WO2013105487A1 - 熱交換器 - Google Patents

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WO2013105487A1
WO2013105487A1 PCT/JP2013/000022 JP2013000022W WO2013105487A1 WO 2013105487 A1 WO2013105487 A1 WO 2013105487A1 JP 2013000022 W JP2013000022 W JP 2013000022W WO 2013105487 A1 WO2013105487 A1 WO 2013105487A1
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WO
WIPO (PCT)
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flow path
pipes
heat exchanger
meandering
fluid
Prior art date
Application number
PCT/JP2013/000022
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English (en)
French (fr)
Inventor
鈴木　基啓
長生 木戸
森田　健一
Original Assignee
パナソニック株式会社
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Publication date
Application filed by パナソニック株式会社 filed Critical パナソニック株式会社
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D7/00—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall
    • F28D7/0041—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits for only one medium being tubes having parts touching each other or tubes assembled in panel form
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D7/00—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall
    • F28D7/08—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits being otherwise bent, e.g. in a serpentine or zig-zag
    • F28D7/082—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits being otherwise bent, e.g. in a serpentine or zig-zag with serpentine or zig-zag configuration
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28D—HEAT-EXCHANGE APPARATUS, NOT PROVIDED FOR IN ANOTHER SUBCLASS, IN WHICH THE HEAT-EXCHANGE MEDIA DO NOT COME INTO DIRECT CONTACT
    • F28D7/00—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall
    • F28D7/10—Heat-exchange apparatus having stationary tubular conduit assemblies for both heat-exchange media, the media being in contact with different sides of a conduit wall the conduits being arranged one within the other, e.g. concentrically
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F28—HEAT EXCHANGE IN GENERAL
    • F28F—DETAILS OF HEAT-EXCHANGE AND HEAT-TRANSFER APPARATUS, OF GENERAL APPLICATION
    • F28F3/00—Plate-like or laminated elements; Assemblies of plate-like or laminated elements
    • F28F3/12—Elements constructed in the shape of a hollow panel, e.g. with channels

Definitions

  • the present invention relates to a heat exchanger that performs heat exchange between a first fluid and a second fluid.
  • Patent Document 1 discloses a heat exchanger 100 that performs heat exchange between water and a refrigerant as shown in FIG.
  • the heat exchanger 100 includes a structure 115 that forms a first flow path 110 through which water flows, and a pair of refrigerant tubes 120 that form a second flow path through which a refrigerant flows.
  • the structure 115 has a rectangular plate shape, and the first flow path 110 is a serpentine-type flow path having a plurality of straight portions arranged in the width direction of the structure 115.
  • the pair of refrigerant tubes 120 are stacked in the thickness direction of the structure body 115 and meander in the width direction of the structure body 115 so as to cross each other on the center line of the straight line portion in each straight line portion of the first flow path 110. ing.
  • the width of the first flow path 110 is set to be relatively large in order to accommodate the pair of refrigerant tubes 120 meandering in the width direction of the structure 115. In heat exchangers, further downsizing is required.
  • An object of the present invention is to provide a heat exchanger capable of further miniaturization.
  • the present disclosure is a heat exchanger that performs heat exchange between a first fluid and a second fluid, and includes a structure that forms a first channel through which the first fluid flows, and a second channel through which the second fluid flows.
  • a heat exchanger is provided that includes a serpentine.
  • the cross-sectional area of the first flow path can be made smaller than before. Therefore, the heat exchanger can be made smaller than before.
  • the first aspect of the present disclosure is: A heat exchanger for exchanging heat between the first fluid and the second fluid, A structure forming a first flow path through which the first fluid flows; Forming a second flow path through which the second fluid flows, and a plurality of pipes arranged in a predetermined direction in the first flow path, Each of the plurality of pipes provides a heat exchanger including a meandering portion that meanders in the predetermined direction so that the adjacent pipes approach or move away from each other.
  • the maximum gap in the predetermined direction between the meandering portions of the adjacent pipes is a tubular surface defining the first flow path of the structure and the plurality of pipes A heat exchanger is provided that is greater than the minimum clearance in the predetermined direction during.
  • more 1st fluid can be poured between the meander parts of adjacent piping which forms the 2nd flow path through which a 2nd fluid flows.
  • the tubular surface defining the first flow path of the structure has a meandering portion of the plurality of pipes in an orthogonal direction orthogonal to the predetermined direction. And at least one of the opposing regions is provided with a plurality of convex portions that form a wave shape that undulates in the orthogonal direction along the axial direction of the tubular surface.
  • the plurality of convex portions are provided in both the opposed regions so that the first fluid flows while undulating the first flow path in the orthogonal direction.
  • the temperature boundary layer formed near the surface of the pipe is difficult to grow. Thereby, it can prevent that a temperature boundary layer becomes thick and can make a dead water area small.
  • the plurality of convex portions are provided in one of the opposed regions, and the other of the opposed regions is a plane parallel to the predetermined direction,
  • a heat exchanger is provided in proximity to a plurality of pipes.
  • the first fluid is reduced in the orthogonal direction through the meandering portion tube and between the meandering portion and the tubular surface so as to protrude from the vicinity of the pipe many times by being guided by the convex portion. And it flows while repeating the enlargement. Thereby, it can prevent that the temperature boundary layer formed in the surface vicinity of piping becomes thick, and can make a dead water area small.
  • the tubular surface defining the first flow path of the structure is a meandering portion of the plurality of pipes in an orthogonal direction orthogonal to the predetermined direction.
  • the opposing region is a plane parallel to the predetermined direction and is close to the plurality of pipes, and each of the opposing regions has meandering of the plurality of pipes.
  • a heat exchanger provided with a protruding portion extending in the axial direction of the tubular surface so as to separate a space for individually storing the portion.
  • the first fluid flows while undulating in the predetermined direction along the surface of the pipe by the protrusions, so that it is possible to prevent the temperature boundary layer formed near the surface of the pipe from becoming thick.
  • the first flow path has a plurality of linear portions arranged in parallel to each other in an orthogonal direction orthogonal to the predetermined direction. It is a serpentine type flow path, and the meandering portion provides a heat exchanger disposed inside each of the plurality of linear portions. According to the seventh aspect, it is advantageous to save a useless space in the structure.
  • the eighth aspect of the present disclosure provides the heat exchanger according to any one of the first aspect to the seventh aspect, in which the structure is made of a resin. According to the eighth aspect, the structure is lightweight.
  • the first fluid is water
  • the second fluid is a refrigerant circulating in the heat pump circuit. I will provide a.
  • a heat exchanger that is used in a heat pump device such as a heat pump type hot water heater and performs heat exchange between water as a first fluid and a refrigerant as a second fluid
  • the refrigerant circulates through the heat pump circuit, and for example, carbon dioxide is used as the refrigerant.
  • the first fluid and the second fluid are not limited to these.
  • water, oil, brine or the like can be used as the first fluid.
  • both the first fluid and the second fluid may be liquid or gas.
  • FIG. 1 shows the appearance of the heat exchanger 1A of the present embodiment
  • FIG. 2 shows the internal structure of the heat exchanger 1A.
  • 1 A of this heat exchanger is provided with the structure 3 which forms the 1st flow path 2 through which water flows, and the multiple (2 in this embodiment) piping 5 which forms the 2nd flow path 4 through which a refrigerant
  • Most of the piping 5 is accommodated in the structure 3.
  • the water flowing through the first flow path 2 and the refrigerant flowing through the second flow path 5 flow opposite to each other. If it is such a structure, the heat exchange efficiency of water and a refrigerant
  • coolant can be improved.
  • the structure 3 has a rectangular flat plate shape in plan view, and the inside is hollow. That is, the first flow path 2 is configured by the internal space of the structure 3. In addition, both the main surfaces in the thickness direction of the structure 3 may be uneven so that a portion corresponding to the water flow path 2 is raised.
  • the length direction of the structure 3 is referred to as Y direction
  • the width direction is referred to as X direction
  • the thickness direction is referred to as Z direction.
  • the Z direction is a vertical direction
  • the X direction and the Y direction are horizontal directions.
  • the X, Y, and Z directions are not limited to this, and can be appropriately selected according to the installation location of the heat exchanger 1A.
  • the structure 3 includes a box 3A composed of a peripheral wall, a bottom wall, and a ceiling wall, and a plurality of partition plates 3B disposed in the box 3A.
  • a first fluid inlet 31 for flowing water into the first flow path 2 and a first fluid outlet 32 for flowing water out of the first flow path 2. are spaced apart from each other in the X direction. Both ends of the pipe 5 forming the second flow path 4 pass through the box 3A in the vicinity of the first fluid inlet 31 and in the vicinity of the first fluid outlet 32, respectively.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of the structure 3 only.
  • the partition plates 3B arranged in the box 3A are arranged at equal intervals in the X direction, and are alternately connected to one and the other of the short sides facing the Y direction in the peripheral wall of the box 3A. . That is, the partition plate 3B partially partitions the space surrounded by the peripheral wall, and forms the main flow path 2 that is the internal space of the structure 3 into a serpentine-type flow path (meandering flow path).
  • the main flow path 2 has a plurality of linear portions 21 arranged in parallel with each other in the X direction and a bent portion 22 that connects the ends of the linear portions 21 to each other.
  • the first fluid inlet 31 and the first fluid outlet 32 described above open at the end opposite to the bent portion 22 of the linear portion 21 located on the outermost side, and the flow direction of water is alternately 180 in the linear portion 21. It is the opposite direction.
  • the serpentine type flow path is advantageous for saving a useless space in the structure 3. Note that the structures 3 may be stacked in a plurality of stages in the Z direction.
  • Structure 3 is made of resin.
  • resin examples include polyphenylene sulfide, polyether ether ketone, polytetrafluoroethylene, polysulfone, polyether sulfone, polyarylate, polyamideimide, polyetherimide, liquid crystal polymer, and polypropylene.
  • Resins generally have the advantage of being lighter than metal materials. Also, the resin is generally less expensive than the metal material. However, the structure 3 may be made of metal.
  • the structure 3 can be produced, for example, by welding the divided bodies obtained by dividing the structure 3 in half in the Z direction by a method such as vibration welding.
  • the structure 3 is divided into a short side portion through which the pipe 5 of the box 3A passes, a lid portion made up of the partition plate 3B connected thereto, and other portions into which the lid portion can be inserted. And it is also possible to fasten a cover part and a container part via a sealing member.
  • the pipes 5 are arranged in the Z direction in the first flow path 2. That is, the Z direction corresponds to the predetermined direction of the present invention, and the X direction corresponds to the orthogonal direction of the present invention.
  • a high-temperature and high-pressure refrigerant is led from an unillustrated compressor or the like to the end portion of the pipe 5 near the first fluid outlet 32, and heat is radiated to water from the end of the pipe 5 near the first fluid inlet 31.
  • the refrigerant is guided to an expansion mechanism (not shown).
  • Each pipe 5 includes a meandering part 51 disposed in each straight line part 21 of the first flow path 2 and a connecting part 52 that connects the end parts of the meandering part 51 along the bent part 22 of the first flow path 2. .
  • the length of the meandering portion 51 is substantially equal to the length of the straight portion 21.
  • the both ends of each pipe 5 mentioned above are the part which extended the meandering part 51 located in the outermost straight.
  • the pipe 5 is made of a metal having good thermal conductivity.
  • a double pipe leakage detection pipe
  • the refrigerant containing the lubricating oil is released to the outside of the first flow path 2 through the groove of the outer grooved pipe on the outside. It is possible to prevent the lubricating oil in the refrigerant from being mixed into the water.
  • the meandering portion 51 of each pipe 5 meanders in the Z direction so that the adjacent pipes 5 approach or move away from each other.
  • the centers of the meandering portions 51 of both pipes 5 are located on the same plane parallel to the Y direction and the Z direction.
  • the meandering shape of the meandering part 51 has periodicity and has a sinusoidal shape. By adopting such a meandering shape, the ratio of the total length of the pipe 5 to the total length of the first flow path 2 can be increased, which is advantageous for downsizing the heat exchanger 1A.
  • the meandering shapes of the meandering portions 51 of both pipes 5 are symmetric with respect to the center line of the first flow path 2 with respect to the Z direction, and the wavelengths P1 of the meandering parts 51 of both the pipes 5 are the same. For this reason, the bending shape of the meander part 51 can be made common in both the piping 5, and the piping 5 can be produced easily. Further, since the entire structure is simplified, it becomes easy to optimize design conditions such as the bending shape of the meandering portion 51 and the width of the first flow path 2 by, for example, computer simulation.
  • the relative positions of the meandering portions 51 of both pipes 5 are determined so that the vertices of the meandering portions 51 are in point contact with each other. That is, the phases of the meandering portions 51 of both pipes 5 are shifted by 180 degrees.
  • a comparatively big gap can be secured between meandering parts 51, activation of three-dimensional flow, The effect of preventing an increase in water pressure loss can be expected.
  • the structure 3 has a tubular surface 35 that defines the first flow path 2.
  • the basic shape in the cross section of the tubular surface 35 is a circular shape having a diameter D1.
  • the tubular surface 35 has a basic shape at the bent portion 22 and a shape deformed from the basic shape at the straight portion 21.
  • the basic shape of the tubular surface 35 may be, for example, a rectangular shape with rounded corners.
  • the maximum gap (gap) G in the Z direction between the meandering portions 51 of the adjacent pipes 5 is equal to twice the amplitude ⁇ of the meandering portion 51 in this embodiment.
  • This maximum gap G is preferably larger than the minimum clearance C1 in the Z direction between the tubular surface 35 and the pipe 5 (clearance at the position where the meandering portions 51 are farthest from each other).
  • the distance from the tubular surface 35 to the pipe 5 in the Z direction is C1 + 0.5 ⁇ G.
  • the tubular surface 35 that defines the first flow path 2 has a facing region 36 that faces the meandering portion 51 of the pipe 5 in the X direction.
  • a pair of opposing regions 36 exist in all the straight portions 21.
  • a plurality of convex portions 37 that form a wave shape that undulates in the X direction along the axial direction of the tubular surface 35 are provided in the facing region 36 of each linear portion 21.
  • the wave shapes of both opposing regions 36 in each linear portion 21 are symmetric with respect to the center line with respect to the X direction of the first flow path 2, and the wavelengths P2 of both wave shapes match.
  • the convex portions 37 on the one opposing region 36 and the convex portions 37 on the other opposing region 36 in each linear portion 21 are alternately arranged in the Y direction so that the phases of both wave shapes coincide with each other.
  • the width of the straight line portion 21 is the same everywhere when viewed from the Z direction. For this reason, the water flows while undulating the straight portion 21 of the first flow path 2 in the X direction.
  • the convex portion 37 has a triangular shape when viewed from the Z direction.
  • the clearance C2 in the X direction from the tip of the convex portion 37 to the pipe 5 is about the same as the minimum clearance C1 in the Z direction.
  • the cross-sectional area of the first flow path 2 can be made smaller than before, and the heat exchanger can be made smaller than before.
  • the water is guided by the convex portion 37, and thus undulates in the X direction between the meandering portions 51 and between the meandering portion 51 and the tubular surface 35 so as to cross the pipe 5 many times. It flows while. Thereafter, the water flows out from the first fluid outlet 32.
  • water flows while undulating in the X direction so as to cross the pipe 5 many times by the convex portions 37 provided in both opposing regions 36 in each straight line portion 21.
  • the temperature boundary layer formed in the vicinity of the surface is less likely to grow as compared to the case where the above-described water flows straight along the axial direction of the pipe 5.
  • the surface of the pipe 5 can be effectively used as a heat transfer surface.
  • the dead water area can be reduced. As the dead water area becomes smaller, the heat transfer area increases, so the heat exchange efficiency increases.
  • analysis software “Fluent” was used as analysis conditions. As analysis conditions, the flow rate of water was 0.0058 kg / s, the temperature of water was 40 ° C., and the temperature of the piping through which the refrigerant flows was 45 ° C.
  • reference models 1 and 2 which are twist type heat exchangers 6 as shown in FIG.
  • the twist type heat exchanger 6 a pair of refrigerant pipes 62 and 63 are arranged in close contact with each other inside a water pipe 61 having a circular cross section.
  • the inner diameter of the water pipe 61 is 8.6 mm
  • the outer diameter of the refrigerant pipes 62 and 63 is 3.9 mm
  • the clearance between the water pipe 61 and the refrigerant pipes 62 and 63 is 0.4 mm
  • the refrigerant pipes 62 and 63 The twist pitch was 40 mm.
  • the reference model 2 is obtained by changing the twist pitch of the refrigerant tubes 62 and 63 from the reference model 1 to 30 mm.
  • an implementation model 1 corresponding to the heat exchanger 1A of the present embodiment was created.
  • the diameter D1 of the tubular surface 35 is 10.6 mm
  • the outer diameter D2 of the pipe 5 is 3.9 mm
  • the minimum clearance C1 in the Z direction and the minimum clearance C2 in the X direction are 0.4 mm
  • between the meandering portions 51 The maximum gap G in the Z direction was 2 mm
  • the wavelength P1 of the meandering part 51 was 10 mm
  • the wave-shaped wavelength P2 formed by the convex part 37 was 20 mm.
  • Table 1 shows the analysis results.
  • the cross-sectional area through which water flows in the implementation model 1, the area obtained by subtracting the area occupied by both pipes 5 from the cross-sectional area of the straight portion 21 of the first flow path 2) is described as the water-side cross-sectional area. .
  • the effect of suppressing the development of the temperature boundary layer of water in the vicinity of the surface of the refrigerant pipe is obtained by promoting the stirring.
  • the heat transfer rate from water to water is improved from 2855 W / m 2 K to 4120 W / m 2 K.
  • the pressure loss also increases from 1.31 kPa / m to 1.56 kPa / m.
  • the heat transfer coefficient from the pipe 5 to the water can be improved to 4663 W / m 2 K, and the pressure loss is also equivalent to the reference model 1.
  • the water side cross-sectional area is 47 mm 2, which is about 1.4 times larger than the 34 mm 2 of the reference models 1 and 2 . For this reason, when water containing metal ions such as calcium ions is heated, even if a scale that is likely to be generated in a region of 60 ° C. or higher is deposited, the first flow path 2 is less likely to be blocked, and the scale resistance is improved. improves.
  • the heat exchanger 1A of the present embodiment it is possible not only to improve the heat transfer coefficient but also to achieve both reduction of pressure loss and securing of scale resistance. Therefore, it is possible to provide a heat exchanger 1A that is excellent in heat exchange efficiency and can be further reduced in size.
  • the diameter D of the tubular surface 35 that defines the first flow path 2 does not need to be constant over the entire length of the first flow path 2.
  • the diameter D of the tubular surface 35 may be larger on the downstream side than on the upstream side of the first flow path 2.
  • metal ions such as calcium ions
  • scale is likely to precipitate in a region of 60 ° C. or higher. If the portion close to the first fluid outlet 4 in the first flow path 2 is designed to be slightly wide, an increase in pressure loss due to scale deposition can be suppressed.
  • the phase of the meandering portion 51 of both pipes 5 is shifted by 180 degrees, but the phase shift of the meandering portion 51 is not necessarily 180 degrees.
  • the meandering parts 51 do not contact each other (for example, only the connecting parts 52 may contact each other).
  • both the pipes 5 may be moved in the Z direction from the state shown in FIG. 6A to bring the meandering portions 51 into contact with each other.
  • the maximum gap G in the Z direction between the meandering portions 51 is smaller than twice the amplitude ⁇ of the meandering portion 51.
  • the pipes 5 are arranged in the Z direction.
  • the pipes 5 are not necessarily arranged in the Z direction.
  • the pipes 5 are arranged in the X direction. It is also possible.
  • a plurality of convex portions 37 are provided in one opposing region 36 in each linear portion 21, but the other opposing region 36 is a plane parallel to the Z direction and close to the pipe 5. Yes.
  • the distance from the facing region 36 to the pipe 5 is different, and the convex portion 37 is provided in the facing region 36 farther from the pipe 5.
  • the clearance C3 in the X direction from the facing region 36, which is a flat surface, to the pipe 5 is approximately the same as the minimum clearance C1 in the Z direction and the clearance C2 in the X direction from the tip of the convex portion 37 to the pipe 5.
  • water is guided by the convex portion 37, so that the water protrudes many times from the vicinity of the pipe 5 and between the meandering portions 51 and between the meandering portion 51 and the tubular surface 35 in the X direction. It flows while repeating reduction and enlargement. Thereafter, the water flows out from the first fluid outlet 32.
  • the same effect as the heat exchanger 1A of the first embodiment can be obtained.
  • both of the facing regions 36 in each straight line portion 21 are planes parallel to the Z direction and are close to the pipe 5. That is, the cross-sectional shape of the tubular surface 35 is extended in the Z direction in each linear portion 21.
  • a protruding portion 38 extending in the axial direction of the tubular surface 35 is provided so as to separate a space for individually accommodating the meandering portions 51 of both pipes 5.
  • the protruding portion 38 is continuously formed over substantially the entire length of the linear portion 21.
  • the cross-sectional shape of the protruding portion 38 may be a rectangular shape, but is preferably a tapered shape such as a trapezoidal shape or a triangular shape.
  • surfaces of the protrusion part 38 are curved surfaces which have a center of curvature on the plane which passes through the center of both piping 5.
  • the region between the opposing regions 36 in the tubular surface 35 is also preferably a curved surface having a center of curvature on a plane passing through the centers of both pipes 5.
  • the height of the protruding portion 38 is preferably larger than the clearance C3 in the X direction from the facing region 36 to the pipe 5.
  • the meandering portions 51 do not contact each other (see FIG. 6B).
  • the phase shift of the meandering portions 51 of both pipes 5 may be 180 degrees.
  • three-dimensional The effect of activating the flow and preventing the increase in water pressure loss can be expected.
  • the cross-sectional area of the first flow path 2 can be made smaller than before, and the heat exchanger can be made smaller than before.
  • the meandering portion is configured so that water crosses the meandering shape of the meandering portion 51 through both sides of each pipe 5 in the X direction by restricting the flow of water in the Z direction by the protrusions 38.
  • the wide space between 51 and the wide space between the meandering part 51 and the tubular surface 35 are passed. Thereafter, the water flows out from the first fluid outlet 32.
  • water flows while undulating in the Z direction along the surface of each pipe 5 by the protrusions 38 provided in both opposing regions 36 in each linear part 21.
  • the temperature boundary layer formed in the vicinity of the surface is less likely to grow as compared to the case where the above-described water flows straight along the axial direction of the pipe 5. By actively creating such a flow, it is possible to prevent the temperature boundary layer from becoming thick, and thus to perform more efficient heat exchange.
  • water flows while undulating along the surfaces of both pipes 5, so that the surface of the pipe 5 can be effectively used as a heat transfer surface.
  • the dead water area can be reduced. As the dead water area becomes smaller, the heat transfer area increases, so the heat exchange efficiency increases.
  • a reference model 3 as a twist type heat exchanger 6 as shown in FIG. 12 was created as a comparison target.
  • the reference model 3 is obtained by changing the twist pitch of the refrigerant tubes 62 and 63 to 20 mm from the reference model 1 described in the first embodiment.
  • an implementation model 2 corresponding to the heat exchanger 1C of the present embodiment was created.
  • the height of the tubular surface 35 in the Z direction (the height on the plane passing through the centers of both pipes 5) is 10.6 mm
  • the outer diameter D2 of the pipe 5 is 3.9 mm
  • the minimum in the Z direction The clearance C1 and the clearance C3 in the X direction from the facing region 36 to the pipe 5 are 0.4 mm
  • the maximum gap G in the Z direction between the meandering portions 51 is 2 mm
  • the wavelength P1 of the meandering portion 51 is 10 mm
  • the phase of the meandering portion 51 is shifted.
  • the curvature radius R1 of the region between the opposing regions 36 in the tubular surface 35 is 2.35 mm
  • the curvature radius R2 of both side surfaces which are curved surfaces of the protrusions 38 is 2.35 mm
  • the curvature centers of the curvature radii R1 and R2 are the same.
  • the distance H between them was 2.73 mm
  • the distance ⁇ between the virtual surfaces obtained by extending both side surfaces of the protrusion 38 was 0.2 mm.
  • Table 2 shows the analysis results.
  • the cross-sectional area through which water flows in the implementation model 2, the area obtained by subtracting the area occupied by both pipes 5 from the cross-sectional area of the straight portion 21 of the first flow path 2) is described as the water-side cross-sectional area.
  • Table 2 also shows the analysis result of the reference model 1.
  • the effect of suppressing the development of the water temperature boundary layer in the vicinity of the surface of the refrigerant pipe is obtained by promoting the stirring.
  • the heat transfer rate from water to water is improved from 2855 W / m 2 K to 5183 W / m 2 K.
  • the pressure loss also increases from 1.31 kPa / m to 2.27 kPa / m.
  • the heat transfer rate from the pipe 5 to the water can be improved to 5486 W / m 2 K, and the pressure loss is also lower than that of the reference model 2.
  • the water-side cross-sectional area is 45 mm 2, which is about 1.3 times larger than the 34 mm 2 of the reference models 1 and 3. For this reason, when water containing metal ions such as calcium ions is heated, even if a scale that is likely to be generated in a region of 60 ° C. or higher is deposited, the first flow path 2 is less likely to be blocked, and the scale resistance is improved. improves.
  • the heat exchanger 1C of this embodiment it is possible not only to improve the heat transfer coefficient but also to achieve both reduction of pressure loss and securing of scale resistance. Therefore, it is possible to provide a heat exchanger 1C that is excellent in heat exchange efficiency and can be further reduced in size.
  • the heat exchanger of the present invention has excellent heat exchange performance, and is particularly useful as a heat exchanger for a heat pump type water heater using a refrigerant.

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Abstract

　熱交換器（１Ａ）は、第一流体が流れる第一流路（２）を形成する構造体（３）と、第二流体が流れる第二流路（４）を形成する、第一流路（２）内で所定方向に配列された複数の配管（５）と、を備えている。各配管（５）は、隣り合う配管（５）が互いに近づいたり遠ざかったりするように前記所定方向に蛇行する蛇行部（５１）を含む。この構成によれば、配管（５）の配列方向と蛇行方向とが一致しているために、第一流路（２）の断面積を従来よりも小さくすることができる。従って、熱交換器を従来よりも小型化することができる。

Description

熱交換器
　本発明は、第一流体と第二流体の間で熱交換を行う熱交換器に関する。
　従来から、ヒートポンプ式給湯機、空調機、床暖房装置などのヒートポンプ装置では、二種類の流体（例えば、水と冷媒、空気と冷媒）の間で熱交換を行う熱交換器が使用されている。例えば、特許文献１には、図１３に示すような水と冷媒の間で熱交換を行う熱交換器１００が開示されている。
　この熱交換器１００は、水が流れる第一流路１１０を形成する構造体１１５と、冷媒が流れる第二流路を形成する一対の冷媒管１２０とを備えている。構造体１１５は長方形板状をなしており、第一流路１１０は構造体１１５の幅方向に並ぶ複数の直線部を有するサーペンタイン型の流路である。一対の冷媒管１２０は、構造体１１５の厚さ方向に積層されており、第一流路１１０の各直線部内では当該直線部の中心線上で互いに交差するように構造体１１５の幅方向に蛇行している。
国際公開第２００７／１０８２４０号
　図１３に示すような熱交換器１００では、構造体１１５の幅方向に蛇行する一対の冷媒管１２０を収容するために、第一流路１１０の幅が比較的に大きく設定されている。熱交換器においては、いっそうの小型化が求められる。
　本発明は、いっそうの小型化が可能な熱交換器を提供することを目的とする。
　本開示は、第一流体と第二流体の間で熱交換を行う熱交換器であって、第一流体が流れる第一流路を形成する構造体と、第二流体が流れる第二流路を形成する、前記第一流路内で所定方向に配列された複数の配管と、を備え、前記複数の配管のそれぞれは、隣り合う前記配管が互いに近づいたり遠ざかったりするように前記所定方向に蛇行する蛇行部を含む、熱交換器を提供する。
　上記の構成によれば、複数の配管の配列方向と蛇行方向とが一致しているために、第一流路の断面積を従来よりも小さくすることができる。従って、熱交換器を従来よりも小型化することができる。
本開示の第一実施形態に係る熱交換器の全体斜視図 図１に示す熱交換器の内部構造を示す断面図 構造体のみの断面図 図２のIV－IV線に沿った断面図 図４Ａの一部拡大図 図２のV－V線に沿った断面図 変形例の蛇行部を説明する図 変形例の蛇行部を説明する図 別の変形例の蛇行部を説明する図 別の変形例の蛇行部を説明する図 本発明の第二実施形態に係る熱交換器の内部構造を示す断面図 図８のIX－IX線に沿った断面図 図９Ａの一部拡大図 本発明の第三実施形態に係る熱交換器の内部構造を示す断面図 図１０のXI－XI線に沿った断面図 図１１Ａの一部拡大図 ツイスト型熱交換器の構成図 従来の熱交換器の構成図
　本開示の第１態様は、
　第一流体と第二流体の間で熱交換を行う熱交換器であって、
　第一流体が流れる第一流路を形成する構造体と、
　第二流体が流れる第二流路を形成する、前記第一流路内で所定方向に配列された複数の配管と、を備え、
　前記複数の配管のそれぞれは、隣り合う前記配管が互いに近づいたり遠ざかったりするように前記所定方向に蛇行する蛇行部を含む、熱交換器を提供する。
　本開示の第２態様は、第１態様に加えて、隣り合う前記配管の蛇行部間の前記所定方向における最大隙間は、前記構造体の前記第一流路を規定する管状面と前記複数の配管の間の前記所定方向における最小クリアランスよりも大きい、熱交換器を提供する。第２態様によれば、第二流体が流れる第二流路を形成する隣り合う配管の蛇行部間に第一流体をより多く流すことができる。これにより、死水域が小さくなるので、第一流体に対する配管の伝熱面積が増大する。その結果、第一流体と第二流体との熱交換の効率が高まる。
　本開示の第３態様は、第１態様又は第２態様に加えて、前記構造体の前記第一流路を規定する管状面は、前記所定方向と直交する直交方向において前記複数の配管の蛇行部を挟んで対向する対向領域を有し、前記対向領域の少なくとも一方には、前記管状面の軸方向に沿って前記直交方向に波打つ波形状を形成する複数の凸部が設けられている、熱交換器を提供する。第３態様によれば、配管の表面近傍に形成される温度境界層が厚くなることを防止でき、死水域を小さくすることができる。
　本開示の第４態様は、第３態様に加えて、前記複数の凸部は、第一流体が前記第一流路を前記直交方向にうねりながら流れるように前記対向領域の双方に設けられている、熱交換器を提供する。第４態様によれば、第一流体が配管を横切るように直交方向にうねりながら流れるため、配管の表面近傍に形成される温度境界層が成長しにくい。これにより、温度境界層が厚くなることを防止でき、死水域を小さくすることができる。
　本開示の第５態様は、第３態様に加えて、前記複数の凸部は前記対向領域の一方に設けられており、前記対向領域の他方は、前記所定方向に平行な平面であって前記複数の配管に近接している、熱交換器を提供する。第５態様によれば、第一流体が、凸部にガイドされることにより、配管近傍から何度も張り出すように、蛇行部管および蛇行部と管状面の間を通って直交方向に縮小および拡大を繰り返しながら流れる。これにより、配管の表面近傍に形成される温度境界層が厚くなることを防止でき、死水域を小さくすることができる。
　本開示の第６態様は、第１態様又は第２態様に加えて、前記構造体の前記第一流路を規定する管状面は、前記所定方向と直交する直交方向において前記複数の配管の蛇行部を挟んで対向する対向領域を有し、前記対向領域は、前記所定方向に平行な平面であって前記複数の配管に近接しており、前記対向領域のそれぞれには、前記複数の配管の蛇行部を個別に収容する空間を隔てるように前記管状面の軸方向に延びる突条部が設けられている、熱交換器を提供する。第６態様によれば、突条部により、第一流体が配管の表面に沿って所定方向にうねりながら流れるので、配管の表面近傍に形成される温度境界層が厚くなることを防止できる。
　本開示の第７態様は、第１態様～第６態様の何れか一つの態様に加えて、前記第一流路は、前記所定方向と直交する直交方向に互いに平行に並ぶ複数の直線部を有するサーペンタイン型の流路であり、前記蛇行部は、前記複数の直線部のそれぞれの内部に配置されている、熱交換器を提供する。第７態様によれば、構造体内の無駄なスペースを省くのに有利である。
　本開示の第８態様は、第１態様～第７態様の何れか一つの態様に加えて、前記構造体は、樹脂で構成されている、熱交換器を提供する。第８態様によれば、構造体が軽量である。
　本開示の第９態様は、第１態様～第８態様の何れか一つの態様に加えて、第一流体が水であり、前記第二流体がヒートポンプ回路を循環する冷媒である、熱交換器を提供する。
　以下、本開示の実施形態について、図面を参照しながら説明する。ただし、本発明は、以下の実施形態によって限定されるものではない。
　以下の実施形態では、ヒートポンプ式給湯機などのヒートポンプ装置に使用され、第一流体である水と第二流体である冷媒との間で熱交換を行う熱交換器を例に挙げて説明する。冷媒はヒートポンプ回路を循環するものであり、冷媒としては例えば二酸化炭素が用いられる。ただし、第一流体および第二流体はこれらに限定されない。例えば、水に代えて、油、ブラインなどを第一流体として使用することも可能である。また、第一流体および第二流体の双方が液体または気体であってもよい。
　（第一実施形態）
　図１に、本実施形態の熱交換器１Ａの外観を示し、図２に、熱交換器１Ａの内部構造を示す。この熱交換器１Ａは、水が流れる第一流路２を形成する構造体３と、冷媒が流れる第２流路４を形成する複数（本実施形態では２つ）の配管５とを備えている。配管５の大部分は、構造体３内に収容されている。
　第一流路２を流れる水と第二流路５を流れる冷媒とは互いに対向して流れる。このような構成であれば、水と冷媒との熱交換効率を高めることができる。
　構造体３は平面視で長方形状の扁平な板状をなしており、その内部は空洞になっている。すなわち、構造体３の内部空間によって第一流路２が構成されている。なお、構造体３の厚さ方向の両主面は、水流路２に対応する部分が盛り上がるように凸凹していてもよい。
　以下、説明の便宜のために、構造体３の長さ方向をＹ方向、幅方向をＸ方向、厚さ方向をＺ方向という。本実施形態では、Ｚ方向が鉛直方向であり、Ｘ方向およびＹ方向が水平方向である。ただし、Ｘ、Ｙ、Ｚ方向はこれに限定されるものではなく、熱交換器１Ａの設置場所等に応じて適宜選定可能である。
　構造体３は、より詳しくは、周壁、底壁および天井壁からなる箱体３Ａと、箱体３Ａ内に配置された複数の仕切板３Ｂを含む。箱体３ＡのＹ方向の一方の端部には、第一流路２内に水を流入させるための第一流体入口３１と、第一流路２内から水を流出させるための第一流体出口３２が、互いにＸ方向に離間して設けられている。第二流路４を形成する配管５の両端部は、それぞれ第１流体入口３１の近傍および第一流体出口３２の近傍で箱体３Ａを貫通している。
　図３は、構造体３のみの断面図である。箱体３Ａ内に配置された仕切板３Ｂは、Ｘ方向に等間隔で並んでおり、箱体３Ａの周壁のうちのＹ方向に対向する短辺部の一方および他方に交互に接続されている。すなわち、仕切板３Ｂは、周壁で囲まれる空間を部分的に仕切っており、構造体３の内部空間である主流路２をサーペンタイン型の流路（蛇行した流路）に成形している。換言すれば、主流路２は、Ｘ方向に互いに平行に並ぶ複数の直線部２１と直線部２１の端部同士を連結する屈曲部２２を有している。上述した第一流体入口３１および第一流体出口３２は最も外側に位置する直線部２１の屈曲部２２と反対側の端部に開口しており、直線部２１では水の流れ方向が交互に１８０度反対向きになっている。サーペンタイン型の流路は、構造体３内の無駄なスペースを省くのに有利である。なお、構造体３はＺ方向に複数段に積み重ねられていてもよい。
　構造体３は、樹脂で構成されている。このような樹脂としては、ポリフェニレンサルファイド、ポリエーテルエーテルケトン、ポリテトラフルオロエチレン、ポリサルフォン、ポリエーテルサルフォン、ポリアリレート、ポリアミドイミド、ポリエーテルイミド、液晶ポリマー、ポリプロピレンなどが挙げられる。樹脂は、一般に、金属材料よりも軽量という利点がある。また、樹脂の方が、一般に、金属材料よりも安価である。ただし、構造体３は、金属で構成されていてもよい。
　構造体３は、例えば、当該構造体３をＺ方向に半分に分割した分割体同士を振動溶着等の方法にて溶着することにより作製することができる。あるいは、構造体３を、箱体３Ａの配管５が貫通する短辺部およびこれに接続された仕切板３Ｂからなる蓋部、およびその他の部分からなる、蓋部が挿入可能な容器部に分割し、蓋部と容器部とをシール部材を介して締結することも可能である。
　図２に戻って、配管５は、第一流路２内でＺ方向に配列されている。すなわち、Ｚ方向が本発明の所定方向に相当し、Ｘ方向が本発明の直交方向に相当する。配管５の第一流体出口３２近傍の端部には、図略の圧縮機等から高温高圧の冷媒が導かれ、配管５の第一流体入口３１近傍の端部からは、水に放熱した後の冷媒が図略の膨張機構に導かれる。
　各配管５は、第一流路２の各直線部２１内に配置された蛇行部５１と、第一流路２の屈曲部２２に沿って蛇行部５１の端部同士を連結する連結部５２を含む。蛇行部５１の長さは、直線部２１の長さとほぼ等しい。上述した各配管５の両端部は、最も外側に位置する蛇行部５１を真っ直ぐに延長した部分である。
　配管５は、良好な熱伝導性を有する金属で構成されている。配管５としては、小径の管を大径の内面溝付き管で覆った構造の二重管（漏洩検知管）を採用することが好ましい。このような二重管によれば、万が一、小径の管が破損した場合であっても、外側の内面溝付き管の溝を伝って、潤滑油を含む冷媒を第一流路２の外部に逃がすことができ、冷媒中の潤滑油が、水に混入することを防ぐことができる。
　次に、図４Ａおよび図４Ｂならびに図５を参照して、第一流路２および配管５の形状を詳細に説明する。
　各配管５の蛇行部５１は、隣り合う配管５が互いに近づいたり遠ざかったりするようにＺ方向に蛇行している。換言すれば、双方の配管５の蛇行部５１の中心は、Ｙ方向およびＺ方向に平行な同一平面上に位置している。
　蛇行部５１の蛇行形状は、周期性を有しており、正弦波状を呈している。このような蛇行形状とすることにより、第一流路２の全長に対する、配管５の全長の割合を大きく取ることが可能なので、熱交換器１Ａの小型化に有利である。双方の配管５の蛇行部５１の蛇行形状は第一流路２のＺ方向に対する中心線に対して対称であり、双方の配管５の蛇行部５１の波長Ｐ１は一致している。このため、双方の配管５で蛇行部５１の曲げ形状を共通化でき、配管５を容易に作製することができる。また、全体の構造が単純化するので、例えば計算機シミュレーションにより、蛇行部５１の曲げ形状や第一流路２の幅等の設計条件を最適化しやすくなる。
　また、双方の配管５の蛇行部５１は、蛇行部５１の頂点同士が点接触するように互いの位置関係が定められている。すなわち、双方の配管５の蛇行部５１の位相は１８０度ずれている。このように、蛇行部５１同士の接点が線状に連なることを避けるようにすれば、蛇行部５１の間に比較的に大きな隙間を確保することができ、三次元的な流れの活発化、水の圧力損失の増大防止といった効果を期待できる。
　構造体３は、第一流路２を規定する管状面３５を有している。本実施形態では、管状面３５の断面における基本形状は直径Ｄ１の円形状である。管状面３５は、屈曲部２２では基本形状を有し、直線部２１では基本形状から変形した形状を有している。ただし、管状面３５の基本形状は、例えば角が丸められた矩形状であってもよい。
　隣り合う配管５の蛇行部５１間のＺ方向における最大隙間（ギャップ）Ｇは、本実施形態では蛇行部５１の振幅γの２倍と等しい。この最大隙間Ｇは、管状面３５と配管５の間のＺ方向における最小クリアランスＣ１（蛇行部５１同士が最も離間する位置でのクリアランス）よりも大きいことが好ましい。なお、蛇行部５１同士が接触している位置では、Ｚ方向における管状面３５から配管５までの距離は、Ｃ１＋０．５×Ｇである。
　第一流路２を規定する管状面３５は、Ｘ方向において配管５の蛇行部５１を挟んで対向する対向領域３６を有する。対向領域３６は、全ての直線部２１に一対ずつ存在する。図３に示すように、各直線部２１の対向領域３６には、管状面３５の軸方向に沿ってＸ方向に波打つ波形状を形成する複数の凸部３７がそれぞれ設けられている。各直線部２１における双方の対向領域３６の波形状は、第一流路２のＸ方向に対する中心線に対して対称であり、双方の波形状の波長Ｐ２は一致している。
　また、各直線部２１における一方の対向領域３６上の凸部３７と他方の対向領域３６上の凸部３７は、双方の波形状の位相が一致するようにＹ方向に交互に並んでいる。換言すれば、Ｚ方向から見たときに、直線部２１の幅はどこでも同じである。このため、水は、第一流路２の直線部２１をＸ方向にうねりながら流れる。
　凸部３７は、Ｚ方向から見ると三角形状をなしている。各直線部２１における双方の対向領域３６上の凸部３７の先端は、蛇行部５１同士が最も離間する位置で配管５に最も接近する。すなわち、Ｐ２＝２×Ｐ１である。凸部３７の先端から配管５までのＸ方向のクリアランスＣ２は、Ｚ方向の最小クリアランスＣ１と同程度である。
　本実施形態の熱交換器１Ａでは、配管５の配列方向と蛇行方向とが一致しているために、それらの方向と直交する方向においては第一流路２の幅を大きく確保する必要がない。従って、第一流路２の断面積を従来よりも小さくすることができ、熱交換器を従来よりも小型化することができる。
　続いて、本実施形態の熱交換器１Ａの作用について説明する。
　第一流体入口３１から第一流路２内に流入した水は、下流側の第一流体出口３２に向かって、第一流路２を流れていく。各直線部２１では、水が、凸部３７にガイドされることにより、配管５を何度も横切るように、蛇行部５１間および蛇行部５１と管状面３５の間を通ってＸ方向にうねりながら流れる。その後、水は第一流体出口３２から流出する。
　ところで、配管５の外側を配管５の軸方向に沿って真っ直ぐ水が流れる場合、配管５から受ける攪拌作用が小さいので、水は、配管５の表面近傍に比較的大きい厚さの温度境界層を形成しつつ流れる。
　これに対し、本実施形態では、各直線部２１における双方の対向領域３６に設けられた凸部３７により、水が配管５を何度も横切るようにＸ方向にうねりながら流れるため、配管５の表面近傍に形成される温度境界層は、上述した水が配管５の軸方向に沿って真っ直ぐ流れる場合に比べて成長し難くなる。そのような流れを積極的に作り出してやることにより、温度境界層が厚くなることを防止でき、ひいてはより効率的な熱交換を行えるようになる。
　また、本実施形態では、水は、双方の配管５の表面にぶつかりながら流れるので、配管５の表面を伝熱面として有効利用できる。併せて、死水域も小さくすることができる。死水域が小さくなればなるほど、伝熱面積は増大するので、熱交換効率は高まる。
　次に、本実施形態の熱交換器１Ａの効果を確認するために行ったシミュレーションを説明する。
　本シミュレーションでは、解析用ソフトウェア「Ｆｌｕｅｎｔ」を用いた。解析条件としては、水の流量を０．００５８ｋｇ／ｓ、水の温度を４０℃、冷媒が流れる配管の温度を４５℃とした。
　まず、比較対象として、図１２に示すようなツイスト型熱交換器６である参照モデル１，２を作成した。ツイスト型熱交換器６では、断面円形の水管６１の内部に、一対の冷媒管６２，６３が互いに密着してツイストされた状態で配置されている。参照モデル１では、水管６１の内径を８．６ｍｍ、冷媒管６２，６３の外径を３．９ｍｍ、水管６１と冷媒管６２，６３の間のクリアランスを０．４ｍｍ、冷媒管６２，６３のツイストピッチを４０ｍｍとした。参照モデル２は、参照モデル１から冷媒管６２，６３のツイストピッチを３０ｍｍに変更したものである。
　次に、本実施形態の熱交換器１Ａに相当する実施モデル１を作成した。実施モデル１では、管状面３５の直径Ｄ１を１０．６ｍｍ、配管５の外径Ｄ２を３．９ｍｍ、Ｚ方向の最小クリアランスＣ１およびＸ方向の最小クリアランスＣ２を０．４ｍｍ、蛇行部５１間のＺ方向の最大隙間Ｇを２ｍｍ、蛇行部５１の波長Ｐ１を１０ｍｍ、凸部３７によって形成される波形状の波長Ｐ２を２０ｍｍとした。
　参照モデル１，２および実施モデル１に対して、熱伝達率および圧力損失を解析した。表１に、その解析結果を示す。なお、表１には、水が流れる断面積（実施モデル１では、第一流路２の直線部２１の断面積から双方の配管５の占有面積を引いた面積）を水側断面積として記載する。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
　参照モデル１に対し、冷媒管のツイストピッチを４０ｍｍから３０ｍｍに短縮した参照モデル２では、撹拌促進により、冷媒管の表面近傍における水の温度境界層の発達の抑制効果が得られるため、冷媒管から水への熱伝達率が２８５５Ｗ／ｍ２Ｋから４１２０Ｗ／ｍ２Ｋに向上する。しかしながら、圧力損失も、１．３１ｋＰａ／ｍから１．５６ｋＰａ／ｍと上昇する。これに対して、実施モデル１では、参照モデル２と同様に、配管５から水への熱伝達率を４６９３Ｗ／ｍ２Ｋに向上させることができるとともに、圧力損失も、参照モデル１と同等である１．３１ｋＰａ／ｍに抑えることができる。さらに、実施モデル１では、水側断面積が４７ｍｍ２と参照モデル１，２の３４ｍｍ２に対して約１．４倍大きい。このため、カルシウムイオン等の金属イオンを含む水を加熱する場合に、６０℃以上の領域にて生成しやすいスケールが析出しても、第一流路２の閉塞が起こり難くなり、耐スケール性が向上する。
　本実施形態の熱交換器１Ａによれば、熱伝達率の向上だけでなく、圧力損失の低減と耐スケール性の確保とを両立することも可能である。従って、熱交換効率に優れ、より一層の小型化が可能な熱交換器１Ａを提供することができる。
　＜変形例＞
　第一流路２を規定する管状面３５の直径Ｄは、第一流路２の全長に亘って一定である必要はない。例えば、管状面３５の直径Ｄは、第一流路２の上流側よりも下流側の方が大きくなっていてもよい。カルシウムイオン等の金属イオンを多く含む水を加熱する場合、６０℃以上の領域にてスケールが析出しやすい。第一流路２における第一流体出口４に近い部分をやや広口に設計しておけば、スケール析出による圧力損失の増大を抑制することができる。
　また、前記実施形態では、双方の配管５の蛇行部５１の位相が１８０度ずれていたが、蛇行部５１の位相のずれは必ずしも１８０度である必要はない。例えば、図６Ａおよび図６Ｂに示すように、図５に示す状態から一方の配管５の蛇行部５１がＹ方向にΔＰ（例えば、ΔＰ＝（１／４）Ｐ１）だけ移動していてもよい。この場合には、蛇行部５１同士が接触しなくなる（例えば、連結部５２同士のみを接触させてもよい）。この構成でも、前記実施形態で説明した有意な効果を得ることができる。あるいは、図７Ａおよび図７Ｂに示すように、図６Ａに示す状態から双方の配管５をＺ方向に移動して、蛇行部５１同士を接触させてもよい。この場合には、蛇行部５１間のＺ方向の最大隙間Ｇは、蛇行部５１の振幅γの２倍よりも小さくなる。
　また、前記実施形態では、配管５がＺ方向に配列されていた。ただし、配管５は必ずしもＺ方向に配列されている必要はない。例えば、構造体３のＹ方向の両側にヘッダを設け、それらのヘッダを結ぶように構造体３内に直線状の複数の第一流路２を設ける場合には、配管５をＸ方向に配列することも可能である。
　（第二実施形態）
　次に、図８ならびに図９Ａおよび図９Ｂを参照して、本発明の第二実施形態に係る熱交換器１Ｂを説明する。なお、本実施形態では、第一実施形態と同一構成部分には同一符号を付し、その説明を省略することがある。この点は、後述する第三実施形態でも同様である。
　本実施形態では、各直線部２１における一方の対向領域３６には複数の凸部３７が設けられているが、他方の対向領域３６はＺ方向に平行な平面であって配管５に近接している。換言すれば、各直線部２１においては、対向領域３６から配管５までの距離が異なっており、配管５から遠い方の対向領域３６に凸部３７が設けられている。
　平面である対向領域３６から配管５までのＸ方向のクリアランスＣ３は、Ｚ方向の最小クリアランスＣ１および凸部３７の先端から配管５までのＸ方向のクリアランスＣ２と同程度である。
　続いて、本実施形態の熱交換器１Ｂの作用について説明する。
　第一流体入口３１から第一流路２内に流入した水は、下流側の第一流体出口３２に向かって、第一流路２を流れていく。各直線部２１では、水が、凸部３７にガイドされることにより、配管５近傍から何度も張り出すように、蛇行部５１間および蛇行部５１と管状面３５の間を通ってＸ方向に縮小および拡大を繰り返しながら流れる。その後、水は第一流体出口３２から流出する。
　本実施形態の熱交換器１Ｂでも、温度境界層が厚くなることを防止できるとともに死水域を小さくすることができるため、第１実施形態の熱交換器１Ａと同様の効果を得ることができる。
　なお、第一実施形態で説明した変形例が本実施形態にも適用可能であることは言うまでもない。
　（第三実施形態）
　次に、図１０ならびに図１１Ａおよび図１１Ｂを参照して、本発明の第三実施形態に係る熱交換器１Ｃを説明する。
　本実施形態では、各直線部２１における対向領域３６の双方がＺ方向に平行な平面であって配管５に近接している。すなわち、管状面３５の断面形状は、各直線部２１においてＺ方向に引き延ばされている。
　各直線部２１における対向領域３６には、双方の配管５の蛇行部５１を個別に収容する空間を隔てるように管状面３５の軸方向に延びる突条部３８がそれぞれ設けられている。突条部３８は、直線部２１のほぼ全長に亘って連続的に形成されている。
　突条部３８の断面形状は、矩形状であってもよいが、台形状や三角形状などの先細りとなる形状であることが好ましい。また、突条部３８の両側面は、双方の配管５の中心を通る平面上に曲率中心を有する曲面であることが好ましい。一方、管状面３５における対向領域３６の間の領域も、双方の配管５の中心を通る平面上に曲率中心を有する曲面であることが好ましい。
　突条部３８の高さは、対向領域３６から配管５までのＸ方向のクリアランスＣ３よりも大きいことが好ましい。
　本実施形態では、蛇行部５１同士が接触しないことが好ましい（図６Ｂ参照）。双方の配管５の蛇行部５１の位相のずれは１８０度であってもよいが、この場合には別途双方の配管５を互いに接触しないように支持すると良い。このような蛇行部５１同士の位置関係であれば、蛇行部５１の間に形成される比較的に大きな隙間に水をスムーズに流入させることができ、第一実施形態と同様に、三次元的な流れの活発化、水の圧力損失の増大防止といった効果を期待できる。
　本実施形態の熱交換器１Ｃでは、配管５の配列方向と蛇行方向とが一致しているために、それらの方向と直交する方向においては第一流路２の幅を大きく確保する必要がない。従って、第一流路２の断面積を従来よりも小さくすることができ、熱交換器を従来よりも小型化することができる。
　続いて、本実施形態の熱交換器１Ｃの作用について説明する。
　第一流体入口３１から第一流路２内に流入した水は、下流側の第一流体出口３２に向かって、第一流路２を流れていく。各直線部２１では、水が、突条部３８によってＺ方向の流通が規制されることにより、各配管５のＸ方向の両側を通って蛇行部５１の蛇行形状とクロスするように、蛇行部５１間の広い空間と、蛇行部５１と管状面３５の間の広い空間とを往来する。その後、水は第一流体出口３２から流出する。
　ところで、配管５の外側を配管５の軸方向に沿って真っ直ぐ水が流れる場合、配管５から受ける攪拌作用が小さいので、水は、配管５の表面近傍に比較的大きい厚さの温度境界層を形成しつつ流れる。
　これに対し、本実施形態では、各直線部２１における双方の対向領域３６に設けられた突条部３８により、水が各配管５の表面に沿ってＺ方向にうねりながら流れるため、配管５の表面近傍に形成される温度境界層は、上述した水が配管５の軸方向に沿って真っ直ぐ流れる場合に比べて成長し難くなる。そのような流れを積極的に作り出してやることにより、温度境界層が厚くなることを防止でき、ひいてはより効率的な熱交換を行えるようになる。
　また、本実施形態では、水は、双方の配管５の表面に沿ってうねりながら流れるので、配管５の表面を伝熱面として有効利用できる。併せて、死水域も小さくすることができる。死水域が小さくなればなるほど、伝熱面積は増大するので、熱交換効率は高まる。
　次に、本実施形態の熱交換器１Ｃの効果を確認するために行ったシミュレーションを説明する。なお、解析用ソフトや解析条件は、第一実施形態の効果を確認するために行ったシミュレーションと同じである。
　まず、比較対象として、図１２に示すようなツイスト型熱交換器６である参照モデル３を作成した。参照モデル３は、第一実施形態で説明した参照モデル１から冷媒管６２，６３のツイストピッチを２０ｍｍに変更したものである。
　次に、本実施形態の熱交換器１Ｃに相当する実施モデル２を作成した。実施モデル２では、管状面３５のＺ方向の高さ（双方の配管５の中心を通る平面上での高さ）を１０．６ｍｍ、配管５の外径Ｄ２を３．９ｍｍ、Ｚ方向の最小クリアランスＣ１および対向領域３６から配管５までのＸ方向のクリアランスＣ３を０．４ｍｍ、蛇行部５１間のＺ方向の最大隙間Ｇを２ｍｍ、蛇行部５１の波長Ｐ１を１０ｍｍ、蛇行部５１の位相ずれを９０度とした。さらに、管状面３５における対向領域３６の間の領域の曲率半径Ｒ１を２．３５ｍｍ、突条部３８の曲面である両側面の曲率半径Ｒ２を２．３５ｍｍ、曲率半径Ｒ１，Ｒ２の曲率中心同士の間の距離Ｈを２．７３ｍｍ、突条部３８の両側面を延長した仮想面同士の間の距離δを０．２ｍｍとした。
　参照モデル３および実施モデル２に対して、熱伝達率および圧力損失を解析した。表２に、その解析結果を示す。なお、表２には、水が流れる断面積（実施モデル２では、第一流路２の直線部２１の断面積から双方の配管５の占有面積を引いた面積）を水側断面積として記載する。また、表２には、参照モデル１の解析結果も示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000002
　参照モデル１に対し、冷媒管のツイストピッチを４０ｍｍから２０ｍｍに短縮した参照モデル３では、撹拌促進により、冷媒管の表面近傍における水の温度境界層の発達の抑制効果が得られるため、冷媒管から水への熱伝達率が２８５５Ｗ／ｍ２Ｋから５１８３Ｗ／ｍ２Ｋに向上する。しかしながら、圧力損失も、１．３１ｋＰａ／ｍから２．２７ｋＰａ／ｍと上昇する。これに対して、実施モデル２では、参照モデル３と同様に、配管５から水への熱伝達率を５４８６Ｗ／ｍ２Ｋに向上させることができるとともに、圧力損失も、参照モデル２よりも低い２．１９ｋＰａ／ｍに抑えることができる。さらに、実施モデル２では、水側断面積が４５ｍｍ２と参照モデル１，３の３４ｍｍ２に対して約１．３倍大きい。このため、カルシウムイオン等の金属イオンを含む水を加熱する場合に、６０℃以上の領域にて生成しやすいスケールが析出しても、第一流路２の閉塞が起こり難くなり、耐スケール性が向上する。
　本実施形態の熱交換器１Ｃによれば、熱伝達率の向上だけでなく、圧力損失の低減と耐スケール性の確保とを両立することも可能である。従って、熱交換効率に優れ、より一層の小型化が可能な熱交換器１Ｃを提供することができる。
　なお、第二実施形態の熱交換器１Ｂにおいて、凸部３７が設けられていない対向領域３６に本実施形態で説明した突条部３８を設けることも可能である。
　本発明の熱交換器は、優れた熱交換性能を有し、冷媒を用いたヒートポンプ式給湯機用の熱交換器として特に有用である。

Claims (9)

  1. 　第一流体と第二流体の間で熱交換を行う熱交換器であって、
    　第一流体が流れる第一流路を形成する構造体と、
    　第二流体が流れる第二流路を形成する、前記第一流路内で所定方向に配列された複数の配管と、を備え、
    　前記複数の配管のそれぞれは、隣り合う前記配管が互いに近づいたり遠ざかったりするように前記所定方向に蛇行する蛇行部を含む、熱交換器。
  2. 　隣り合う前記配管の蛇行部間の前記所定方向における最大隙間は、前記構造体の前記第一流路を規定する管状面と前記複数の配管の間の前記所定方向における最小クリアランスよりも大きい、請求項１に記載の熱交換器。
  3. 　前記構造体の前記第一流路を規定する管状面は、前記所定方向と直交する直交方向において前記複数の配管の蛇行部を挟んで対向する対向領域を有し、
    　前記対向領域の少なくとも一方には、前記管状面の軸方向に沿って前記直交方向に波打つ波形状を形成する複数の凸部が設けられている、請求項１に記載の熱交換器。
  4. 　前記複数の凸部は、第一流体が前記第一流路を前記直交方向にうねりながら流れるように前記対向領域の双方に設けられている、請求項３に記載の熱交換器。
  5. 　前記複数の凸部は前記対向領域の一方に設けられており、
    　前記対向領域の他方は、前記所定方向に平行な平面であって前記複数の配管に近接している、請求項３に記載の熱交換器。
  6. 　前記構造体の前記第一流路を規定する管状面は、前記所定方向と直交する直交方向において前記複数の配管の蛇行部を挟んで対向する対向領域を有し、
    　前記対向領域は、前記所定方向に平行な平面であって前記複数の配管に近接しており、
    　前記対向領域のそれぞれには、前記複数の配管の蛇行部を個別に収容する空間を隔てるように前記管状面の軸方向に延びる突条部が設けられている、請求項１に記載の熱交換器。
  7. 　前記第一流路は、前記所定方向と直交する直交方向に互いに平行に並ぶ複数の直線部を有するサーペンタイン型の流路であり、前記蛇行部は、前記複数の直線部のそれぞれの内部に配置されている、請求項１に記載の熱交換器。
  8. 　前記構造体は、樹脂で構成されている、請求項１に記載の熱交換器。
  9. 　前記第一流体が水であり、前記第二流体がヒートポンプ回路を循環する冷媒である、請求項１に記載の熱交換器。
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