WO2016110997A1 - 熱交換器およびその熱交換器を有する冷凍サイクル装置 - Google Patents

Abstract

　ＨＦＯ１１２３、Ｒ３２、ＨＦＯ１２３４ｙｆの混合冷媒が熱媒体として流通する扁平管を有する熱交換器であって、扁平管は熱媒体が流通する複数の流路を有し、流路の断面は、対向する短辺部と、対向する長辺部と、短辺部と長辺部とが交差する四隅に形成された円弧部と、により四隅が円弧状となる矩形形状として構成され、長辺部間の距離ｄと、円弧部の半径長さｒとの比ｒ／ｄを０．００５≦ｒ／ｄ≦０．８とした。

Description

熱交換器およびその熱交換器を有する冷凍サイクル装置

　本発明は、扁平管を備えた熱交換器およびその熱交換器を有する冷凍サイクル装置に関する。

　非共沸混合冷媒を使用した冷凍サイクル装置の熱交換器において、伝熱管内の管壁面に高沸点冷媒がリッチとなる液膜と、蒸気相と液膜との間に低沸点冷媒がリッチとなる濃度境界層とが出現し、この濃度境界層がそれぞれの成分蒸気の物質拡散抵抗Ｒ（熱抵抗）となって伝熱管内の熱伝達を阻害することが知られている。

　このような濃度境界層を攪拌させ、物質拡散抵抗Ｒを低減することを目的として、伝熱管の内表面に複数の突起を形成し、蒸気側の物質伝達率βｖを向上させ物質拡散抵抗Ｒ（熱抵抗）を減少させて伝熱管内の熱伝達率（管内熱伝達率Ｋ）を改善する伝熱管の構成が知られている（例えば特許文献１、２を参照）。

特開平０８－０７５３８４号公報 特開２００２－０８１８８１号公報

　従来、特許文献１、２に記載されたような伝熱管内に突起を設ける熱交換器の構成では、非共沸混合冷媒の物質拡散抵抗Ｒ（熱抵抗）を減少させて伝熱管内の熱伝達率（管内熱伝達率Ｋ）の向上を図ることはできるが、冷媒流通時の管内圧力損失が増加するという問題があった。また、突起を形成する際に様々な成形方法を採用することが可能であるが、扁平管のように押し出し成形を前提とする場合は突起の形成が困難となる問題があった。

　本発明は、このような問題点を解決するためになされたもので、扁平管を有する熱交換器において非共沸混合冷媒であるＨＦＯ１１２３と、Ｒ３２と、ＨＦＯ１２３４ｙｆとの混合冷媒を採用した際に、扁平管の流路内の濃度境界層における物質拡散抵抗Ｒ（熱抵抗）を減少させて伝熱管内の熱伝達率（管内熱伝達率Ｋ）の向上を図ることを目的とする。

　本発明に係る熱交換器は、ＨＦＯ１１２３、Ｒ３２、ＨＦＯ１２３４ｙｆの混合冷媒が熱媒体として流通する扁平管を有する熱交換器であって、扁平管は熱媒体が流通する複数の流路を有し、流路の断面は、対向する短辺部と、対向する長辺部と、短辺部と長辺部とが交差する四隅に形成された円弧部と、により四隅が円弧状となる矩形形状として構成され、長辺部間の距離ｄと、円弧部の半径長さｒとの比ｒ／ｄを０．００５≦ｒ／ｄ≦０．８としたものである。

　本発明に係る熱交換器およびこの熱交換器を用いた冷凍サイクル装置によれば、非共沸混合冷媒であるＨＦＯ１１２３と、Ｒ３２と、ＨＦＯ１２３４ｙｆとの混合冷媒を採用した際に、扁平管の流路内の濃度境界層における物質拡散抵抗Ｒ（熱抵抗）を減少させて伝熱管内の熱伝達率（管内熱伝達率Ｋ）の向上を図ることができる。

本発明の実施の形態１に係る熱交換器に用いられる扁平管の断面図である。 本発明の実施の形態１に係る扁平管の流路の断面拡大図である。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器の伝熱管内の熱抵抗を示す説明図である。 本発明の実施の形態１に係る流路内部においてｒ／ｄ（流路の長辺部２ｃ間の距離をｄ、流路の円弧部２ｂを半径長さをｒとする）の値が小さい場合における液膜の状態を示した図である。 本発明の実施の形態１に係る流路内部においてｒ／ｄ（流路の長辺部２ｃ間の距離をｄ、流路の円弧部２ｂを半径長さをｒとする）の値が大きい場合における液膜の状態を示した図である。 本発明の実施の形態１に係る伝熱管における非共沸混合冷媒の気液相平衡図である。 本発明の実施の形態１に係る熱交換器を凝縮器として用いた場合の扁平管１内の流路断面における長辺部２ｃ間の距離ｄと円弧部２ｂの半径長さｒの比ｒ／ｄと、管内熱伝達率Ｋとの関係を示したグラフである。 本発明の実施の形態２に係る扁平管の流路内部における液膜の状態を示した図である。 本発明の実施の形態１及び２に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。

　以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。なお、以下に説明する実施の形態によって本発明が限定されるものではない。

　実施の形態１．
　図１は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器に用いられる扁平管の断面図である。
　図２は、本発明の実施の形態１に係る扁平管の流路の断面拡大図である。
図１に示す熱交換器の伝熱管である扁平管１は、フィンチューブ式熱交換器等に使用されるものである。扁平管１は、アルミニウム等の押し出し成形により製造される。扁平管１の内部には熱媒体である冷媒等が流通する複数の流路２が開口している。流路２は、図２に示すように略矩形状の断面形状を有しており、扁平管１内で並行に冷媒が流通するように一方向に並んで配置されている。

　流路２の断面は、図２に示すように一対の平行な短辺部２ａと、一対の平行な長辺部２ｃと、短辺部２ａと長辺部２ｃとが交差する四隅に形成された半径の長さｒの円弧部２ｂと、で構成されている。すなわち、流路２の断面形状が矩形の四隅の角が円弧状となる矩形形状（角丸長方形）となっている。
　円弧部２ｂは１／４円形状となっており、その両端部は短辺部２ａと長辺部２ｃに接して滑らかに接続されている。

　実施の形態１に係る熱交換器では、冷媒として非共沸混合冷媒を採用し、例えばＨＦＯ１１２３、Ｒ３２、ＨＦＯ１２３４ｙｆの３種混合冷媒を用いる。

　図３は、本発明の実施の形態１に係る熱交換器の伝熱管内の熱抵抗を示す説明図である。
　伝熱管内の熱の伝わりやすさは、管内熱伝達率Ｋ［Ｗ／ｍ^２・Ｋ］の値で示される。管内熱伝達率Ｋは、伝熱管の内部を流れる冷媒と、伝熱管内表面との間の熱伝達率を示し、熱交換器の熱交換性能を示す１つの指標である。管内熱伝達率Ｋの値が大きい程、伝熱管内の熱抵抗は小さくなり、熱交換器としての熱交換性能が高いことを示す。

　管内熱伝達率Ｋは、伝熱管流路内の冷媒の状態により変動する。
　伝熱管内にガス冷媒が流通し凝縮するときは、伝熱管の中心に蒸気相４（蒸気バルク）が流れるとともに管壁３に液膜５を形成しながら伝熱作用が進む。
　管内熱伝達率Ｋは、蒸気相４と気液界面６との間の物質拡散抵抗Ｒ（熱抵抗）と、液膜５の熱伝達率αＬとの関数で決定される。

　はじめに、蒸気相４と気液界面６との間の物質拡散抵抗Ｒ（熱抵抗）について説明する。
　蒸気相４と気液界面６との間の物質拡散抵抗Ｒ（熱抵抗）は、蒸気相４と気液界面６との間の物質伝達率βｖの関数であり、物質伝達率βｖが大きくなると物質拡散抵抗Ｒは小さな値となる。
　冷媒の蒸気相４と気液界面６の温度変化は、蒸気相４と気液界面６との間の物質拡散抵抗Ｒ（熱抵抗）により生じる。物質拡散抵抗Ｒが大きくなると熱抵抗が増加し、冷媒の蒸気相４と気液界面６との温度差（非共沸混合冷媒の濃度差）が大きくなる。

　流路２内の蒸気相４の温度である蒸気バルクの状態点の温度Ｔｖｂと気液界面６の温度Ｔｉは、物質伝達率βｖと相関気液界面の乱れφｖおよび冷媒の凝縮量ｍとにより変動する。
　ここで、βｖ（物質伝達率）∽φｖ（相間気液界面の乱れ）・ｍ（冷媒の凝縮量）の関係があり、φｖ（相間気液界面の乱れ）・ｍ（冷媒の凝縮量）の値が大きい程βｖ（物質伝達率）も大きくなる。
　すなわち、物質伝達率βｖが大きくなると物質拡散抵抗Ｒが小さくなり、管内熱伝達率Ｋが向上する。その結果、蒸気バルクの状態点の温度Ｔｖｂと気液界面６の温度Ｔｉとの温度差が小さくなる。

　次に、液膜の熱伝達率αＬについて説明する。
　気液界面の温度Ｔｉと流路２の壁面温度Ｔｗは、液相部の熱伝導により変動し、液膜の熱伝達率αＬ∽λ（熱伝導率）／δ（液膜厚さ）の関係となる。
　すなわち、液膜厚さδが小さくなり熱伝達率αＬが大きくなると管内熱伝達率Ｋが向上する。
　よって、管内熱伝達率Ｋを向上させるには、蒸気相４と気液界面６との間の物質拡散抵抗Ｒと、液膜の熱伝達率αＬとの関数の極大値を探す必要がある。

　図４は、本発明の実施の形態１に係る流路内部においてｒ／ｄ（流路の長辺部２ｃ間の距離をｄ、流路の円弧部２ｂを半径長さをｒとする）の値が小さい場合における液膜の状態を示した図である。
　図５は、本発明の実施の形態１に係る流路内部においてｒ／ｄ（流路の長辺部２ｃ間の距離をｄ、流路の円弧部２ｂを半径長さをｒとする）の値が大きい場合における液膜の状態を示した図である。

　伝熱管内にガス冷媒が流通し凝縮するときは、図４や５に示すように伝熱管の中心にガス冷媒（蒸気バルク）が流れるとともに管壁３に液膜５を形成しながら伝熱作用が進む。　図４に示すｒ／ｄ（流路２の長辺部２ｃ間の距離をｄ、流路２の円弧部２ｂを半径長さをｒとする）が小さい値の場合における流路２の内部においては、四隅に液膜が集中し、辺部の液膜厚さδは薄くなる。また、液膜厚さδが薄いため辺部の気液界面の乱れφｖは小さく、四隅では気液界面の乱れφｖは大きくなる。
　また、図５に示すように図４の流路２に比べてｒ／ｄが大きい値の場合は、液膜厚さδはほぼ均一に形成され、図４の状態よりも各辺部の全域で液膜厚さδが確保され気液界面の乱れφｖは大きくなる。

　図６は、本発明の実施の形態１に係る伝熱管における非共沸混合冷媒の気液相平衡図である。
　実施の形態１に係る非共沸混合冷媒は、低沸点冷媒となるＨＦＯ１１２３＋Ｒ３２と、高沸点冷媒となるＨＦＯ１２３４ｙｆとの混合冷媒である。
　図６には、この非共沸混合冷媒の蒸気バルクの状態点が黒丸で示されており、飽和蒸気線上を移動する。このとき、蒸気バルクの状態点の温度はＴｖｂとなり、気液界面は気液平衡状態となって温度Ｔｉとなり、さらに液相および壁面温度Ｔｗは過冷却領域に存在する。

　熱交換器における凝縮作用は、冷媒組成ｙｂの非共沸混合冷媒の場合、蒸気バルクの状態点が過熱蒸気から点Ａの状態となり凝縮を開始する。点Ａの蒸気バルクは凝縮して点Ａ’の状態の飽和液となる。

　凝縮が進むと、高沸点冷媒であるＨＦＯ１２３４ｙｆの組成比が高い混合冷媒が先に凝縮し、蒸気バルクの状態点の温度Ｔｖｂは徐々に低下する。このとき気液界面の温度Ｔｉも同時に低下する。
　そして、最終的に蒸気バルクの状態点の温度Ｔｖｂは点Ｂの凝縮温度まで低下し、点Ｂ’の冷媒組成ｙｂの飽和液となる。

　高沸点冷媒となるＨＦＯ１２３４ｙｆの投入組成は、非共沸混合冷媒全体の５０～９０％の間において、蒸気バルク相と気液界面６との間の物質拡散抵抗Ｒが大きくなる。すると、蒸気バルクの状態点の温度Ｔｖｂと気液界面の温度Ｔｉとの温度差（非共沸混合冷媒の濃度差）が大きくなる。この状態で管内熱伝達率Ｋを向上させるために図５に示すような気液界面の乱れφｖを発生させ、物質伝達率βｖが大きくして物質拡散抵抗Ｒを小さくすることが有効である。

　反対に、ＨＦＯ１２３４ｙｆの投入組成が非共沸混合冷媒全体の５０％以下では、蒸気相４と気液界面６間との間の物質拡散抵抗Ｒが小さくなり、単一冷媒の特性に近づくことになる。すると、蒸気バルクの状態点の温度Ｔｖｂと気液界面の温度Ｔｉとの温度差（非共沸混合冷媒の濃度差）が小さくなる。よって、管内熱伝達率Ｋの向上に対する気液界面の乱れφｖの貢献度は小さくなる。
　なお、低沸点冷媒となるＨＦＯ１１２３とＲ３２の組成比は５０：５０から４０：６０程度となっており、疑似共沸冷媒となっている。よって、ＨＦＯ１１２３とＲ３２の混合冷媒はほぼ単一冷媒の特性と見なすことができる。

　以上のことから、本実施の形態１に係る熱交換器を凝縮器として用いた場合の扁平管１内の流路２の断面における長辺部２ｃ間の距離ｄと円弧部２ｂの半径長さｒとの比ｒ／ｄと、管内熱伝達率Ｋとの関係について図７に基づいて説明する。

　図７は、本実施の形態１に係る熱交換器を凝縮器として用いた場合の扁平管１内の流路断面における長辺部２ｃ間の距離ｄと円弧部２ｂの半径長さｒの比ｒ／ｄと、管内熱伝達率Ｋとの関係を示したグラフである。
　ここで、冷媒の流路２内における質量速度Ｇｒを一般的な熱交換器の条件で用いられるＧｒ＝２００［ｋｇ／ｍ^２・ｓ］とし、流路２の断面における長辺部２ｃ間の距離ｄと円弧部２ｂの半径長さｒとの比ｒ／ｄを０．００５≦ｒ／ｄ≦０．８の範囲とした場合、管内熱伝達率Ｋ［Ｗ／ｍ^２・Ｋ］はその最大値に対する１０％以内で極大値範囲となっており、効率上の最適値となっている。
　一方、疑似共沸混合冷媒であるＲ４１０Ａを用いた場合、ｒ／ｄは小さい程、管内熱伝達率Ｋ［Ｗ／ｍ^２・Ｋ］は増加する。
　以下に説明する。

　図７においてｒ／ｄが小さくなると、液膜５は流路２の四隅に集中し、長辺部２ｃ及び短辺部２ａの液膜５が薄く形成されるため、気液界面６と伝熱管の伝熱壁面との間の液膜厚さδは薄くなり、液膜５の熱伝達率αＬは高くなって、管内熱伝達率Ｋは向上することとなる。
　しかし、０．００５＞ｒ／ｄの領域では、長辺部２ｃ及び短辺部２ａの有効伝熱部での気液界面の乱れφｖが小さくなることで、蒸気側の物質拡散抵抗Ｒの増大により管内熱伝達率Ｋは大きく低下する。これら相反する効果を加味するとトータルの管内熱伝達率Ｋは低下する。

　なお、円弧部２ｂの液膜部では気液界面に乱れφｖは生じるものの冷媒の凝縮量ｍが小さいため、物質伝達率βｖが小さくなり物質拡散抵抗Ｒが増大して管内熱伝達率Ｋは低下する。また、液膜厚さδが厚くなって液膜５の熱伝達率αＬが小さくなるため、やはり管内熱伝達率Ｋは低下する。

　０．００５≦ｒ／ｄ≦０．８の領域では、液膜５の四隅への集中が弱まり、長辺部２ｃ及び短辺部２ａの液膜厚さδが０．００５＞ｒ／ｄの領域に比べて厚く形成されるため、液膜５の熱伝達率αＬは低くなって、管内熱伝達率Ｋは低下する。
　しかし、気液界面の乱れφｖは液膜厚さδが厚い分増加し、物質拡散抵抗Ｒが小さくなって、トータルの管内熱伝達率Ｋは０．００５＞ｒ／ｄの領域に比べて向上する。

　０．８＜ｒ／ｄの領域では、液膜５の四隅への集中がほとんど見られず、長辺部２ｃ及び短辺部２ａの液膜厚さδが０．００５≦ｒ／ｄ≦０．８の領域に比べて厚く形成されるため、液膜５の熱伝達率αＬは低くなって、トータルの管内熱伝達率Ｋは０．００５≦ｒ／ｄ≦０．８の領域に比べて低下する。

　よって、流路２の断面における短辺部２ａの長さｄと円弧部２ｂの半径ｒとの比ｒ／ｄを、０．００５≦ｒ／ｄ≦０．８の範囲とすることで、非共沸混合冷媒であるＨＦＯ１１２３と、Ｒ３２と、ＨＦＯ１２３４ｙｆとの混合冷媒を採用した際に、扁平管の流路内の濃度境界層における物質拡散抵抗Ｒ（熱抵抗）を減少させて管内熱伝達率Ｋ［Ｗ／ｍ^２・Ｋ］を効率上の最適値とすることができる。

　なお、実施の形態１に係る熱交換器では凝縮器として機能する場合について説明したが、蒸発器として機能する場合にも管内熱伝達率Ｋ［Ｗ／ｍ^２・Ｋ］に対して同様の効果を得ることができる。

　実施の形態２．
　実施の形態１では、扁平管１内の流路２を略矩形状の断面形状としていたが、実施の形態２では、実施の形態１に係る流路２の形状に加え、流路２の断面の長辺部２ｃに突起形状の凸帯部２ｄを設ける点が異なっている。
　図８は、本発明の実施の形態２に係る扁平管の流路内部における液膜５の状態を示した図である。

　液膜５は、流路２の内周上にほぼ均等に形成される。これは、円弧部２ｂと凸帯部２ｄ周囲との両方に液が分散するため液膜５の厚い部分が一部に集中しにくくなるためである。
　この結果、有効伝熱部で液膜厚さδの厚さが均一に確保され、気液界面の乱れφｖが大きくなる。よって、蒸気側の物質拡散抵抗Ｒが小さくなり、管内熱伝達率Ｋは向上する。また、管内伝熱面積が増加するため、熱交換器効率を向上させることができる。

　図９は、本発明の実施の形態１及び２に係る冷凍サイクル装置の冷媒回路図である。
　図９に示す冷媒回路図は、圧縮機１０、凝縮熱交換器１１、絞り装置１２、蒸発熱交換器１３、送風機１４、１５により構成されている。
　本発明の実施の形態１及び２に係る扁平管１を備えた熱交換器を凝縮熱交換器１１または蒸発熱交換器１３、もしくはそれらの両方に適することにより、エネルギー効率の高い冷凍サイクル装置を実現することができる。

　ここで、エネルギー効率は、次式で構成されるものである。
　暖房エネルギー効率＝室内熱交換器（凝縮器）能力／エネルギ－の全入力。
　冷房エネルギー効率＝室内熱交換器（蒸発器）能力／エネルギーの全入力。

　なお、上述の実施の形態１で述べた熱交換器およびそれを用いた冷凍サイクル装置については、鉱油系、アルキルベンゼン油系、エステル油系、エーテル油系、フッ素油系など、どんな冷凍機油を採用しても、冷媒への油の溶解度にかかわらず、上記効果を達成することができる。

　１　扁平管、２　流路、２ａ　短辺部、２ｂ　円弧部、２ｃ　長辺部、２ｄ　凸帯部、３　管壁、４　蒸気相、５　液膜、６　気液界面、１０　圧縮機、１１　凝縮熱交換器、１２　絞り装置、１３　蒸発熱交換器、１４　送風機、１５　送風機、Ｋ　管内熱伝達率、Ｒ　物質拡散抵抗、Ｔｉ　気液界面温度、Ｔｖｂ　蒸気バルクの状態点の温度、Ｔｗ　壁面温度、ｍ　凝縮量、ｒ　円弧部の半径の長さ、ｄ　長辺部間の距離、ｙｂ　冷媒組成、αＬ　液膜の熱伝達率、βｖ　蒸気側の物質伝達率、λ　液膜の熱伝達率、δ液膜厚さ、φｖ　気液界面の乱れ。

Claims (5)

1. 　ＨＦＯ１１２３、Ｒ３２、ＨＦＯ１２３４ｙｆの混合冷媒が熱媒体として流通する扁平管を有する熱交換器であって、
   　前記扁平管は前記熱媒体が流通する複数の流路を有し、
   　前記流路の断面は、対向する短辺部と、対向する長辺部と、前記短辺部と前記長辺部とが交差する四隅に形成された円弧部と、により四隅が円弧状となる矩形形状として構成され、
   　前記長辺部間の距離ｄと、前記円弧部の半径長さｒとの比ｒ／ｄを０．００５≦ｒ／ｄ≦０．８とした熱交換器。
2. 　前記混合冷媒のうちＨＦＯ１２３４ｙｆの混合比を５０ｗｔ％以上９０ｗｔ％以下とした請求項１に記載の熱交換器。
3. 　前記長辺部には、前記扁平管の軸方向に突設された凸帯部が形成された請求項１または２に記載の熱交換器。
4. 　前記扁平管は、押し出し成形で成形される請求項１～３のいずれか１項に記載の熱交換器。
5. 　請求項１～４のいずれか１項に記載の熱交換器を有する冷凍サイクル装置。

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