WO2012029542A1 - 熱交換器およびこれを備えた車両用空調装置 - Google Patents

Abstract

空気圧損が小さく、かつ熱交換量が大きい熱交換器を提供する。内部に複数の冷媒流通穴が形成された偏平チューブと、偏平チューブの偏平面に固定されたフィンとを備え、偏平チューブとフィンとを交互に積層して形成された熱交換器である。複数の冷媒流通穴の等価直径をｄｅ，偏平チューブの幅をＷ，偏平チューブの幅方向における一端と最も近い冷媒流通穴との距離に相当する一端側肉厚をｔ１，偏平チューブの幅方向における他端と最も近い冷媒流通穴との距離に相当する他端側肉厚をｔ２，偏平チューブの積層方向高さをＨｐ，フィンの積層方向高さをＨｆ，冷媒流通穴の個数をＮとし、かつ、等価直径ｄｅが０．５以上０．８以下、偏平チューブ幅Ｗが１２ｍｍ以上１６ｍｍ以下とされた場合に、（Ｗ－ｔ１－ｔ２）×Ｈｐ×Ｈｆ／Ｎが、３．９５以上１０．０以下とされている。

Description

熱交換器およびこれを備えた車両用空調装置

　本発明は、熱交換器およびこれを備えた車両用空調装置に関する。

　車両用空調装置には、空気との熱交換によって冷媒を凝縮させる凝縮器（熱交換器）が設けられている。凝縮器は、典型的なマルチフロータイプでは、偏平チューブとコルゲートフィンとを交互に積層したものが多用されている。偏平チューブの内部には、複数の冷媒流通穴が形成され、この偏平チューブの偏平面にコルゲートフィンの各凸部が固定され、コルゲートフィンの表面上を空気が通過するようになっている。
　このような形式の凝縮器の性能を向上させるには、フィンピッチを詰めること、或いは、偏平チューブに形成される冷媒流通穴を細密化すること等が考えられる。
　しかし、フィンピッチを詰めると通過する空気の圧損が増大し、ＣＲＦＭ（Condenser-Radiator Fan Module）のモータ入力の増大を招いてしまう。また、冷媒流通穴を細密化すると冷媒圧損が増大し、冷媒を圧縮するコンプレッサの動力の増加を招いてしまう。

　下記特許文献１には、通風抵抗および管内圧損の両方を考慮して最大放熱性能を得ることを目的としたマルチフロータイプの冷媒凝縮器が開示されている。具体的には、特許文献１では、チューブの積層方向高さＴｈ、チューブ内の冷媒通路の積層方向高さＴｒ、チューブ外表面と冷媒通路との間のチューブ外周肉厚Ｔｄ、偏平チューブの積層方向のピッチＴｐをパラメータとし、通風開口比Ｐｒ（＝Ｔｈ／Ｔｐ）とチューブ外周肉厚Ｔｄとの関係で熱交換器の形状を規定している。

特許第３９２２２８８号公報（請求項１等）

　しかし、特許文献１では、冷媒凝縮器の空気流れ方向（チューブの幅方向）の寸法については一切考慮されていない。すなわち、フィンを通過する空気による状態量変化（例えば空気の通風抵抗や、空気流れ方向の熱交換）について厳密な検討がなされていない。したがって、同文献に記載された冷媒凝縮器の形状の特定では、通風抵抗に依存する熱交換器の性能が厳密に評価できていない。

　本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであって、空気圧損（通風抵抗）が小さく、かつ熱交換量が大きい熱交換器およびこれを備えた車両用空調装置を提供することを目的とする。

　上記課題を解決するために、本発明の熱交換器およびこれを備えた車両用空調装置は以下の手段を採用する。
　本発明の第一の態様にかかる熱交換器は、内部に複数の冷媒流通穴が形成された偏平チューブと、該偏平チューブの偏平面に固定され、その表面上を空気が通過するフィンと、を備え、前記偏平チューブと前記フィンとを交互に積層して形成された熱交換器において、複数の前記冷媒流通穴の等価直径をｄｅ，該偏平チューブの幅をＷ，該偏平チューブの幅方向における一端と最も近い前記冷媒流通穴との距離に相当する一端側肉厚をｔ１，該偏平チューブの幅方向における他端と最も近い前記冷媒流通穴との距離に相当する他端側肉厚をｔ２，該偏平チューブの積層方向高さをＨｐ，前記フィンの積層方向高さをＨｆ，前記冷媒流通穴の個数をＮとし、かつ、前記等価直径ｄｅが０．５以上０．８以下、前記偏平チューブ幅Ｗが１２ｍｍ以上１６ｍｍ以下とされた場合に、（Ｗ－ｔ１－ｔ２）×Ｈｐ×Ｈｆ／Ｎが、３．９５以上１０．０以下とされていることを特徴とする。

　上記多項式に示されているように、熱交換器の熱交換性能を評価する際に、偏平チューブ幅Ｗを用いた多項式を用いることとした。これにより、フィンを通過する空気による状態変化（例えば空気の通風抵抗や、空気流れ方向の熱交換）をも考慮することができ、より厳密に熱交換性能を反映させることができる。
　また、偏平チューブ幅Ｗや偏平チューブ高さＨｐといった偏平チューブの形状だけでなく、フィン高さＨｆをも考慮して熱交換器の形状を定めることとした。これにより、空気圧損をさらに厳密に考慮することができる。
　冷媒流通穴の個数Ｎで除した多項式とすることで、冷媒流通穴１つあたりの性能を評価できる。
　以上のような多項式を用い、その値が３．９５以上１０．０以下とすることで、空気圧損が小さく、かつ熱交換量が大きい熱交換器を実現できることを見出した。
　なお、偏平チューブは、押出加工によって製造されることが好ましい。

　前記等価直径ｄｅは、０．５５以上０．７６以下とされていることが好ましい。

　等価直径ｄｅを０．５５以上０．７６以下とすることで、さらに空気圧損を小さく、かつ熱交換量を大きくすることができる。

　前記フィンはコルゲート形状とされており、そのピッチは、１．６ｍｍ以上２．０ｍｍ以下とされていることが好ましい。

　フィンピッチを１．６ｍｍ以上２．０ｍｍ以下とすることで、さらに空気圧損を小さく、かつ熱交換量を大きくすることができる。

　また、本発明の第二の態様にかかる車両用空調装置は、上記のいずれかの熱交換器を備えたことを特徴とする。

　上記の熱交換器を備えることで、高性能とされた車両用空調装置を提供することができる。なお、本発明の熱交換器は、車両用空調装置の凝縮器として用いると好適である。

　本発明によれば、空気圧損が小さく、かつ熱交換量が熱交換器およびこれを備えた車両用空調装置を提供することができる。

本発明の一実施形態である車両用空調装置の凝縮器を示した正面図である。 図１の偏平チューブの横断面図である。 図１のコルゲートフィンを示した正面図である。 図１に示した凝縮器のシミュレーション結果を多項式について示したグラフである。 図１に示した凝縮器のシミュレーション結果を等価直径について示したグラフである。

　以下に、本発明にかかる実施形態について、図面を参照して説明する。
　図１には、本実施形態にかかる凝縮器（熱交換器）１の正面図が示されている。凝縮器１は、車両用空調装置の冷凍サイクルにおいて圧縮機（図示せず）から吐出された高温高圧の過熱ガス冷媒を冷却して凝縮させるものである。また、凝縮器１は、ＣＲＦＭ（Condenser-Radiator Fan Module）の一構成要素として、車両エンジンルーム内の最前部に配置される。凝縮器１の後方には、エンジン冷却用ラジエータ（図示せず）、クーリングファン（図示せず）が順に配置される。凝縮器１は、クーリングファンによって送風される冷却空気（外気）により冷却される。

　凝縮器１は、所定間隔を開けて配置された一対の第１ヘッダタンク１１及び第２ヘッダタンク１２を備えている。これらヘッダタンク１１，１２は、筒状とされており、その長手方向を略鉛直方向に向けた状態で配置されている。これらヘッダタンク１１，１２間には、空気と冷媒との熱交換を行うコア部１３が配置されている。

　凝縮器１は、ヘッダタンク１１，１２間に設けられた複数の並行流路を冷媒が流れるマルチフロータイプとされている。コア部１３は、ヘッダタンク１１，１２間に渡って水平方向に延在する偏平チューブ１４と、偏平チューブ１４の偏平面に固定されたコルゲートフィン１５とを備えている。偏平チューブ１４とコルゲートフィン１５とが交互に上下方向に積層されることによって、コア部１３が形成されている。

　図２には、偏平チューブ１４の横断面が示されている。同図に示されているように、偏平チューブ１４の内部には、独立した複数の冷媒流通穴２０が長手方向に形成されている。複数の冷媒流通穴２０を有する偏平チューブ１４は、アルミ合金製とされた素材を押し出し加工することによって製造することができる。
　偏平チューブ１４の長手方向の一端側が第１ヘッダタンク１１に接続され、他端部が第２ヘッダタンク１２に接続される。これにより、複数の冷媒流通穴２０を通って冷媒がヘッダタンク１１，１２間で流通する。

　図３には、コルゲートフィン１５の正面図が示されている。同図に示すように、コルゲートフィン１５は、波形形状とされている。このコルゲートフィン１５は、アルミ合金製の板材をプレス加工することによって製造することができる。コルゲートフィン１５の山部１５ａおよび谷部１５ｂは、偏平チューブ１４の偏平面に対してろう付けによって接合される。このコルゲートフィン１５の表面上に空気が流れ、空気と冷媒との熱交換が促進される。
　図３に示されているように、コルゲートフィン１５の高さがＨｆ、フィンピッチがＰｆとされている。

　図１に示されているように、第１ヘッダタンク１１内は、セパレータ１６によって２つの室１７、１８に分割されており、上方の第１室１７に圧縮機からのガス冷媒が導入される。そのガス冷媒は、第１室１７と連通する上方に位置する偏平チューブ１４を介して第２ヘッダタンク１２に流入し、第２ヘッダタンク１２内でＵターンした後、下方に位置する残部の偏平チューブ１４を介して下方の第２室１８に流入する。ガス冷媒は、偏平チューブ１４間の空間を通過する空気と熱交換して冷却され、凝縮され、冷媒の凝縮に伴って偏平チューブ１４の冷媒流通穴２０内で冷媒が気液２相流となる。

　次に、上記構成の凝縮器１の熱交換性能を、数値計算によるシミュレーションにて検討した結果について説明する。
　本実施形態では、熱交換性能の指標として、正面面積Ｆａ［ｍ^２］および空気圧損ΔＰａ［Ｐａ］に対する熱交換量Ｑ［Ｗ］に相当するＱ／Ｆａ／ΔＰａを採用した。この熱交換性能指標を採用することにより、凝縮器１（具体的にはコルゲートフィン１５）を通過する空気の圧損が考慮されることになる。すなわち、熱交換量Ｑが大きく空気圧損ΔＰａが小さいほど大きな値をとることになる。

　熱交換量Ｑ及び空気圧損ΔＰａは、以下の関係式によって求めた。
　　ΔＰａ＝Ａ×Ｐｆ＾Ｂ
　　Ｑ＝Ｃ×ｅｘｐ（－Ｄ×Ｐｆ）
　ここで、Ｐｆはフィンピッチ（図３参照）であり、Ａ，Ｂ，Ｃ及びＤは定数である。

　また、シミュレーションでは、偏平チューブ１４の冷媒通路穴２０を流れる冷媒の圧損についても考慮されている。冷媒圧損は、具体的には、冷媒流通穴２０の管摩擦係数、ガス冷媒および液冷媒の物性値等に基づいて算出される。冷媒圧損が大きい場合には、熱交換時（冷媒凝縮時）における冷媒のｐ（圧力）－ｈ（エンタルピ）線図の状態量変化が、理想的な水平（即ち圧力一定かつ温度一定）から左下がりへと移行し、凝縮時における冷媒の平均温度ＣＴｍが低下する。平均温度ＣＴｍが低下すると、平均温度ＣＴｍと空気温度Ｔａｉとの差（ＣＴｍ－Ｔａｉ）に比例する熱交換量Ｑが減少することになる。したがって、冷媒圧損が低いものほど熱交換量Ｑが大きくなり、上述の熱交換性能指標は大きな値をとることになる。

　シミュレーションでは、以下の条件を用いた。
　入口空気温度Ｔａｉ＝３５℃
　入口冷媒圧力Ｐｒｉ＝１．７４４ＭＰａ
　空気の正面風速Ｆｖｉ＝４．５ｍ／ｓ
　冷媒入口過熱度ＳＨ＝２０Ｋ
　冷媒出口過冷却度ＳＣ＝１０Ｋ
　フィンピッチＰｆ＝１．６ｍｍ以上２．０ｍｍ以下

　凝縮器１の形状を規定するパラメータとして、以下の多項式を用いた。
　　（Ｗ－ｔ１－ｔ２）×Ｈｐ×Ｈｆ／Ｎ
　上記多項式の各変数は、図２に示されているように、以下の通りである。
　Ｗ　；偏平チューブ１４の幅
　ｔ１；偏平チューブ１４の幅方向における一端（図２において左端）と最も近い冷媒流通穴２０との距離に相当する一端側肉厚
　ｔ２；偏平チューブ１４の幅方向における他端（図３において右端）と最も近い冷媒流通穴２０との距離に相当する他端側肉厚
　Ｈｐ；偏平チューブ１４の積層方向（上下方向）高さ
　Ｈｆ；コルゲートフィン１５の積層方向（上下方向）高さ
　Ｎ　；冷媒流通穴２０の個数

　上記の多項式において、偏平チューブ幅Ｗから一端側肉厚ｔ１及び他端側肉厚ｔ２を減算しているのは、これら肉厚ｔ２，ｔ２の範囲では実質的に熱交換が行われないからである。
　偏平チューブ１４の積層方向高さＨｐ及びコルゲートフィン１５の積層方向高さＨｆを偏平チューブ幅Ｗと共に積の形としたのは、これらのパラメータは熱交換量に比例するからである。
　冷媒流通穴個数Ｎで除することにしたのは、冷媒流通穴２０の１つあたりの性能を評価するためである。

　図４には、シミュレーション結果が示されている。同図において、縦軸は上述の熱交換性能指標Ｑ／Ｆａ／ΔＰａであり、横軸は多項式（Ｗ－ｔ１－ｔ２）×Ｈｐ×Ｈｆ／Ｎである。
　同図では、偏平チューブ幅が１２ｍｍ、１４ｍｍ、１５ｍｍ、および１６ｍｍのそれぞれの場合について示されている。同図から分かるように、多項式が３．９５以上１０以下の場合に、全ての曲線の極大点が含まれることになる。したがって、多項式を３．９５以上１０以下に選定すれば、高性能の凝縮器１を得ることができる。

　図４の対比として、特許文献１にて規定された凝縮器に対して、本実施形態の多項式を計算した。特許文献１の凝縮器の諸元としては、［００２１］に記載された数値（チューブ高さｔｈ＝１．７ｍｍ，フィン高さＦｈ＝７．８ｍｍ，チューブ外周肉厚Ｔｄ＝０．３５ｍｍ）と、特許文献１の図２から読み取れる冷媒流通穴の個数（１４個）を参考にした。
　冷媒流通穴の直径は、１ｍｍ（＝１．７－２×０．３５）となる。
　なお、偏平チューブ幅Ｗについては特許文献１では規定されていないので、本実施形態と対比可能なように１６ｍｍを仮の数値として用いた。一端側肉厚ｔ１及び他端側肉厚ｔ２は、偏平チューブ幅の１６ｍｍと冷媒流通穴の１４個と冷媒流通穴の直径１ｍｍから算出すると、それぞれ、０．１３３ｍｍとなる。以上の数値から得られる多項式の値は、以下の通りである。
　　（Ｗ－ｔ１－ｔ２）×Ｈｐ×Ｈｆ／Ｎ
　＝（１６－０．１３３－０．１３３）×１．７×７．８／１４
　＝１４．９
　このように、特許文献１に開示された凝縮器は、本実施形態で規定する多項式の範囲である３．９５以上１０以下の範囲外にあることが分かる。

　図５には、シミュレーション結果が示されている。同図において、縦軸は上述の熱交換性能指標Ｑ／Ｆａ／ΔＰａであり、横軸は偏平チューブ１４に形成された複数の冷媒流通穴２０の等価直径ｄｅである。ここで、等価直径ｄｅは、１つの偏平チューブ１４に形成された複数の冷媒流通穴２０を等価な１つの円管に換算したときの直径を意味する。
　同図では、偏平チューブ幅が１２ｍｍ、１４ｍｍ、１５ｍｍ、および１６ｍｍのそれぞれの場合について示されている。同図から分かるように、等価直径ｄｅが０．５以上０．８以下、好ましくは０．５５以上０．７６の場合に、全ての曲線の極大点が含まれることになる。したがって、等価直径ｄｅを上記のように選定すれば、高性能の凝縮器１を得ることができる。

　本実施形態によれば、以下の作用効果を奏する。
　凝縮器１の熱交換性能を評価する際に、偏平チューブ幅Ｗを用いた多項式を用いることとした。これにより、コルゲートフィン１５を通過する空気による状態変化（例えば空気の通風抵抗や、空気流れ方向の熱交換）をも考慮することができ、より厳密に熱交換性能を反映させることができる。
　偏平チューブ幅Ｗや偏平チューブ高さＨｐといった偏平チューブの形状だけでなく、フィン高さＨｆをも考慮して熱交換器の形状を定めることとした。これにより、空気圧損をさらに厳密に考慮することができる。
　冷媒流通穴の個数Ｎで除した多項式とすることで、冷媒流通穴１つあたりの性能を評価できる。

　正面面積Ｆａおよび空気圧損ΔＰａに対する熱交換量Ｑを熱交換性能指標とし、上記の多項式で評価した。このように、熱交換量Ｑを空気圧損ΔＰａで除したもので評価することにより、空気圧損を十分に考慮することとした。これにより、現実の使用状態に近い性能を評価することができる。
　また、シミュレーションの際には冷媒圧損をも考慮することによって熱交換量Ｑを算出することとしたので、さらに現実の使用状態に近い性能を評価することができる。

　以上の多項式をパラメータとして評価し、その多項式の値が３．９５以上１０．０以下の範囲で、上述の熱交換性能指標が大きい（空気圧損が小さく、かつ熱交換量が大きい）ことを見出した。これにより、高性能の凝縮器の形状を多項式によって規定することで、高性能な凝縮器を再現性良く得ることができる。

１　凝縮器（熱交換器）
１３　コア部
１４　偏平チューブ
１５　コルゲートフィン
Ｗ　偏平チューブ幅
ｔ１　一端側肉厚
ｔ２　他端側肉厚
Ｈｐ　偏平チューブの積層方向高さ
Ｈｆ　コルゲートフィンの積層方向高さ
Ｐｆ　コルゲートフィンのフィンピッチ
Ｎ　冷媒流通穴の個数
 

Claims (4)

1. 　内部に複数の冷媒流通穴が形成された偏平チューブと、該偏平チューブの偏平面に固定され、その表面上を空気が通過するフィンと、を備え、
   　前記偏平チューブと前記フィンとを交互に積層して形成された熱交換器において、
   　複数の前記冷媒流通穴の等価直径をｄｅ，該偏平チューブの幅をＷ，該偏平チューブの幅方向における一端と最も近い前記冷媒流通穴との距離に相当する一端側肉厚をｔ１，該偏平チューブの幅方向における他端と最も近い前記冷媒流通穴との距離に相当する他端側肉厚をｔ２，該偏平チューブの積層方向高さをＨｐ，前記フィンの積層方向高さをＨｆ，前記冷媒流通穴の個数をＮとし、かつ、
   　前記等価直径ｄｅが０．５以上０．８以下、前記偏平チューブ幅Ｗが１２ｍｍ以上１６ｍｍ以下とされた場合に、
   　（Ｗ－ｔ１－ｔ２）×Ｈｐ×Ｈｆ／Ｎが、３．９５以上１０．０以下とされていることを特徴とする熱交換器。
2. 　前記等価直径ｄｅは、０．５５以上０．７６以下とされていることを特徴とする請求項１に記載の熱交換器。
3. 　前記フィンはコルゲート形状とされており、そのピッチは、１．６ｍｍ以上２．０ｍｍ以下とされていることを特徴とする請求項１又は２に記載の熱交換器。
4. 　請求項１から３のいずれかに記載の熱交換器を備えたことを特徴とする車両用空調装置。

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