%에 대하여, 도시된 바와 같이 사용가능한 간격(a)은 6.1mm-8,2mm(점선영역), 최적 간격(a)은 6.5mm-7.7mm(실선영역)이다.Also, for the zone (C) ratio 18% -35%, the usable spacing (a) is 6.1mm-8,2mm (dotted area) as shown, and the optimum spacing (a) is 6.5mm-7.7mm (solid line area). )to be.

다른 한편, 상기 각각의 휜(20)은 도 17에 도시된 바와 같이 경사지게 형성된 하부 및 상부 에지(22,23)를 포함할 수 있다. 먼저 경사진 하부에지(22)는 제상수가 원활하게 배출되게 한다. 즉, 제상수는 표면 장력에 의해 하부 에지(22)에 잔류되지 않고 하부 에지(22)를 따라 유동하게 되며, 이후 상기 제상수는 하부 에지(22)의 경사가 끝나는 지점에 형성되는 첨단(tip)(22a)에 모여 자신의 자중에 의해 낙하된다. 실제적으로 휜(20) 제작시 절단기는 한 쌍의 블레이드를 사용하여 얇은 판재를 연속적으로 절단한다. 따라서 경사진 하부 에지(22)를 얻기 위해 상기 한 쌍의 블레이드를 경사지게 설정하면, 제작시 상기 하부 에지(22) 뿐만 아니라 상부 에지(23)도 경사지게 형성된다. 이러한 상부 에지(23)를 재 가공하는 경우 추가적인 비용이 발생하므로 본 발명에서 상기 상부 에지(23)는 최초 제작시 그대로 경사지게 유지되는 것이 바람직하다. 이와 더불어, 상기 상부 에지(23)의 경사방향도 상기 하부 에지(22)와 동일하게 된다.On the other hand, each of the fins 20 may include lower and upper edges 22, 23 formed to be inclined as shown in FIG. First, the inclined lower edge 22 allows the defrost water to be smoothly discharged. That is, the defrost water flows along the lower edge 22 without remaining on the lower edge 22 due to surface tension, and the defrost water is then formed at the point where the inclination of the lower edge 22 ends. (22a), they fall by their own weight. In practice, the cutter 20 produces a thin plate continuously using a pair of blades during fabrication. Thus, if the pair of blades is set to be inclined to obtain the inclined lower edge 22, the upper edge 23 as well as the lower edge 22 is formed to be inclined at the time of manufacture. When the upper edge 23 is reworked, additional costs are incurred, so in the present invention, the upper edge 23 is preferably kept inclined as it is during initial manufacture. In addition, the inclination direction of the upper edge 23 is also the same as the lower edge 22.

상기 하부 에지(22)를 보다 상세하게 설명하면, 도 18a 및 도 18b에 도시된 바와 같이, 상기 하부 에지(22)는 기본적으로 단일 경사부만으로 이루어질 수 있다. 또한 도 19a-도 19c에 도시된 바와 같이, 다수개의 경사부, 즉 다중 경사부로 이루어질 수 있으며, 이와 같은 다중 경사부에 의해 제상수의 배출이 더욱 촉진될 수 있다. 보다 상세하게는, 상기 다중 경사부에 있어서 상기 경사부들은 각각 하나의 골부(도 9a), 하나의 산부(도 9b), 또는 다수개의 산부 및 골부(도 9c)를 형성할 수 있다. 이와 더불어, 도 20a-도 20e에 도시된 바와 같이, 앞서 설명된 각각의 경사부는 소정의 곡률을 갖도록 형성될 수 있으며, 이러한 변형예들은 실제적으로 상기 도 18a-도 19c의 경사부와 동일한 기능을 수행한다.The lower edge 22 will be described in more detail. As shown in FIGS. 18A and 18B, the lower edge 22 may basically consist of only a single inclined portion. In addition, as shown in Figure 19a-19c, it may be composed of a plurality of inclined portion, that is, multiple inclined portion, the discharge of the defrost water can be further promoted by the multiple inclined portion. More specifically, in the multiple slopes, the slopes may form one valley portion (FIG. 9A), one hill portion (FIG. 9B), or a plurality of hills and valleys (FIG. 9C), respectively. In addition, as shown in Figs. 20A to 20E, each of the inclined portions described above may be formed to have a predetermined curvature, and these modifications actually have the same function as the inclined portions of Figs. 18A to 19C. Perform.

상기 하부 에지(22)가 경사지게 형성되는 경우에도, 완전하게 제상수가 배출되는 것은 어려우며, 하부 에지(22)의 첨단(22a)에는 잔류 제상수가 존재하게 된다. 그리고 냉각 작동중에 상기 첨단(22a)의 잔류 제상수로부터 성에가 집중적으로 성장하게 된다. 따라서 인접한 동일 길이의 휜(20) 사이의 막힘을 방지하기 위하여, 상기 하부 에지(22)들은 이의 첨단(22a)이 서로 대향되지(마주보지) 않도록 배열되는 것이 또한 바람직하다. 즉, 단일 경사부의 경우, 도 21a에 도시된 바와 같이 서로 반대의 경사방향을 갖는 하부 에지(22)들이 반복적으로 배열된다. 또한 도 21b에 도시된 바와 같이, 다중 경사부의 경우, 각각의 첨단(22a)이 서로 마주보지 않도록 상기 단일 산부(도 9b)의 하부 에지(22)와 단일 골부(도 9a)의 하부 에지(22)가 서로 교대로 배열될 수 있다.Even when the lower edge 22 is formed to be inclined, it is difficult to completely discharge the defrost water, and the remaining defrost water is present at the tip 22a of the lower edge 22. And frost grows intensively from the residual defrost water of the tip 22a during the cooling operation. Thus, in order to prevent clogging between adjacent equal lengths 20, the lower edges 22 are also preferably arranged such that their tips 22a are not opposite (facing) each other. That is, in the case of the single inclined portion, the lower edges 22 having the inclined directions opposite to each other are repeatedly arranged as shown in Fig. 21A. Also shown in FIG. 21B, in the case of multiple slopes, the lower edge 22 of the single peak (FIG. 9B) and the lower edge 22 of the single valley (FIG. 9A) so that each tip 22a does not face each other. ) May be arranged alternately with each other.

한편, 상기 하부에지(22)의 경사각에 따라 상기 제상수 배출능력은 변화될 수 있으며, 도 22는 상기 배출능력변화를 잔류 제상수량 변화에 기초하여 실험적으로 보여준다. 도시된 바와 같이, 상기 경사각도(

)가 20°-30°일 때 잔류 제상수량이 가장 적은 것으로 나타난다. 여기서, 다른 설계 조건들을 고려할 때, 상기 하부 에지 경사각도가 23°일 때 가장 바람직한 것으로 밝혀졌다.On the other hand, the defrost water discharge capacity can be changed according to the inclination angle of the lower edge 22, Figure 22 shows the discharge capacity change experimentally based on the change in the amount of residual defrost. As shown, the inclination angle (

At), the residual defrosting amount appears to be the smallest at 20 ° -30 °. Here, considering other design conditions, it has been found to be most desirable when the lower edge tilt angle is 23 degrees.

이와 같이 경사지게 형성된 하부에지(22)와 더불어, 도 23에 도시된 바와 같이, 본 발명의 열 교환기는 하부 에지(22)의 첨단(22a)과 접촉 또는 인접하는 경사 부재(40)를 더 포함할 수 있다. 상기 경사부재(40)는 냉장고 내의 공기 유동경로 상에 열 교환기와 함께 장착되며, 첨단(22a)에 모이는 제상수들이 더욱 효과적으로 배출될 수 있도록 유도한다.In addition to the inclined lower edge 22, as shown in FIG. 23, the heat exchanger of the present invention may further include an inclined member 40 in contact with or adjacent to the tip 22a of the lower edge 22. Can be. The inclined member 40 is mounted together with a heat exchanger on the air flow path in the refrigerator, and induces defrost water collected at the tip 22a to be discharged more effectively.

다른 한편, 도 24에 도시된 바와 같이, 상기 각각의 휜(20)은 또한 길이방향을 따라 형성되는 다수 개의 루버(24) 및 슬릿(25)을 더 포함하는 것이 바람직하다. 상기 루버(24)는 일차적으로 열 교환면적을 증가시키며 공기 유동시 상기 휜(20)사이에서 난류를 형성하여 열 교환시킨다. 또한 상기 슬릿(25)은 상기 휜들(20)을 가로지는 공기 유동경로를 형성하며 이에 따라 성장된 성에에 의해 인접한 휜(20)사이 공간이 국부적으로 막히더라도 원활한 공기 유동이 이루어질 수 있다. 실제적으로 도 25a에 도시된 바와 같이 상기 루버(24a,24b) 및 슬릿(25a,25b)은 상기 각각의 휜(20)의 어느 한쪽 표면에만 형성될 수 있으며, 도 25b에 도시된 바와 같이, 하나의 휜을 기준으로 양쪽 표면에 번갈아가며 형성될 수도 있다. 도 25b에서, 상기 루버(24a,24b) 및 슬릿(24a,24b)들은 대향되지 않도록 서로 교차 배열되는 것이 또한 바람직하다. 이는 루버(23)들이 서로 대향되는 경우, 성에에 의해 휜(20)사이의 공간이 쉽게 막힐 수 있기 때문이다.On the other hand, as shown in FIG. 24, each of the fins 20 preferably further includes a plurality of louvers 24 and slits 25 formed along the longitudinal direction. The louver 24 primarily increases heat exchange area and heat exchanges by forming turbulence between the fins 20 during air flow. In addition, the slit 25 forms an air flow path that crosses the fins 20, so that even when the space between adjacent fins 20 is locally blocked by the grown castle, smooth air flow can be achieved. In practice, as shown in FIG. 25A, the louvers 24a and 24b and slits 25a and 25b may be formed only on either surface of each of the fins 20, and as shown in FIG. 25B, one It may be formed alternately on both surfaces based on the 휜 of. In Fig. 25B, the louvers 24a, 24b and slits 24a, 24b are also preferably arranged to cross each other such that they are not opposed. This is because when the louvers 23 are opposed to each other, the space between the fins 20 can be easily blocked by frost.

본 발명에 따른 열 교환기에 있어서, 상기 보강판(30)은 상대적으로 두꺼운 두께를 가짐으로서 상기 휜(20)을 보호하며, 또한 상기 휜(20)보다 긴 길이를 가져 열 교환기로 공기 유동을 유도한다. 상세하게 설명하면, 상기 보강판(30)은 도 26에 도시된 바와 같이, 상기 냉매관(10)에 결합되므로 상기 휜(20)과 유사하게 다수개의 관통공(31)을 포함한다. 여기서 상기 보강판(30)은 추가적인 유동경로를 확보하기 위하여 상기 휜(20)의 슬릿(24)들과 연통하는 적어도 하나이상의 슬릿(32)을 더 포함하는 것이 바람직하다. 그리고 상기 보강판(30)도 냉각과정도중 유입되는 공기와 부분적으로 열교환하므로, 이의 표면에 성에 및 제상수가 발생된다. 따라서, 제상수를 용이하게 배출할 수 있도록 상기 보강판(40)의 하부 에지(33)도 앞서 설명된 휜(20)의 하부에지(22)과 유사하게 경사지게 형성될 수 있다.In the heat exchanger according to the invention, the reinforcement plate 30 has a relatively thick thickness to protect the fin 20 and also has a longer length than the fin 20 to induce air flow to the heat exchanger. do. In detail, as shown in FIG. 26, the reinforcing plate 30 is coupled to the refrigerant pipe 10, and thus includes a plurality of through holes 31 similar to the fin 20. The reinforcement plate 30 preferably further includes at least one slit 32 in communication with the slits 24 of the fin 20 to secure additional flow paths. In addition, since the reinforcing plate 30 also partially heat exchanges with the air introduced during the cooling process, frost and defrost water are generated on the surface thereof. Therefore, the lower edge 33 of the reinforcement plate 40 may also be formed to be inclined similarly to the lower edge 22 of the fin 20 described above so as to easily discharge the defrost water.

한편, 본 발명의 열 교환기에도 성에를 제거하기 위하여 저항 열선으로 이루 어지는 제상기(50)가 설치된다. 도 27a에 도시된 바와 같이, 본 발명에 있어서 상기 제상기(50)가 일정 간격으로 이격되게 열 교환기의 하부에만 설치되어도, 열 복사 및 대류만을 이용하여 제상작용이 효과적으로 이루어질 수 있다. 이는 앞서 설명된 여러 구조적 특성으로 인해 성에의 발생량이 본 발명의 열 교환기에서는 현저하게 감소되기 때문이다. 또한 상기 제상기(50)가 도 27b에 도시된 바와 같이 상기 휜들(20) 부근을 한 번만 지나가도록 배열되는 것만으로도 보다 강화된 제상효과를 얻을 수 있다. 여기서 고른 열 복사를 위하여 상기 제상기(50)는 상기 휜(20)의 중간부들 부근에 배열되는 것이 바람직하다. 따라서 상기 휜(20)은 자신의 중간부에 상기 제상기(50)를 위한 노치 형태의 수용부(26)를 더 포함하며, 상기 보강판(30) 또한 동일한 수용부(34)를 포함한다.On the other hand, the heat exchanger of the present invention is provided with a defroster 50 made of a resistance heating wire in order to remove frost. As shown in Figure 27a, even if the defroster 50 is installed only in the lower portion of the heat exchanger to be spaced at a predetermined interval in the present invention, defrosting can be effectively performed using only heat radiation and convection. This is because the amount of frost generated is significantly reduced in the heat exchanger of the present invention due to the various structural properties described above. In addition, as the defroster 50 is arranged to pass through the vicinity of the pins 20 only once, as shown in FIG. 27B, a more enhanced defrosting effect can be obtained. The defroster 50 is preferably arranged near the middle portions of the fin 20 for even heat radiation. Accordingly, the fin 20 further includes a notch-shaped receiving portion 26 for the defroster 50 in its middle portion, and the reinforcing plate 30 also includes the same receiving portion 34.

이러한 단순화된 제상기(50)는 앞서 설명된 바와 같이 연속적인 일직선 휜(20) 및 여러 다른 구조 특성이 적용됨으로서 가능한 것이며, 이에 따라 열교환기 전체의 조립 작업 또한 용이해지며 공기 유동저항이 감소된다. 또한, 도 27a 및 도 27b에서 상기 동일한 길이를 갖는 휜을 갖는 열 교환기에 적용된 제상기(50)가 설명되었으나, 상기 제상기(50)는 서로 다른 길이를 갖는 휜들에 대해서도 동일하게 적용되며 동일한 효과를 갖는다.This simplified defroster 50 is made possible by the application of the continuous straight fin 20 and several other structural features as described above, thus facilitating the assembly of the entire heat exchanger and reducing the air flow resistance. . In addition, although the defroster 50 applied to the heat exchanger having fins having the same length has been described in FIGS. 27A and 27B, the defroster 50 is equally applied to the fins having different lengths and has the same effect. Has

상기에서 몇몇의 실시예가 설명되었음에도 불구하고, 본 발명이 이의 취지 및 범주에서 벗어남없이 다른 여러 형태로 구체화될 수 있다는 사실은 해당 기술에 통상의 지식을 가진 이들에게는 자명한 것이다. 따라서, 상술된 실시예는 제한적인 것이 아닌 예시적인 것으로 여겨져야 하며, 첨부된 청구항 및 이의 동등범위내의 모든 실시예는 본 발명의 범주내에 포함된다.Although several embodiments have been described above, it will be apparent to those skilled in the art that the present invention may be embodied in many other forms without departing from the spirit and scope thereof. Accordingly, the described embodiments are to be considered as illustrative and not restrictive, and all embodiments within the scope of the appended claims and their equivalents are included within the scope of the present invention.

본 발명에 있어서, 기본적으로 연속적인 일직선 휜이 적용됨으로서 제상수 배출능력이 실질적으로 향상되며, 성에 발생을 근본적으로 억제한다. 서로 다르게 설정된 휜의 길이 및 경사진 하부에지는 각각 성에에 의한 공기유로의 막힘을 방지하며 배수성을 향상시킨다. 또한 이러한 휜들에 형성되는 슬릿 및 루버들은 열교환기 작동의 보조적 역할을 수행한다. 따라서, 본 발명에 있어서 유동저항에 의한 압력손실 및 전열면적의 감소가 방지되며, 이에 따라 열 교환성능이 향상된다. 특히 서로 다른 길이의 휜에 의한 큰 형상특성 변화 및 성능변화를 고려하여, 열 교환기의 성능향상 및 신뢰성 확보를 위한 최적 설계범위가 결정됨으로서, 보다 향상된 열 교환성능이 기대될 수 있다.In the present invention, by basically applying a continuous straight line, the defrosting water discharge capacity is substantially improved, and the generation of frost is essentially suppressed. The lengths of the fins and the inclined lower edges which are set differently prevent the blockage of the air flow path by the frost and improve drainage. In addition, the slits and louvers formed in these fans play an auxiliary role in the operation of the heat exchanger. Therefore, in the present invention, the pressure loss and the reduction of the heat transfer area due to the flow resistance are prevented, thereby improving the heat exchange performance. In particular, considering the large shape characteristics and performance changes due to different lengths of heat, the optimum design range for improving the performance and ensuring the reliability of the heat exchanger is determined, further improved heat exchange performance can be expected.

또한 기존의 불연속적인 분리형 휜과 비교시 본 발명의 휜은 단순한 구조를 가지며, 이로 인해 열교환기 조립 작업이 용이하게 된다. 이와 더불어 상기, 일직선 휜의 적용으로 인해 제상기의 구조 또한 단순화된다. 즉, 본 발명의 열 교환기는 종래 구조에 비하여 부품수를 감소시키며, 상기 별도의 가공공정 및 조립공정을 필요하지 않기 때문에 제작단가가 감소되며 생산성이 증가된다. 한편, 본 발명은 일직선 휜을 적용함으로서 동일 열 교환 성능을 작은 크기에서도 구현할 수 있다.In addition, the fin of the present invention has a simple structure compared to the existing discrete discrete fins, which facilitates the heat exchanger assembly work. In addition, the structure of the defroster is also simplified due to the application of the straight fin. That is, the heat exchanger of the present invention reduces the number of parts compared with the conventional structure, and because the separate processing process and assembly process is not required, manufacturing cost is reduced and productivity is increased. On the other hand, the present invention can implement the same heat exchange performance even in a small size by applying a straight fin.

결과적으로 이와 같은 열 교환 성능 향상 및 단순 구조에 의해 본 발명의 열 교환기는 냉장고에 적합하게 최적화된다.As a result, the heat exchanger of the present invention is optimized for a refrigerator by such a heat exchange performance improvement and a simple structure.

Claims

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One or more refrigerant tubes through which the refrigerant flows;

A plurality of straight fins having different lengths and being coupled to the refrigerant pipes at regular intervals in parallel with each other to form zones having different gaps between the different fins;

An inclined portion formed on the lower edge of the pins;

A pair of reinforcement plates arranged in parallel to the beams and coupled to both ends of the straight portions of the refrigerant pipes and including edges having an inclined portion; And

And each said reinforcement plate comprises at least one slit in communication with the slits provided in said fans.

The method of claim 3, wherein

Adjacent lower edges of the fins of the same length are staggered from each other,

And a lower edge of each reinforcement plate includes an inclined portion at a predetermined angle.

One or more refrigerant tubes through which the refrigerant flows,

In a heat exchanger for a refrigerator comprising a plurality of straight fins having different lengths and being coupled to the refrigerant pipes at regular intervals in parallel to each other to form zones having different gaps between them,

A lower edge of the pins,

And a defroster disposed at a predetermined interval away from the lower edges of the fins to remove frost attached to the coolant tubes and the fins.

The method of claim 5, wherein

And the defroster is arranged to pass near the middle of the fins.

The method of claim 6,

The heat exchanger for a refrigerator, characterized in that the fans further comprises a receiving portion for receiving the defrost.

The method of claim 6,

And a pair of reinforcing plates arranged in parallel to said fans and respectively coupled to both ends of straight portions of said refrigerant pipes.

The method of claim 8,

And the defroster is arranged to pass near the middle of the reinforcement plates.

The method of claim 8,

The reinforcing plate further comprises a receiving portion for receiving the defroster heat exchanger.

One or more refrigerant tubes through which the refrigerant flows;

The upper and lower edges of the fins are formed to be inclined at an angle, and the tip edges of the fins adjacent to each other of the same length of the plurality of fins are alternately arranged with each other.

The method of claim 11,

And the upper and lower edges have the same inclined direction.

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